Текст
БЫСТРОХОДНОГО
дизеля
г,*
Т. м. МЕЛЬКУМОВ
Доктор технических наук,
профе ссор Военной Воздушной
ордена Ленина Академии Красной Армии
имени И. Е. Жуковского
-WA/-
ТЕОРИЯ
БЫСТРОХОДНОГО
ДИЗЕЛЯ
✓
Допущено Всесоюзным комитетом
по делам высшей школы
при СНК СССР
в качестве учебника для высших
авиационных учебных заведений
НКАП * СССР
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
ОБОРОННОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Москва 1944 г* 1 »*
» SSI.S'O(
Книга проф. Т: М. Мелькумова «Теория быстроходного
дизеля» составлена по программе, принятой на инженерном,
факультете Военной Воздушной Ордена Ленина Академии
Красной Армии имени Н. Е. Жуковского. В систематическом
порядке автор излагает вопросы, относящиеся к циклам,
рабочему процессу, тепловому расчету, топливу, распылива-
нию топлива, двухтактному процессу, характеристикам и
специальной аппаратуре быстроходных дизелей. В некоторых
разделах, особенно в разделе характеристик, трактовка мате-
риала относится, главным образом, к авиационным дизелям.
Книга представляет собой учебник для втузов и может
быть использована также в качестве пособия инженерно-
техническими работниками заводов и лабораторий.
Редактор Г. К- Холоманов
Л 25612. Подп. к печ. 28/1 1544 г. Тираж 3000 экз. Печ. л. 25 4-4 вкл;
Уч.-авт. л. 31,5. Зн. в печ. л. 49000. Цена в переплете 20 руб. Зак. 1343.
1С-я типография треста «Полнграфкнига» ОГИЗа при СНК РСФСР.
Москва, Трехпрудчый, 9.
ОПЕЧАТКИ
Стр. Строка Напечатано Должно быть По чьей вине
\ 24 9 снизу ' «ьУт34,4Гт Ут яь34,4Ут тип.
48 1 сверху (2) (3) авт.
66 67 табл. П 1 5 сверху / (Т = 273°) (Т —273°) ред.
ее 14 снизу — Ра~ Ра = Рк — Ра корр.
71 18 снизу %ь = ёь = ТИП.
93 6 сверху ’’tyrPkH tt ЪРкН£ авт.
07 2 снизу QK, Qe, корр.
17J структурная н С Но
формула (низ) авт.
238 6 снизу /ул+у-у <У/< + Ус У ГУк+Уе \« \У* + УГ У тип.
249 Подпись под а — акро . . б — акро ....;
фиг. 194' ред.
294 j 8 снизу Чг * корр.
307 17 сверху СПО Gb0 Св/, тип.
34) 1 341 20 снизу 1 4 » / В ~ть В = п:Ь тип.
397 5 снизу 1 1 i /4 авт.
АГ е л ь к у м о г, Теория быстроходного диве л я.
Глава IV. Действительный рабочий процесс. Механизм воспламене-
ния топлива. Методика физико-химического расчета рабо-
чего процесса ...................................................... 101
§ 25. Общая характеристика действительного процесса сгорания
в дизеле...................................................... 101
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие.............- . .............................. 7
Глава I. Введение.................................................... 9
§ 1. Особенности процесса Дизеля ......... ....... 9
§ 2. Впрыск топлива в цилиндр................: . . . . . 18
§ 3. Схема двухтактного процесса......................... . 27
Глава П. Идеальные циклы........................................... 32
§ 4. Общие соображения........................................ 32
§ 5. Цикл Дизеля ......................... . . . . 32
§ 6. Цикл Сабатэ ............................................ 36
§7.0 формулах термического к. п. д. циклов ... . 41
§ 8. Сравнение термодинамических качеств циклов Отто и Дизеля . 41
Глава III. Термохимия'процесса сгорания и тепловой расчет ... 46
§ 9. Элементарный состав топлива и реакции окисления ...... 46
§ 10. Количество необходимого для сгорания воздуха и состав про-
дуктов сгорания........................................ .... 47
§11. Определение степени использования воздуха и неполноты сго-
рания путем анализа выхлопных газов............................ 49
§ 12. Коэфициент молекулярного изменения........................ 55
§ 13. Теплоемкость газов..................................... 57
§ 14. Внутренняя энергия и теплосодержание газов................ 62
§ 15. Коэфициент наполнения и остаточный коэфициент. Параметры
рабочего тела в начале сжатия................................... 67
§ 16. Схема теплового расчета................................. 75
§ 17. Процесс сжатия.... ................... . . 77
§ 18. Уравнение сгорания . . . 80
§ 19. Процесс расширения........................................ 86
§ 20. Среднее индикаторное давление............................. 88
§21. Индикаторный к. п. д. и расход топлива на индикаторную
силу-час........................................................ 89
§ 22. Индикаторная и эффективная мощность двигателя. Механиче-
ский к. п.д. Расход топлива на эффективную силу-час .... 90
§ 23. Сравнение индикаторных мощностей различных двигателем . . 94
§ 24. Тепловой баланс двигателя ................................ 97
Глава IV. Действительный рабочий процесс. Механизм воспламене-
ния топлива. Методика физико-химического расчета рабо-
чего процесса . .................................................. 101
§ 25. Общая характеристика действительного процесса сгорания
в дизеле.............................................. ..... 101
§ 26. Механизм воспламенения топлив ... . ..........
§ 27. Методика физико-химического расчета процесса сгорания . . .
Глава V. Влияние различных факторов на воспламенение и сго-
рание ................................................. 12S
§ 28. Влияние свойств топлив ...................... 128
Влияние химической структуры топлива. Температура
самовоспламенения. Влияние присадок к топливу.
§ 29. Влияние конструктивных факторов . . . ^.................. 136
Влияние степени сжатия. Влияние конструкции Камеры
сгорания. Влияние давления распиливания топлива. Влия-
ние завихрения воздуха. Влияние закона подачи топлива.
Влияние материала поршня.
§ 30. Влияние условий на всасывании........................... 146
Влияние температуры наружного воздуха. Влияние давле-
ния на всасывании. Влияние наддува и дросселирования.
Влияние концентрации кислорода и примесей в воздухе .
§ 31. Влияние эксплоатационных факторов........................ 153
Влияние нагрузки и числа оборотов. Влияние опережения
впрыска. Влияние теплового состояния двигателя.
Глава VI. Топливо для дизелей............,........................ 160
§ 32. Физико-химические константы топлива..................... 160
Удельный вес. Теплотворная способность. Элементарный
состав. Вязкость. Фракционный состав/ Температура
вспышки. Температура воспламенения. Температура само-
воспламенения. Содержание воды. Содержание механиче-
ских примесей. Содержание серы. Содержание золы. Коксо-
образОвание. Выделение смол. Нейтральность. Температура
застывания. Групповой химический состав.
§ 33. Методы оценки качества топлива.......................... 169
§ 34. Моторные методы ................... . 171
Метод периода запаздывания воспламенения. Метод крити-
ческой степени сжатия. Метод гептановых чисел. Метод
пуска.
§ 35. Лабораторные методы........................................ 179
Индекс воспламенений. Анилиновая точка. Дизельный
индекс. Вязкостно-весовая постоянная. Постоянная удель-
ного веса — точки кипения. Удельный парахор. Качествен-
ное число воспламенения. Характеристический фактор
ПОР.
§ 36. Сопоставление различных методов оценки качества дизельного
топлива ..... 184
Глава VII. Распиливание топлива 188
§ 37. Общие определения........................................ 188
§ 38. Причины и формы распада струи............................ 189
§ 39. Распределение топлива в струе.......................... 198
§ 40. Тонкость п однородность распыливания..................... 204
Понятие о тонкости распыливания. Однородность распы-
ливания.
§ 41. Влияние различных факторов на тонкость и однородность рас-
пыливания ...................................................... 208
Влияние давления впрыскивания. Влияние противодавле-
ния. Влияние числа оборотов валика насоса. Влияние
вязкости топлива. Влияние конструкции сопла.
§ 42. Дальнобойность струи...................................... 216
§ 43. Влияние различных факторов па дальнобойность и угол конуса
струн........................................................... 220
Влияние давления впрыскивания. Влияние противодавле-
ния. Влияние температуры воздуха и топлива. Влияние
диаметра сопла. Влияние числа оборотов на, дальнобой-
ность. Влияние удельного веса топлива на дальнобойность.
Влияние конструкции сопла на дальнобойность.
Глава VIII. Камеры сгорания быстроходных дизелей.................... 225
§ 44. Назначение и классификация камер сгорания . 225
§ 45. Одцополостные камеры сгорания .... . - 227
§ 46. Камера Гессельмана . .............. . . 228
§ 47. Камера сгорания авиационного дизеля Паккард 230
§ 48. Камера сгорания дизеля Юнкере......... 232
§ 49. Двухполостные камеры сгорания .... 235
§ 50. Предкамерные конструкции дизельных головок . 236
§ 51. Камера сгорания .Панова 245
§ 52. Акро-камера........ 248
§ 53. Вихревая камера Рикард > ... 250
§ 54. Камера Оберхенсли . 257
§ 55. Камера сгорания двигателя Заурер.......................... 257
§ 56. Камера сгорания экспериментального двигателя NACA . 25
57. Смесеобразование и сгорание в двигателе Жальбера . . 260
Глава IX. Характеристики авиационного дизеля . 264
§ 58. Общие замечания ... ....... 264
§ 59. Номенклатура мощностей . ......... ... 265
§ 60. Основные виды характеристик авиационного дизеля . 267
§ 61. Зависимость мощности и экономичности двигателя от различ-
ных факторов . . . . “..................................... 268
Индикаторный к. п. д. Индикаторная мощность. Мощность
трения. Мощность, затрачиваемая на нагнетатель.
§ 62. Внешняя характеристика четырехтактного дизеля ............ 289
Невысотный дизель без наддува. Высотный дизель. Слу-
чай с механическим приводом нагнетателя. Случай ЦН с гид-
равлическим приводом. Случай газотурбинного привода.
§ 63. Винтовая характеристика четырехтактного дизеля............ 297
Невысотный дизель без наддува. Двигатель с нагнетателем.
§64 Экономическая характеристика. ..... ........... 302
§ 65. Высотная характеристика четырехтактного дизеля . . 305
Случай р ф const.
§ 66. Общие соображения о характеристиках двухтактного дизеля . 311
Глава X. Типы двухтактных двигателей. Расчет сечений выхлопных
и продувочных органов........................................... 316
§ 67. Основные задачи продувок - 316
§ 68. Схемы продувки............... .317
§ 69. Схема расчета выхлопа и продувки 329
§ 70. Выхлоп до продувки.................................... 332
§ 71. Продувка и выхлоп во время продувки 337
§ 72. Располагаемое время-сечение ... . . . . 34q
Случай щелевой продувки с окнами, расположенными
в нижней части цилиндра. Случай прямоточной продувки
типа Юнкере. Случай прямоточной клапанно-щёлевой про-
дувки
§ 73. Сравнение четырехтактных и двухтактных дизелей.......... 347
Глава XI. Специальная дизельная аппаратура....................... 353
§ 74. Основные задачи и с^хемы впрыскивающей системы.......... 353
§ 75. Классификация топливных насосов. Схемы регулировок подачи 355
§ 76. Насос Бош............................................... 357
§ 77. Насосы Юнкерса................................... .... 361
§ 78. Топливный насос авиационного дизеля Паккард .... 367
§ 79. Насос Деккеля.......................................... 369
§ 80. Насос Экс-Челло 373
§ 81. Насос Сцинтилла 376
§ 82. Насос Коатален .... 379
§ 83. Топливный насос Клерже . . 379
§ 84. Регулировка топливных насосов ~ 382
§ 85. Классификация и схемы форсунок 392
§ 86. Сопла форсунок.......................................... 392
§ 87. Форсунка авиадизеля Паккард . 393
§ 88. Форсунка авиадизеля Юнкере 393
§ 89. Форсунка Бош ... . . 394
§ 90. Форсунка Коатален....................................... 397
§ 91. Сравнение открытых и закрытых форсунок. 398
§ 92. Регулировка форсунок.................................... 400
§ 93. Сжимаемость жидкого топлива ... 401
§ 94. Расчет диаметра отверстий сопла форсунки . 403
§ 95. Расчет основных размеров топливного насоса 405
§ 96. Трубопроводы высокого давления 409
§ 97. Топливные фильтры . . 411
§ 98. Подкачивающие помпы 413
Переч ень использованной литературы... ............... 415
Приложение:
Основные данные некоторых авиационных конструкций дизелей . . (вкл.)
ПРЕДИСЛОВИЕ
Быстроходный дизель получил широкое распространение
в энергетическом хозяйстве передовых в техническом отношении
стран. На тракторах, грузовых автомобилях, танках, катерах и на
различных вспомогательных машинах успешно эксплоатируются
быстроходные дизели, выявляя во всех случаях свое основное
достоинство —экономичность.
Авиация до сих пор еще, к сожалению, практически не приме-
няет дизелей, несмотря на удовлетворительный многолетний опыт
иностранных фирм. Это объясняется рядом причин, лишь отчасти
связанных с особенностями рабочего процесса быстроходных дизелей
и, главным образом, лежащих вне дизелей. Во всяком случае
современный инженер-двигателист уже не может обойтись без
солидных знаний из области быстроходного дизелестроения.
Предлагаемый труд соответствует программе инженерного
факультета Военной Воздушной Ордена Ленина Академии Красной
Армии имени Н. Е. Жуковского и предназначен для студентов
втузов и инженеров заводов. Методическое построение курса,
разработка и трактовка отдельных вопросов являются результатом
многолетней инженерной и педагогической работы автора. Изложение
материала и содержание курса предполагает общую теорию быст-
роходного дизеля, но в отдельных случаях,—а в разделе характе-
ристик главным образом,—имеется в виду авиационный дизель.
В книге отсутствуют разделы с описанием конструктивных
и эксплоатационных особенностей дизелей, а также не освещается
совместная работа насосов и форсунок. Эти вопросы будут опубли-
кованы отдельно.
При разработке курса автор опирался на пройденный слушате-
лями Академии материал по теории бензиновых авиационных
двигателей. В настоящей работе, при рассмотрении процесса
Дизеля, наряду с коэфициентом избытка воздуха, введена обрат-
ная величина—степень использования воздуха, которая встречается
в литературе и которая, по мнению автора, лучше соответствует
процессу Дизеля.
Работа окончательно подготовлена к печати во время Великой
отечественной войны, в которой быстроходный .дизель нашел успеш-
ное боевое применение.
Описание конструкций отдельных элементов дизельной аппаратуры
составлено инженер-майором Д. Е. Городенским.
Т. М. Мелькумоб
Глава I
ВВЕДЕНИЕ
§ 1. Особенности процесса Дизеля
Дизелестроение имеет почти полувековую историю. Изобретен-
ный Р. Дизелем четырехтактный двигатель с высоким сжатием воз-
духа и впрыскиванием топлива в цилиндр в конце сжатия с по-
мощью подготовленного в специальном компрессоре воздуха полу-
чил наименование дизель. Принцип дизеля устраняет необходимость
в особых приборах зажигания, так как воспламенение топлива
обеспечивается высокой температурой воздуха в конце сжатия. Ди-
зели строились в виде четырех- и двухтактных двигателей. В про-
цессе развития этих двигателей были внесены крупные изменения
в конструкцию, способы смесеобразования и распыливания топли-
ва. Тем не менее за этими двигателями сохранилось их первона-
чальное название—дизели. Иногда дизели называют нефтяными
двигателями, так как стационарные и судовые дизели работают
на нефти или на нефти, из которой удалены бензиновые фракции.
Термин «нефтяные двигатели» следует признать неудачным, так как
он не отражает принципиальных особенностей процесса Дизеля;
к тому же современные быстроходные двигатели Дизеля работают
на легких погонах нефти. Более удачен применяемый в англий-
ской и американской литературе термин «двигатель с воспламе-
нением от сжатия», но и он не определяет всех главнейших осо-
бенностей процесса Дизеля. Так например, можно сжимать не чи-
стый воздух, а горючую смесь и воспламенять ее от сжатия. Иногда
главной особенностью двигателя Дизеля считают раздельный ввод
воздуха и топлива; однако, одно только это понятие не определяет
двигатель Дизеля. Действительно, можно ввести в цилиндр воздух
и топливо раздельно в период всасывания или сжатия и воспламе-
нить горючую смесь с помощью специального аппарата зажигания,
как это и делается в современных германских авиационных дви-
гателях легкого топлива. Мы предпочитаем термин «дизель» по той
причине, что все двигатели рассматриваемого типа, несмотря на
,все разнообразие их конструктивного оформления и несмотря на
крупные отличия от прототипа, созданного Дизелем, все же сохра-
няют основные принципы первоначального двигателя Дизеля—
сжатие чистого воздуха и воспламенение топлива от сжатия.
Дизелем мы называем всякий поршневой двигатель внутреннего
сгорания, в цилиндрах которого сжимается воздух; топливо, впры-
9
скива'емое в конце сжатия, воспламеняется вследствие высокой тем-
пературы воздуха. Необходимыми агрегатами дизеля являются
топливный насос и форсунка высокого давления, служащие для
дозировки, введения в цилиндр и распиливания горючего.
В четырехтактном дизеле процессы за один цикл выполняется
в следующей последовательности. За первый такт, при движении
поршня от ВМТ к НМТ происходит всасывание воздуха из атмо-
сферы или наполнение цилиндра воздухом из ресивера с повышен-
ным против атмосферы давлением, созданным особым нагнетателем
или компрессором. Во время первого такта всасывающий клапан
открыт. Во втором такте при движении поршня к ВМТ клапаны
закрыты и в цилиндре происходит сжатие воздуха; степень сжатия
в дизеле выбирают с таким расчетом, чтобы возросшие температура
и давление воздуха в конце сжатия обеспечили воспламенение
топлива, впрыск которого в цилиндр начинается незадолго до ВМТ.
Давление воздуха в конце сжатия обычно не ниже 30 кг/см2 и в дви-
гателях с наддувом и высокой степенью сжатия доходит до 70 кг/см2;
температура воздуха в конце сжатия обычно не ниже 500—550° Ц
и часто доходит до 800° Ц. Сгорание топлива начинается вблизи
ВМТ и в основном происходит в начале третьего такта. В течение
процесса сгорания в цилиндре дизеля повышается давление. Макси-
мальное давление вспышки достигает 60—100 кг/см2 и выше в зависи-
мости от типа камеры сгорания, величины наддува и степени сжатия.
Во время третьего такта при движении поршня к НМТ клапаны
остаются закрытыми; в цилиндре заканчиваются процессы сгорания
топлива и происходит расширение продуктов сгорания. В конце
хода расширения незадолго до НМТ открывается выхлопной клапан
и происходит процесс выхлопа отработавших газов; при этом давление
в цилиндре быстро падает как вследствие продолжающегося расшире-
ния, так и, главным образом, из-за уменьшения количества газов в
цилиндре. В четвертом такте поршень движется к ВМТ при открытом
выхлопном клапане, выталкивая отработавшие газы из цилиндра.
В конце выталкивания открывается всасывающий клапан; выхлоп-
ной клапан продолжает оставаться открытым в течение некоторого
времени. Подобное перекрытие клапанов имеет целью улучшить
очистку камеры сжатия от отработавших газов. Так как в дизеле
в цилиндр поступает воздух без топлива, то перекрытие клапа-
нов может быть более продолжительным, чем в карбюраторных
двигателях, где пределы перекрытия клапанов ограничены опас-
ностью воспламенения свежей смеси при контакте с отработавшими
газами. Таким образом в дизеле можно более полно очистить камеру
сжатия от остаточных газов, чем у карбюраторного двигателя,
тем более что объем камеры сжатия у дизеля вследствие более вы-
сокой степени сжатия значительно меньше, чем у карбюраторного
двигателя и относительное количество остаточных газов у дизеля
всегда меньше. У дизелей с наддувом можно, увеличив перекрытие
клапанов, добиться путем продувки камеры сжатия свежим возду-
хом полного или почти полного вытеснения остаточных газов
в выхлопной трубопровод.
Раздельный ввод воздуха и топлива в цилиндр и впрыск топлива
в процессе сжатия позволяют выполнить дизель двухтактным. Про-
10
блемы предупреждения потери смеси или ее воспламенения при про-
дувке, столь острые в двухтактных карбюраторных двигателях,
отпадают в дизеле.
Процессы за один цикл в двухтактном двигателе выполняются
в следующей последовательности. При движении поршня от НМТ
к ВМТ сначала закрываются окна или клапаны, через которые
в цилипдр поступает свежий заряд и из цилиндра удаляются отра-
ботавшие газы; вслед за этим осуществляется процесс сжатия.
В конце сжатия впрыскивается топливо, которое воспламеняется
от высокой температуры сжатого воздуха и сгорает. При движении
поршня к НМТ после сгорания происходит процесс расширения
продуктов сгорания. В конце расширения открываются выхлопные
окна, или клапаны, и происходит выхлоп отработавших газов;
давление в цилиндре понижается. После этого открываются про-
дувочные окна (или клапаны), и полость цилиндра сообщается
с ресивером, в котором при помощи особого компрессора поддер-
живается повышенное давление. Воздух из ресивера устремляется
в цилиндр и вытесняет отработавшие газы в атмосферу; часть воз-
духа при этом теряется через выхлопные отверстия; часть отрабо-
тавших газов остается в цилиндре и смешивается со свежим возду-
хом. Процесс поступления в цилиндр воздуха и вытеснения отрабо-
тавших газов называется процессом продувки.При движении поршня
от НМТ к ВМТ закрываются продувочные и выхлопные окна; в за-
висимости от конструкции и назначения двигателя продувочные
окна могут закрываться раньше выхлопных, одновременно с ними
или позднее; в последнем случае будет осуществлен наддув. В ряде
конструкций наддув достигается и при одновременном закрытии
выхлопных и продувочных окон. После закрытия продувочных
и выхлопных окон в цилиндре производится сжатие воздуха,
после чего все описанные выше процессы повторяются снова
в той же последовательности.
Процесс дизеля имеет два отличительных признака—сжатие
воздуха и самовоспламенение топлива. Карбюраторный двигатель
|и двигатель со вспрыскиванием топлива за период всасывания в
трубопровод или непосредственно в цилиндр имеют только один,
определяющий их процесс признак,—сжатие горючей смеси.
Основываясь на этих признаках можно сделать целый ряд
заключений. Рассмотрим сначала случай двигателя со сжатием
горючей смеси.
Рабочий процесс всякого двигателя должен поддаваться регу-
(лированию извне, в противном случае нельзя обеспечить его пов-
торяемость и устойчивость работы двигателя на требуемом режиме
; и в данных условиях среды. Двигатель, в котором сжимается
горючая смесь, не может работать по принципу самовоспламенения,
так как момент воспламенения смеси относительно ВМТ, оказы-
вающий весьма существенное влияние на мощность и экономичность
двигателя, сильно меняется при изменениях режима. Если и можно
достичь желательного момента воспламенения смеси на одном
режиме, то изменение нагрузки, оборотов и теплового состояния
двигателя, условий окружающей среды или даже изменение каче-
ства топлива сдвигали бы в ту или иную сторону момент самовос-
✓
н
пламенения смеси. Таким образом двигатель, в котором сжи-
мается горючая смесь топлива с воздухом, должен иметь специаль-
ные аппараты для зажигания смеси. Исключение возможности
самовоспламенения топлива ограничивает выбор величины степени
сжатия. Так как условия воспламенения смеси в значительной
мере определяются качеством топлива, то величина степени
сжатия у карбюраторного двигателя определяется топливом.
Коэфициент полезного действия поршневого двигателя внутрен-
него сгорания зависит от степени расширения продуктов сгорания;
степень расширения у двигателей со сжатием горючей смеси при
прочих равных условиях зависит от степени сжатия, поэтому огра-
ничение последней предопределяет также и относительно невысокую
их экономичность.
То обстоятельство, что в цилиндры двигателя поступает смесь
топлива с воздухом, предъявляет определенные требования к топ-
ливу: топливо должно легко испаряться при низких температурах
воздуха, для того чтобы жидкие частицы топлива не оседали на
стенках цилиндров, всасывающих патрубков и смесепровода.
В противном случае нарушится желательная пропорция топлива
и воздуха; нарушится равномерность подачи топлива в различные
цилиндры и в один и тот же цилиндр за разные циклы; оседание
топлива на стенках цилиндра ухудшит условия смазки. Все это
отразится на мощности и экономичности, а также на надежности
двигателя. Поэтому для двигателя со сжатием горючей смеси наибо-
лее подходят легкие фракций нефти. Желание повысить степень
сжатия и тем самым экономичность двигателя заставляет отдать
предпочтение таким сортам легкоиспаряющихся топлив, которые
образуют с воздухом смеси, стойкие против самовоспламенения
и детонации.
Двигатели со сжатием горючей смеси обладают чрезвычайно
важной для авиации особенностью—полным использованием для
сгорания всего кислорода, находящегося в цилиндре. К моменту
воспламенения смесь в цилиндре более или менее однородна. В
зависимости от регулировки и состава смеси можно получить или
максимум мощности, если все молекулы кислорода будут вовлечены
в процесс сгорания, или максимум экономичности, если будет обес-
печено своевременное и полное сгорание всего введенного в цилиндр
топлива. Двигатель со сжатием горючей смеси полностью использует
кислород, содержащийся в цилиндре; поэтому при прочих равных
условиях такой двигатель будет иметь и наибольшую литровую
мощность, а следовательно, и относительно меньшие габариты.
Сравнительно невысокая величина давления смеси' в начале
воспламенения, обязанная небольшой величине степени сжатия,
предопределяет и относительно малую величину максимального
давления вспышки. Это благоприятно сказывается на размерах
и весе деталей и удельном весе двигателя.
Обратимся теперь к двигателю Дизеля.
То обстоятельство, что в цилиндре сжимается воздух, позволяет
повысить степень сжатия теоретически до любой величины; степень
сжатия не может быть ниже определенной величины, при которой
обеспечивается воспламенение топлива при всех возможных пуско-
12
вых и рабочих режимах двигателя. В исполненных двигателях сте-
пень сжатия равна 14 : 17. Вследствие высокой степени сжатия
удельный расход топлива на 30—-40% ниже, чем в карбюраторных
двигателях. Высокое давление в конце сжатия приводит в быстро-
ходных дизелях к высоким же давлениям вспышки. Это вызывает
увеличение веса деталей.
Топливо поступает в цилиндр в распыленном виде, имея невысо-
кую температуру. Физико-химические процессы, предшествующие
самовоспламенению топлива, требуют некоторого времени. Чем
ниже температура самовоспламенения топлива, или иначе, чем выше
склонность топлива к воспламенению, тем меньше промежуток вре-
мени между началом впрыска топлива в цилиндр и началом его
воспламенения или, иначе, тем меньше будет период запаздывания
воспламенения. Теоретически можно представить себе два крайних
случая. Первый случай: период запаздывания воспламенения равен
нулю, топливо воспламеняется и сгорает немедленно по поступле-
нии в цилиндр. В этом случае интенсивность тепловыделения в ци-
линдре будет трчно соответствовать интенсивности впрыска, интен-
сивность же впрыска можно регулировать профилем 'топливного
кулачка. Поэтому процесс сгорания в этом случае будет полностью
поддаваться регулированию. Однако, как будет видно из дальней-
шего, первый случай по степени использования воздуха является
несовершенным. Второй случай: воспламенение начинается после
того как вся порция топлива поступила в цилиндр. Положим, что
между моментом конца впрыска и моментом начала воспламенения
проходит время, достаточное для равномерного перемешивания
топлива с воздухом и образования однородной смеси. После возник-
новения пламени в отдельных точках пространства камеры сжатия,
в которых подготовка топлива к воспламенению завершена раньше,
чем в других, остальная масса топлива вовлекается в процесс сго-
рания с возрастающей скоростью. Закон тепловыделения и, следова-
тельно, характер изменения' давлений в цилиндре в данном случае
зависит только от условий смесеобразования и не может быть объек-
том регулировки. Максимальное давление вспышки, очевидно, бу-
дет более высоким, чем в первом случае. Ценность такого процесса
заключается в возможности более полного использования воздуха,
находящегося в цилиндре, так как период подготовки смеси в дан-
ном случае велик, и к началу воспламенения имеется достаточно
однородная смесь.
Подводя итоги, можно сказать, что первый случай позволяет
получить плавное развитие давлений в цилиндре, второй обусловли-
вает бурный, взрывной характер сгорания и значительное повыше-
ние давлений. С точки зрения управляемости и плавности процесса
для дизеля желательно топливо с наиболее коротким периодом
запаздывания воспламенения. Тяжелые фракции нефти fe этом отноше-
нии предпочтительнее бензина, так как температура самовоспламе-
нение тяжелых фракций ниже; по той же причине парафиновые
углеводороды предпочтительнее ароматических, более стойких про-
тив воспламенения. Следовательно, требования к топливу быстро-
ходных дизелей противоположны требованиям к топливу для дви-
гателей со сжатием горючей смеси.
13
Рассмотрим, в какой мере процесс дизеля позволяет использо-
вать для сгорания весь находящийся в цилиндре воздух. Прежде
всего установим, что следует понимать под коэфициентом избытка
воздуха дизеля. Как известно, коэфициент избытка воздуха пред-
ставляет собой отношение количества воздуха, действительно нахо-
дящегося в цилиндре, к количеству воздуха, теоретически необхо-
димому для полного сгорания топлива, введенного в цилиндр.
В карбюраторных двигателях при наличии перед воспламенением
однородной смеси коэфициент избытка воздуха имеет одно и то же
значение для любой части смеси, причем это значение теоретически
остается постоянным за весь период сгорания. Следовательно, коэ-
фициент избытка воздуха характеризует пропорцию топлива и воз-
духа в любой момент сгорания и, кроме того, характеризует степень
использования воздуха. В дизеле топливо впрыскивается в течение
определенного промежутка времени; сгорание топлива начинается
еще до окончания впрыска Нельзя предполагать, что топливо,
поступающее в цилиндр, немедленно равномерно перемешивается
с воздухом. Соотношение топлива и воздуха в каждый данный
момент времени различно для различных участков камеры; будут
места, где имеется или чистый воздух, или преимущественно топливо
или смесь топлива, воздуха и продуктов сгорания в разнообразных
пропорциях. В силу этого соотношение топлива и воздуха будет
переменно не только во времени, но и в пространстве цилиндра -
Если gB — кг — количество воздуха, находящегося в цилиндре;
gT— кг — количество топлива, впрыскиваемого в цилиндр за
один цикл;
г кг воздуха
Lo——теоретически необходимое количество воз-
пс ШОПЛиоИ
духа для полного сгорания 1 кг топлива, то, по определе-
нию, данному выше, коэфициент избытка воздуха будет
равен:
(1)
Вычисленный таким образом коэфициент избытка воздуха в слу-
чае дизеля не может характеризовать условия сгорания топлива,
а представляет только условную величину, по которой, при совер-
шенном сгорании топлива, молено судить только о степени исполь-
зования воздуха. Если не считаться с.неполнотой сгорания, то вели-
чина gTL0 представляет собой количество использованного для
сгорания воздуха. Лучше определяет степень использования воздуха
отношение
где gB есть полное количество находящегося в цилиндре воздуха.
Назовем р коэфициентом или степенью использования воздуха.
Как видно из формул (1) и (2)
₽=4’ (з)
т. е. коэфициент использования воздуха обратно пропорционален
коэфициенту избытка воздуха. Когда а=1, то весь воздух исполь-
14
зуется для сгорания и р=1; если а=2, то ₽=О,5, иначе—для сгора
ния используется только половина воздуха, находящегося в ци-
линдре. Связь между величинами В и а графически представлена
на фиг. 1.
Рассмотрим, как изменяется пропорция топлива и воздуха в слу-
чае когда за период впрыскивания в цилиндре нет воспламенения.
Пусть кривая 1 (фиг. 2) изображает графически закон подачи
топлива. Ординаты кривой 1 представляют собою суммарное количе-
ство топлива, поступаю
щего в цилиндр за вре-
мя от начала впрыска
до рассматриваемого мо-
мента. По оси абсцисс
отложен угол поворота
коленчатого вала или
пропорциональное ему
время t сек. Конечная
ордината gT изображает
все количество топли-
ва, введенного в ци-
линдр за период впрыс-
ка. За время впрыска
количество воздуха в
цилиндре остается по-
стоянным и равным gB
v-zta. Если предположить,
41 До топливо в любой
моДмент времени равно-
ме.1фно распределено по
°гоъему цилиндра, [то
^средний коэфициент из-
бытка воздуха а.х для
некоторого произволь-
ного значения времени
tx будет равен
а = 1 =
Х ’
гДе кг — количество
топлива, впрыснутого в
цилиндр за время tx. В
начале впрыска = О,
поэтому = 0 и ад, = оо.
В процессе впрыска Д"ж
впрыска Ag0C=gT, и
Фиг. 1. Значения коэфициента избытка воздуха
а в зависимости от степени использования воз
духа р.
Правая система координат относится к верхней
кривой.
(4)
возрастает и аж уменьшается. В конце
а — J- —.
° % fii^O
(5)
Величины коэфициента избытка воздуха обычно подсчитываются
по формуле (5). Изложенное выше показывает, что эти величины
только характеризуют полноту использования воздуха в цилиндре,
15
Фиг. 2. Изменение среднего зна-
чения коэфициента избытка воз-
духа в случае, когда за период
впрыскивания нет воспламенения.
не более. Кривая 2 на фиг. 2 показывает изменение средних значе-
ний а за время впрыска от а=оо до а=а0.
При рассмотрении предыдущего случая мы для простоты пред-
полагали, что во время впрыска воспламенение еще не начинается.
Если допустить, что период запаздывания воспламенения короче
периода впрыска и, кроме того, распространить исследование также
р на весь процесс сгорания, то вид кривой средних значений коэфи-
циента избытка воздуха сильно изменится. Пусть кривая 1 (фиг.З)
изображает графически закон подачи топлива в цилиндр, а период
запаздывания воспламенения 8 изображается отрезком О—(г, пусть
далее кривая 2 изображает закон сгорания топлива. Кривая 7 пред-
ставляет количество топлива bgx,
поступившего до рассматриваемого
момента времени в цилиндр; кривая
2 представляет количество топлива
bgx", сгоревшего в цилиндре до то-
го же момента времени.
Разность kgx — До£ = Agx,
очевидно, представляет количество
несгоревшего топлива, находящего-
ся в цилиндре. Количество несго-
ревшего топлива изобразится кри- "
вой О b с. Начальное количество
кислорода в цилиндре обозначим че-
рез О2шах? это количество кислород
да до начала воспламенения (то< '
ка с) практически не измените L ’
затем станет постепенно уменьшат 'ь'
ся в зависимости от закона сгора
ния топлива. По окончании про- '
цесса сгорания, вследствие избытка кислорода, в цилиндре оста-
нется некоторое количество кислорода • >
O2inin, причем
Огппп = Озтах — £тО,0^
где О2о—теоретически необходимое количество кислорода для пол-
ного сгорания 1 кг топлива, a gt—попрежнему полное количество
введенного в цилиндр топлива. Закон изменения запаса кислорода
изображен на фиг. 3 кривой 3.
Мгновенное среднее значение коэфициента избытка воздуха мо-
жет быть подсчитано по следующей формуле: |
^2тах
а* = ----------2- (р)
Aga-O.,
ь -о
В начале впрыскивания, когда числитель равен О2ша1, а зна-
менатель равен А^л020 = А^ж02о = 0, очевидно, аж=со, В конце
периода сгорания, когда числитель формулы (6) равен
ОгШах £1<Х0— Oamin,
16
Фиг. 3. Изменение средних значений
коэфициента избытка воздуха ах в
цилиндре дизеля за период впрыс-
кивания и сгорания; a^min = 1,67;
a,= l,5.
а знаменатель равен нулю, (Agx = O), снова ах = со. За период впры-
- скивания и сгорания величина ах уменьшается от оо до некоторого
минимального значения W1 и затем снова возрастает до со к концу
сгорания. Изменение величины ах на фиг. 3 представлено кривой 4.
На первый взгляд может показаться, что условия для сгорания
последних порций топлива благоприятны, так как обеспечен боль-
шой избыток кислорода; однако это не так. Первые порции топлива
сгорают в среде, заполненной воздухом с небольшой примесью оста-
точных газов (2—4%); после начала сгорания количество кислорода
в цилиндре уменьшается и по-
являются продукты сгорания. Чем
далее продвигается процесс сго-
рания, тем все более разбавляет-
ся остающийся в цилиндре кис-
лород инертными газами (азот+
остаточные газы+новые продукты
сгорания); поэтому молекулам то-
плива труднее находить себе не-
обходимое количество кислорода
для реакции.
Несмотря на улучшение коли-
чественного соотношения топлива
X и воздуха в конце сгорания, ка-
% чество сгорания ухудшается. Это
О; обстоятельство ограничивает ко-
личество впрыскиваемого топлива
и не дает возможности полного
использования всего воздуха. С
этой точки зрения, теоретичес-
кий случай растянутого во вре-
мени впрыска и воспламенения
топлива без периода запаздыва-
ния—случай, который мы рас-
смотрели раньше,>создает особен-
но неблагоприятные условия сго-
рания последних порций топлива,
так как здесь не остается времени для смесеобразования и продук-
ты сгорания образуются немедленно и одновременно с началом
впрыскивания. Наоборот, резкий, короткий впрыск и относительно
большой период запаздывания воспламенения оставляют время
Для смесеобразования особенно там, где имеется вихревое движе-
ние воздуха, и поэтому позволяют полнее использовать кислород
цилиндра. Однако, как уже указывалось, в этом случае следует
ожидать резкого повышения давления при сгорании. Степень
использования воздуха сильно зависит от условий смесеобразова-
ния и сгорания и, следовательно, для различных конструкций дви-
гателей может оказаться различной.
практика, в дизелях удается использовать для
70—75%' воздуха, находящегося в цилиндре;
' Как показывает
сгорания не более
1 Имеется в виду надежная работа дв1гНа1бВСНий Институ
г ЭФ
2 Т. М. Мелькумов
БИБЛИОТЕКА ’
этому соответствуеткоэфициент использования воздуха р 0,70—0,75
и коэфициент избытка воздуха а^?1,3—1,4. Это снижает литровую
мощность и заставляет увеличивать размеры и вес двигателя при
заданной мощности. Увеличению веса способствует также и отно-
сительно более высокое значение максимального давления вспышки.
Правда, при сравнении двухтактных дизелей с четырехтактным
двигателем со сжатием горючей смеси, соотношение может изме-
ниться в пользу дизеля, но здесь играет роль уже новый фактор—
частота циклов, а не свойства самого цикла.
Однако процесс Дизеля имеет и свои положительные особенности.
Вследствие того, что в цилиндре сжимается воздух и впрыскивается
топливо в конце сжатия, величина давления наддува в дизеле
теоретически не имеет ограничений. Это обстоятельство позволяет
значительно увеличить литровую мощность дизеля.
Большой избыток воздуха снижает температуру конца сгора-
ния, а более высокая, чем у карбюраторного двигателя, степень
расширения уменьшает температуру газов в конце расширения и. на
выхлопе. Поэтому у дизеля можно установить турбину, работаю-
щую на выхлопных газах без опасений за перегрев сопел и лопа-
ток рабочего колеса турбины. Использование газовой турбины
для наддува или для продувки повышает эффективную отдачу и
экономичность всей двигательной установки. Правда, энергия
отработавших газов в дизеле будет относительно меньше, чем в
двигателе со сжатием горючей смеси (из-за меньшей температуры
выхлопных газов), но надежность турбины на дизеле будет выше, а
это во многих случаях может оказаться решающим.
Преимущества процесса дизеля объясняют широкое распростра-
нение дизелей на стационарных и судовых установках малой и сред-
ней мощности, в танко- и тракторостроении. Они объясняют, почему
в настоящее время ведется серьезная работа над внедрением легких
быстроходных дизелей на воздушном транспорте.
§ 2; Впрыск топлива в цилиндр
Существуют два основных принципиально различных способа
ввода и распиливания топлива в цилиндре дизеля. Первый способ—
это способ пневматического распиливания, т. е. распиливание при
помощи сжатого воздуха; этот способ до недавнего времени (до
двадцатых годов нашего столетия) был единственным способом ввода
и распиливания топлива. Так как для подготовки распиливающего
воздуха высокого давления необходим компрессор, то дизели с
пневматическим распыливанием топлива часто называют компрес-
сорными дизелями. Второй способ—это способ механического рас-
пыливания; в этом случае топливо вводится и распыливается бла-
годаря высокому давлению, создаваемому особой впрыскивающей
аппаратурой, конструктивное устройство которой позволяет дозиро-
вать топливо и регулировать момент впрыска. Так как при втором
способе распиливания отсутствует компрессор, то дизели с меха-
ническим распыливанием называются также бескомпрессорными.
Бескомпрессорные дизелц получили быстрое и широкое развитие
после войны 1914—1918 гг. и в настоящее время, в силу целого ряда
18
этому соответствует коэфициент использования воздуха р 0,70—0,75
и коэфициент избытка воздуха а^1,3- 1,4. Это снижает литровую
мощность и заставляет увеличивать размеры и вес двигателя при
заданной мощности. Увеличению веса способствует также и отно-
сительно более высокое значение максимального давления вспышки.
Правда, при сравнении двухтактных дизелей с четырехтактным
двигателем со сжатием горючей смеси, соотношение может изме-
ниться в пользу дизеля, но здесь играет роль уже новый фактор—
частота циклов, а не свойства самого цикла.
Однако процесс Дизеля имеет и свои положительные особенности.
Вследствие того, что в цилиндре сжимается воздух и впрыскивается
топливо в конце сжатия, величина давления наддува в дизеле
теоретически не имеет ограничений. Это обстоятельство позволяет
значительно увеличить литровую мощность дизеля.
Большой .избыток воздуха снижает температуру конца сгора-
ния, а более высокая, чем у карбюраторного двигателя, степень
расширения уменьшает температуру газов в конце расширения и на
выхлопе. Поэтому у дизеля можно установить турбину, работаю-
щую на выхлопных газах без опасений за перегрев сопел и лопа-
ток рабочего колеса турбины. Использование газовой турбины
для наддува или для продувки повышает эффективную отдачу и
экономичность всей двигательной установки. Правда, энергия
отработавших газов в дизеле будет относительно меньше, чем в
двигателе со сжатием горючей смеси (из-за меньшей температуры
выхлопных газов), но надежность турбины на дизеле будет выше, а
это во многих случаях может оказаться решающим.
Преимущества процесса дизеля объясняют широкое распростра-
нение дизелей на стационарных и судовых установках малой и сред-
ней мощности, в танко- и тракторостроении. Они объясняют, почему
в настоящее время ведется серьезная работа над внедрением легких
быстроходных дизелей на воздушном транспорте.
§ 2. Впрыск топлива в цилиндр
Существуют два основных принципиально различных способа
ввода и распыливания топлива в цилиндре дизеля. Первый способ—
это способ пневматического распыливания, т. е. распиливание при
помощи сжатого воздуха; этот способ до недавнего времени (до
двадцатых годов нашего столетия) был единственным способом ввода
и распыливания топлива. Так как для подготовки распиливающего
воздуха высокого давления необходим компрессор, то дизели с
пневматическим распиливанием топлива часто называют компрес-
сорными дизелями. Второй способ—это способ механического рас-
пыливания; в этом случае топливо вводится и распыливается бла-
годаря высокому давлению, создаваемому особой впрыскивающей
аппаратурой, конструктивное устройство которой позволяет дозиро-
вать топливо и регулировать момент впрыска. Так как при втором
способе распыливания отсутствует компрессор, то дизели с меха-
ническим распиливанием называются также бескомпрессорными.
Бескомпрессорные дизели получили быстрое и широкое развитие
после войны 1914—1918 гг. и в настоящее время, в силу целого ряда
18
ОШ
i. . Мякиуии, Фнг' 51 Одноии-’11нлроаый компрессорный двигатель Дизеля мощностью 70 Л; с. при 180 об/мин. фирмы МА N.
/его-
преимуществ, о которых будет речь ниже, полностью вытеснили
компрессорные дизели.
Схема компрессорного дизеля показана на фиг. 4. На фиг. 5
изображен в разрезе одноцилиндровый тихоходный четырехтакт-
ный компрессорный дизель завода MAN (Maschinenfabrik Augsburg—
Nurnberg) мощностью 70 л. с. при 180 об/мин. Обозначения на фиг. 4
и 5 одинаковы. Воздух всасывается через фильтр-глушитель п
и всасывающий клапан е.
Г(еред ВМТ конца сжатия по-
мощью рычага г от кулачка,
находящегося на распреде-
лительном валике, припод-
нимается игла / форсунки t.
Полость форсунки t соеди
йена трубопроводами с тон-
ливным насосом h и рабочим
баллоном b сжатого воздуха.
Насос h всасывает топливо
из бака d и нагнетает необхо-
димую порцию топлива в
полость форсунки; нагнетает-
ся топливо в полость фор-
сунки обычно или во время
такта всасывания или в на-
чале такта сжатия; задачей
насоса в случае компрессор-
ного дизеля, у которого всег-
да применяется принуди-
тельный, механический при-
вод иглы форсунки, является
только дозировка топлива и
подвод его к выходному от-
верстию форсунки, поэтому
момент и закон нагнетания
топлива не имеют значения.
Рабочий баллон b сжатого
воздуха во время работы
двигателя всегда соединен с
полостью форсунки и, сле-
довательно, внутри форсун-
Фиг. 4. Схема компрессорного дизеля.
ки поддерживается высокое
Давление. Когда приподнимается игла / форсунки /, сжатый воздух
устремляется в цилиндр двигателя, увлекая топливо, распыливая
и перемешивая его с воздухом .и создавая вихревые движения воз-
духа внутри цилиндра. Сжатый воздух должен иметь давление
около 60—80 ат для обеспечения достаточной скорости движения
распыливающего воздуха и достаточного эффекта распыливания и
перемешивания топлива с воздухом Такое сравнительно высокое
давление создается двух- или трехступенчатым компрессором с про-
межуточным охлаждением воздуха между ступенями. Промежуточ-
ное охлаждение воздуха необходимо, потому что иначе, при сжатии.
2*
10
температура воздуха, несмотря на охлаждение стенок компрессора,
сильно поднялась бы и это привело бы к самовоспламенению масла
в ступени высокого давления. Охлаждение после ступени высокого
давления необходимо, чтобы избежать взрыва масла в баллонах,
20
где при недостаточной аккуратности и внимательности персонала
может скопиться масло; при высокой температуре воздуха это масло
может самовоспламениться и привести к взрыву баллона. На фиг. 4
и"5 показан двухступенчатый компрессор а, приводимый в движение
от шатуна двигателя. Компрессор нагнетает воздух через холодиль-
ники I и I в пусковые с и рабочий b баллоны. Пусковые баллоны
после их зарядки разобщаются от компрессора вентилем; рабочий
баллон во время работы двигателя непрерывно соединен с одной
стороны с компрессором и с другой с форсунками. Путем регу-
лировки натяжения пружины автоматического всасывающего кла-
пана 1-й ступени компрессора устанавливается соответственно на-
грузке двигателя желательное давление распыливающего воздуха
в рабочем баллоне и, следовательно, расход воздуха через форсунку.
Как показывают данные испытаний различных ком-
прессорных дизелей, количество распыливающего
воздуха, поступающего в цилиндр через форсунку,
составляет 5—8% от общего количества воздуха, по-
ступающего в цилиндр через всасывающий клапан
четырехтактного двигателя или через продувочные
органы двухтактного двигателя. Основные размеры
компрессора определяют, исходя из указанного
расхода воздуха. В зависимости от конструкции и
числа цилиндров двигателя компрессор может иметь
промежуточный приводной механизм, в виде приве-
денного на фиг. 4 и 5, или может приводиться в дви-
жение непосредственно от вала двигателя.
Число ступеней компрессора определяется тем
максимальным давлением, которое нужно создать в
рабочем баллоне для удовлетворительного функцио-
нирования двигателя.
Компрессорный дизель пускается в ход всегда при
Фиг, 7. Нако-
нечник форсун-
ки компрессор-
ного дизеля.
Компрессорный дизель пускается в ход всегда при помощи сжа-
того воздуха, производство которого в данном случае не требует
никаких специальных устройств.
На фиг. 6 дан разрез многодырчатой форсунки компрессорного
дизеля. На фиг. 7 в большем масштабе показана распылительная
часть однодырчатой форсунки. Топливо’ нагнетается в корпус фор-
сунки через трубопровод, присоединяемый к отверстию 10. Кран 11
служит для удаления воздуха из топливного трубопровода^Топливо
по сверлениям в корпусе .1 форсунки поступает к распылительным
пластинкам 3 и далее через канавки на боковой поверхности конуса 2
К нижней части форсунки. Сжатый воздух подводится через отвер-
стие 4. Игла 8 форсунки нагружена пружиной 5. Когда рычаг 6,
приводящийся в движение от кулачка на распределительном валике
Двигателя, приподнимает иглу 8 форсунки, сжатый воздух через
сверления в распылительных пластинках 3 и канавки конуса 2
направляется к отверстиям соплового наконечника 7, увлекает
с собой топливо и поступает в цилиндр. Для улучшения распыли-
вания топлива имеется набор двух видов распылительных пласти-
нок 3, отличающихся друг относительно друга диаметром окруж-
ности осей сверлений для прохода воздуха и топлива. Сопловой
наконечник 7, чаще всего однодырчатый*(на фиг. 6 многодырчатый),
21
Фиг. 8. Характерная индика-
торная диаграмма компрессор-
ного дизеля.
притягивается к корпусу форсунки при помощи накидной гайки 9.
Конечно, конструктивные формы форсунки и наконечника бы-
вают различными. Мы привели с целью иллюстрации только один
конструктивный тип форсунки, получивший (в различных модифи-
кациях) наибольшее распространение
на компрессорных дизелях.
Процесс компрессорного тихоход-
ного дизеля отличается практическим
постоянством давления газов в цилинд-
ре за период сгорания. Типичная инди-
каторная диаграмма тихоходного дизе-
ля показана на фиг. 8. Кривая изме-
нения давлений в цилиндре объясняет,
почему компрессорные дизели работали
плавно. Использование для целей рас-
пыливания топлива энергии сжатого
воздуха позволяло тихоходному двигателю работать на широком
ассортименте различных топлив нефтяного и каменноугольного
происхождения.
Принципиальная схема бескомпрессорного распыливания пока-
зана на фиг. 9. Двигатель имеет топливный насос / высокого давле-
ния. Кулачковый валик 2 на-
соса соединен передаточным ме-
ханизмом с коленчатым валом
таким образом, чтобы начало
поступления топлива в цилиндр
или, как принято называть,
момент начала подачи топлива
в цилиндр соответствовал бы
желательной регулировке дви-
гателя. Топливо из насоса че-
рез трубопровод 3 высокого
давления и через форсунку 4
поступает в камеру сгорания.
Игла форсунки поднимается
давлением топлива на нижний
конический конец иглы, нагру-
женной сверху пружиной; за-
тяжка пружины определяет
значение начального давления
распыливания. Такой способ
привода в действие иглы фор-
сунки почти исключительно
применяется на быстроходных
бескомпрессорных дизелях. Как .Фиг. 9. Схема бескомпрессорного ди-
показывают исследования, дав- й зеяя-
ление в цилиндре тихоходных
бескомпрессорных дизелей за период сгорания за редкими исключе-
ниями (например Krupp) заметно возрастает; повышение давления
при сгорании доходит до 10—15 кг/см2, иногда и выше; максималь-
ное давление вспышки доходит до 40—50 кг/см2 при давлении 30—
22
35 кг/см2 в конце сжатия. В быстроходных бескомпрессорных диз
лях давление газов в цилиндре за время сгорания возрастает еще
более сильно, достигая величин 60—100 кг/см2 и выше, в зависимости
от конструкции двигателя, степени сжатия и давления наддува. По-
вышение давления за период сгорания составляет уже 25—50 кг/см1.
Таким образом действительный цикл бескомпрессорного дизеля
отличается от цикла тихоходного компрессорного дизеля; это
отличие тем больше, чем выше число оборотов двигателя в ми-
нуту.
На фиг. 10 приведены индикаторные диаграммы: 1—диаграмма
тихоходного компрессорного дизеля, 2—быстроходного бескомпрес-
сорного дизеля, 3—карбюраторного
мотора.
Сравнение схем на фиг. 4 и 5 со
схемой на фиг. 9 позволяет устано-
вить преимущества и недостатки
компрессорных дизелей. Пневмати-
ческое распыливание требует нали-
чия компрессора высокого давления,
холодильников сравнительно боль-
ших размеров, воздухопроводов и
баллонов с системой кранов и кон-
трольных манометров. Все это уве-
личивает габариты и стоимость уста-
новки и осложняет уход за нею. На
привод компрессора затрачивается
определенная мощность мотора, что,
при прочих равных условиях, сни-
жает механический к. п. д. двигате-
ля. Правда, часть затраченной на
действие компрессора энергии воз-
рагпи
Фиг. 10. Индикаторные диаграм-
мы компрессорного дизеля, быст-
роходного бескомпрессорного ди-
зеля и карбюраторного мотора.
вращается коленчатому валу, так
как распиливающий воздух участ-
вует в ходе расширения. Но механи-
ческие и тепловые потери в компрес-
соре, потери тепла в холодильниках
и потери при истечении воздуха из сопла форсунки приводят к тому,
что на подготовку распиливающего воздуха затрачивается около
6—8 % индикаторной мощности двигателя. Естественно сотому, что
удельный расход топлива в тихоходном компрессорном дизеле (в сред-
нем около 190 г/э. л. с. ч.) больше, чем удельный расход топлива
в тихоходном же бескомпрессорном дизеле (в среднем около 175—
180 г/э. л. с. ч).
Наивыгоднейшее давление распиливающего воздуха зависит на
только от нагрузки, но и от числа оборотов двигателя. С повышением
числа оборотов двигателе наивыгоднейшее давление распиливаю-
щего воздуха возрастает. Если при числе оборотов 200—250 в мин.
наивыгоднейшее давление воздуха при полной нагрузке двигателя
составляет около 60 ат, то при числе оборотов 400—450 в мин.
для обеспечения удовлетворительной работы двигателя, давление
воздуха повышают до 80 cm. Большие габариты, вес и стоимость уста-
23
новки компрессорного дизеля, сложность эксплоатации, а также
меньшая его экономичность послужили причиной вытеснения его
бескомпрессорным дизелем. Развитие бескомпрессорного дизеля во
многом обязано успехам металлургии и машиностроения, позволив-
шим создать топливные насосы и форсунки, работающие без замет-
ных износов при высоких давлениях и обеспечивающие точную дози-
ровку и мелкое распыливание топлива. Переход на бескомпрессор-
ньш способ распиливания топлива позволил применить дизели на
автомобильном и воздушном транспорте.
Пневматическое распыливание топлива имело то преимущество, что проход-
ные сечения сопла получались значительно больше, чем в случае бескомпрес-
сорного распыл вания топлива.
Пусть »т — кг—порция топлива, вводимого в цилиндр за один впрыск:
Д"с— кг — количество распиливающего воздуха, поступающего в ци-
линдр за один впрыск;
gB— кг — к)л чество воздуха, поступающего в цилиндр за ход
всасывания;
Д О'
с= = 0,05 — 0,08 — доля распиливающего воздуха от количества
ЬЕ
воздуха, поступающего в цилиндр за ход всасывания;
£.0^14,5 — — теоретически необходимое количество воздуха для полного
К2
сгорания одного кг топлива;
а — коэфицпент избытка воздуха (для компрессорного дизеля
а = 1,8 —2.0). ’
Очевидно:
gB + AgB = “bogy •
или
Л8в (4+0=“L°gT
Приняв с = 0,06 и а = 1,8, получим
л с Г О’06 1 О «л г
Д",, = \1,8- 14,ogT
йВ 1-J-3 ,Эьт 1 4- 0,0b ЙТ
или, в среднем,
1.45с
“ьв •
Отношение объемов воздуха и топлив будет
= Agn . А ! 45 К
VT Тв ьт Гв
Для дчзельйого топл та примем f t = 860 кг!м*\ для воздуха в устье сопла
(р0 = 34 ат и t = М°) полу чем
Р,- _ 34 • 104 „ _ , .
Тв RT 29,3 - 320 36,3 М
Отсюда:
AVB=1,45-^VT= 1,45^ з^Ут34,4Ут, (7)
т. е. объем Топлива составляет только около 3% от объема распыл, вающего
воздуха. П этому понятно, что проходные сечена сопел для пневматического
и беек'мпрессэрпогэ (механического) распыливания будут сильно отличаться:
при беек- мпрессорном распиливании для пропуска одинаков >го количества
топлива gT с >пл вые отверстия, даже несмотря на несколько меньшую скорость-
топливной струп, придется делать значительно меньше, чем в случае пневма-
тического распыливания. С технологической и эксплэатационной точки зрения
это представляет определенный недостаток.
24
Мы уже указывали выше, что пневматический способ распили-
вания связан с затратой мощности на привод компрессора, причем
значительная часть этой мощности теряется безвозвратно. Акку-
мулированная в сжатом воздухе энергия частично расходуется на
процесс введения, распыливания и перемешивания топлива с возду-
хом в цилиндре и частично возвращается валу двигателя в ходе
расширения. Можно показать, что одинаковый эффект распылива-
ния в бескомпрессорном дизеле достигается при меньшей затрате
энергии, чем в случае компрессорного дизеля.
Уравнение энергии струи для пневматического распыливания будет
(AgB + 2т) = -Ф— — g’-r + AgB V v dp,
It J
где W —теоретическая скорость струи,
рф—.давление воздуха в форсунке.
Уравнение сг ставлено в предположении одинаковости давления и скорости
топлива и воздуха в Выходном сечении сопла. Затрата энергии на один кило-
грамм смеси топлива и воздуха равна
Рс
L = Рф~Рс . St , AgB С v
fT AgB + gT ' AgB + gT J
Рф
На один грамм топлива:
(«X
Рф Рс
Yr
Рс
St , AgB С
AgB + St AgB + gT J
v dp
Так как в среднем
AgB= 1,45g
ТО
а = ——— = — ^04
AgB + gT 2,45 U •
Следовательно, в
Кроме того,
1 кг смеси содержится 0,4 кг пли 400 г топлива.
, Ag3 1,45
1 — а = --— = ——
AgB + gT 2,45
0,6.
Поэтому затрата энергии на 1 г топлива окончательно выразится формулой:
Рс
Г °>4 ^Ф—~ + 0-6 V v аР 1 кгм г-
1 400 L Тт J J
РФ
(9>
Действительная скорость истечения топлива и воздуха из форсунки ком-
прессорного дизеля будет
Рв
2g |^-ф--— « + (1—а.) \ vdpj = lil/2gL1. (Ю)
рф
Примем для компрессорного дизеля рф = 65 ат, рс = 34 ат, = 860 кг'м3,
закон истечения воздуха с начальной температурой 1ф — 47° будем считать
политропическим, учитывая некоторый приток тепла при расширении:
ррьз = const.
25
В этом случае
Яс '
р,
ф
0.2
= ’у| 65 • 104 • 1,44 - 10 3 £ 1 — J '’7U<) кгм!кг'>
Рф_^е =5L . ipi _ зео кгм,кг;
[ -J ООП
поэтому
и
1, = 0,4 • 360 + 0,6 • 5700 = 3564 кгм,кг’,
Ll _ 3564
400 ~ 400
= 8,91
кгм)г.
Для компрессорного дизеля м окно принять р 0,6, учитывая большие
с (противления в пластинках и в сопле форсунки. Следовательно, действитель-
ная скорость струи в устье фэрсупки будет:
W= 0,6 \r2g 3564 = 159 м'сек.
При бескомпрессорном распылизании энергия 1 кг топливной струи будет
,, W'2 _ Pi Ре
1 2g Тс
(Ч)
На один грамм топлива:
t' _________________________________ 1 Рф Рс
1 ~ 103 ‘ Г
(И')
Здесь р'ф давление в топливопроводе, принимаемое постоянным и равным
среднему давлению за период впрыскивания. Пусть ц' — коэфициент скорости
для сопла форсунки бескомпрессорного дизеля; по опытным данным для тех
конструкций сопел, которые имеют применение в быстроходном дизелестроении,
р/ = 0,75—0,8. Принимая р' = 0,8, мы можем найти то давление топливопро-
вода pi, при котором действительная скорость бескомпрессорного распиливания
будет равна действительной скорости IV =159 м/сек в рассмотренном нами
случае пневматического распиливания. Противодавление, т. е. давление в ци-
линдре и плотность воздуха, будем считать в обоих случаях одипакс! ыми.
Из равенства
P,j, — рг 1 IV'2
Ут
находим
Гт IV'3 ,
= F2 2g + Рс
или, выражая давление в кг/с:л\
860 1592 1 ___ , ,
0.82 ’ 2 9,81 ‘ 104 + 34 207 Кг/сМ ’
При и' - 0.75,
pi яа 240 кг/см*.
Как будет показано в дальнейшем изложении, для одного и того же про-
тиводавления и при одном и том же топливе важнейшим фактором, определяю-
щим качество «распиливания топлива, является скорость струи. Следовательно,
с известным приближением м 1жно считать, что одинаковый эффект распилива-
ния достигается при бескомпрессорном способе при давлении в топлив шр >вэде
около 210—240 кг/см*, а в компрессорном дизеле при давлении воздуха около
26
60—65 иг!см2. Действительна, опыты Вёльтьена (глава VII) п ктзывтют, что
одинаковые размеры капелек распыленного топлива, именно средний диаметр
капелек 13,75 микрон, получаются при пневматическом распиливании при давле-
нии воздуха 65 тсг‘см2, а прр бескомпрессорном распиливании при давлении
впрыскивания 250 кг)см~. Одинаковый качественный эффект распиливания
в бескомпрессорном дизеле получается с меньшей затратой энергии. В самом
деле, для ц' = 0,75
,, 1 240 - 34 ,
1 То» ’ “ 860 ’11 2,4 кгм,г’
вместо I 8,91 кгм:г для пневматического распиливания.
§ 3. Схема двухтактного процесса
В теории авиационного двигателя легкого топлива рассматри-
вается лишь четырехтактный процесс как единственный тип про-
цесса, получивший практическое применение в авиации. Среди
экспериментальных типов авиационных
дизелей двухтактные дизели играют
заметную роль; один из них (авиа-
ционные дизели Юнкерса) является
двигателем, получившим эксплоатацион-
ное применение.
Рассмотрим простейшую схему двух-
тактного двигателя. Предположим, что
головка цилиндра не имеет клапанов,
а в нижней части цилиндра имеется
два ряда узких окон или отверстий. На
одной половине цилиндра сделаны длин-
ные окна, обозначенные на фиг. 11 бук-
вой й; на другой половине сделаны бо-
лее короткие окна, обозначенные буквой
Ь. Верхние окна соединены с атмос-
ферой, нижние—-с ресивером, в кото-
ром особый нагнетатель или компрес-
Фпг. 11. Схема процесса двух-
тактного двигателя
сор поддерживает некоторое давление
рк, превышающее атмосферное давление р0. Крайние положения
поршня соответствуют вертикалям 7—I (НМТ) и II—II (ВМТ).
Допустим, что поршень, перемещаясь от НМТ к ВМТ и закрывая
при своем движении окна, доходит до положения, отмеченного вер-
тикалью III—III. Оба ряда окон при этом закрыты. Так как
перед этим пространство цилиндра было соединено через окно а
с атмосферой, то можно считать, что при положении поршня III—III
давление в цилиндре равно р0 и состояние рабочего тела изобра-
жается точкой 7. Очевидно, с этого момента при дальнейшем дви-
жении поршня начнется процесс сжатия, изображаемый кривой 7—2.
Перед ВМТ в цилиндр впрыскивается топливо, которое самовоспла-
меняется и сгорает. Процесс сгорания на фиг. 11 схематически изоб-
ражен изохорой 2—3 и изобарой 3—4. При обратном движении
поршня, после участка сгорания 3—4, в цилиндре осуществляется
процесс расширения продуктов сгорания, который продолжается
до точки 5, соответствующей началу открытия окон о. Так как окна а
27
соединены с атмосферой, а давление в цилиндре больше атмосферного
(5—6 кг/см2), то продукты сгорания будут выходить из цилиндра
наружу; при этом давление и количество газов в цилиндре будет
уменьшаться. При движении поршня от положения III—III к НМТ
окна а будут открываться все больше и больше, вследствие чего
давление в цилиндре будет падать быстрее. Так будет продолжаться
до того момента, когда поршень придет в положение IV—(У, соот-
ветствующее началу открытия второго ряда окон Ь. Процесс падения
давления в цилиндре изображается кривой 5—6. Состояние рабочего
тела в конце этого участка изображается точкой 6. Важно заметить,
что отработавшие газы занимают весь объем цилиндра (считая от
вертикали IV—IV). Начиная с этого момента открываются окна b и,
так как давление в ресивере рк больше атмосферного давления р0,
а давление в цилиндре упало, то в момент открытия окон b воздух
из ресивера начинает поступать в цилиндр, вытесняя отработавшие
газы из всего пространства цилиндра. Этот процесс вытеснения Отра-
ботавших газов из цилиндра носит название продувки. За время
продувки происходит два процесса: с одной стороны в цилиндр
через окна b поступает свежий воздух, а с другой—из цилиндра через
окна а удаляются отработавшие газы. Эти два элемента пр'оцесса
продувки называются: первый процесс—собственно продувкой и вто-
рой процесс—выхлопом во время продувки. Соответственно окна а
называются выхлопными, окна b—продурочными. Процесс продувки
и выхлопа во время продувки изобразится кривой 6—7—б' при дви-
жении поршня от вертикали IV—IV вправо1 до НМТ и обратно
снова до вертикали IV—IV. Состояние газа к моменту закрытия
продувочных окон изобразится точкой 6', причем давление в этой
точке, вообще говоря, может быть больше или меньше атмосферного
давления р0 или ему равно. На участке от IV—IV до положения
поршня III—III продувочные окна b закрыты, выхлопные же окна
еще открыты, поэтому продолжается процесс удаления содержимого
цилиндра наружу до тех пор, пока не закроются выхлопные окна
и не начнется снова процесс сжатия от точки ?.
Содержимое в цилиндре к началу сжатия представляет собою
смесь свежепоступившего чистого воздуха с отработавшими газами,
оставшимися в цилиндре от предыдущего процесса. Количественное
соотношение остаточных газов и свежего воздуха всецело зависит
от качества продувки, т. е. от конструкции продувочных и выхлоп-
ных окон, правильного выбора моментов открытия и размеров этих
окон, от давления продувочного воздуха в ресивере и от других
факторов. Эти вопросы мы рассмотрим более подробно ниже.
Роль компрессора в этой схеме чаще всего играет кривошипная
камера, которая выполняется в этом случае герметической. Криво-
шипная камера соединена с продувочными окнами и имеет один
автоматический клапан, открывающийся внутрь; через этот клапан
при ходе поршня к ВМТ происходит всасывание воздуха в криво-
шипную камеру. При движении поршня к НМТ клапан закрывается
и в кривошипной камере происходит сжатие. Так как объем криво-
шипной камеры велик сравнительно с рабочим объемом, описывае-
мым поршнем, то давление в кривошипной камере повышается не
очень значительно. Когда поршень открывает продувочные окна,
28
, воздух из кривошипной камеры поступает в цилиндр и вытесняет
отработавшие газы. Схема двигателя с кривошипно-камерной про-
дувкой приведена на фиг. 12. Такой тип продувки является, как
указывалось, несовершенным, так как количество отработавших га-
зов, оставшихся в цилиндре, достигает 20 и даже 30% от количества
поступившего воздуха. Вследствие этого эффективная мощность дви-
Фиг. 12. Двухтактный двигатель с кривошипно-камер-
ной продувкой.
гателя получается небольшой, а расход топлива на силу-час боль-
шим. Двухтактные моторы с кривошипно-камерной продувкой
находят применение в силовых установках малой мощности там, где
.простота ухода и эксплоатации имеет решающее значение, а вопросы
экономии расхода горючего отодвигаются на второй план (мотоци-
клеты, стационарные и передвижные сельскохозяйственные уста-
новки и т. Д.)
В двухтактных двигателях продувочные окна всегда открыты
одновременно с выхлопными. Так как давление продувочного воз-
29
духа больше атмосферного, то, очевидно, что часть свежего воздуха
будет уходить наружу. Потерю воздуха, на сжатие которого была
затрачена мощность в компрессоре или нагнетателе, стремятся умень-
шить конструктивными приемами. Например, в схеме, представлен-
ной на фиг. 12, на поршне делают специальный козырек, который
направляет струю поступающего воздуха таким образом, чтобы,
во-первых, содействовать лучшей очистке цилиндра от отработавших
газов и, во-вторых, уменьшить потерю воздуха через выхлопные
окна. 1
Назовем коэфициентом продувки отношение количества воздуха,
поступившего через продувочные окна в цилиндр, к тому коли-
честву воздуха, которое осталось в цилиндре после процессов про-
дувки и выхлопа1. Коэфициент продувки обозначим через <р*. Для
быстроходных двухтактных дизелей <рь=1,1—1,3.
Из графика фиг. 11 видно, что из полного рабочего объема ци-
линдра V или соответственно из полного хода поршня S на про-
цессы выхлопа и продувки теряется объем Vh или ход S", в течение
которого фактически не происходит сжатия и расширения. Объем V[t
называется потерянным объемом, a S"—потерянным ходом. Объем
V'i,=Vh—Vh называется полезным рабочим объемом, а часть хода
S'=S—S" называется полезным ходом. Полезный ход будем всегда
считать с момента начала сжатия.
Отношение потерянного хода к полному ходу поршня называется
коэфициентом потерянного хода и обозначается через ф:
6-^' = VA .12'
S vh
Отсюда
v,7
h
и
1л — (1 ф) I' ft-
Коэфициент потерянного хода ф для дизелей в зависимости от
конструкции, быстроходности и высотности составляет 12—30%.
1 В литературе установилось другое понимание коэфициента продувки.
Под коэфициентом пр щувки понимается отношение объема Vo воздуха, и сту-
пившего за один процесс в цилиндр н приведенного к условиям Р6 и То окру-
жающей среды, к рабочему объему цилиндра V/„ т. е.
‘ vA’
Проф. Орлип предлагает принять Ро=1 кг/см2, ТО=288°К.
Легко видеть, что такое определение коэфициента продувки является
весьма условным и практически малоинтересным. Он * не дает величины поте-
рянного воздуха н поэтому не дает правильного материала для сравнения
различных типов продувок и даже одного типа продувки при различных
расчетных режимах раб >ты. Может оказаться, например, что при одина-
ковом литраже, но разных п или pk, Т/с, или конструкции коэфициент
"«>?!• н0 действительное весовое количество потерянного воздуха G3<Gl.
Предлагаемое нами определение коэфициента продувки дает общую базу для
двухтактных дизелей и четырехтактных дизелей с наддувом и большим пере-
крытием клапанов. Коэфициент продувки, по нашему определению, обозна-
чается через ?/ для отличия от принятого обозначения через f, под которым,
как указывалось, понимается другое отношение. Конечно, экспериментальное
определение величины сложнее, чем с.
30
Фактическое сжатие в цилиндре двухтактного двигателя начи-
нается в точке 1 (фиг. 11). Давление и температура в конце сжатия,
в точке 2, должны обеспечить устойчивое самовоспламенение топлива
на всех режимах работы, включая пусковой, особенно в холодное
время года или на высоте. В четырехтактных двигателях параметры
газа в начале и в конце сжатия связаны друг с другом при помощи
величины степени сжатия е, представляющей отношение максималь-
ного объема цилиндра, когда поршень находится в НМТ, к мини-
мальному объему, когда поршень находится в ВМТ. Эта геометри-
ческая величина действительно может характеризовать состояние
газа в конце сжатия для нормального режима работы четырехтакт-
ного двигателя. Но даже и в этом случае на пусковом режиме и на
малых оборотах вследствие избытка фазы запаздывания закрытия
всасывающего клапана фактическое сжатие начинается цозднее НМТ.
Что касается двухтактного двигателя, то наличие потерянного хода
не позволяет применять геометрические соотношения максимального
и минимального объемов цилиндра для определения параметров со-
стояния газа в конце сжатия. В случае двухтактных двигателей раз-
личают две величины степени сжатия—геометрическую г' и действи-
тельную г. Геометрическая степень сжатия относится к полному
ходу поршня и определяется по формуле
_Ул + Уе
~ ' Ус ’
Действительная степень сжатия относится к полезному ходу
поршня и определяется по формуле
_ Ук + У,.
° У« ’
Так как У/, < Vh, то г < s\
В табличных данных и в описаниях двухтактных двигателей
всегда приводят действительные степени сжатия. Пользуясь форму-
лой (12), можно установить связь между геометрической и действи-
тельной степенью сжатия. Из выражений
1=^,
Vo ’
и
1
Vo
можно получить
v> = _i
- 1 1 -
поэтому геометрическая степень сжатия
г' = Г=4+1‘
Например, при г= 16 и Ф = 0,25 геометрическая степень сжатия
будет г'= 21.
<
31
ГЛАВА II
ИДЕАЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ
§ 4. Общие соображения
Тепловой двигатель служит для преобразования в механическую
работу энергии топлива, выделяемой при сгорании. По второму
закону термодинамики не все тепло, содержащееся в топливе, пре-
вращается в работу; часть тепла должна быть отдана окружающей
среде. В действительных условиях к этим потерям добавляются дру-
гие тепловые и механические потери, которые еще больше умень-
шают фактически снимаемую с мотора мощность. Неизбежные тер-
модинамические потери тепла полностью зависят от рабочего про-
цесса или цикла двигателя. Для правильного понимания процесса
преобразования тепла в работу важно отвлечься от тепловых и ме-
ханических потерь, связанных с теплообменом, неполнотой сгора-
ния, трением в звеньях мотора и другими условиями реальной ра-
боты двигателя. Для этой цели служит понятие идеального цикла,
представляющего собой скелет рабочего процесса, полностью освобо-
жденного от всех тепловых потерь, кроме потерь по второму закону
термодинамики. По идеальному циклу можно определить границу
возможного теплоиспользования в двигателе.
Отвлечение от реальных условий позволяет сравнивать друг
с другом моторы различного типа и совершенствовать данный тип
двигателя путем маневрирования факторами, влияющими на мощ-
ность и экономичность двигателя.
Идеальные циклы могут быть получены двумя путями: или путем
теоретических рассуждений, основанных на законах термодинамики,
или же путем анализа рабочего процесса реального двигателя и аб-
страгирования от условий действительного процесса. Классическим
примером создания цикла исключительно логическим путем является
разработка цикла Карно.
§ 5. Цикл Дизеля
Рудольф Дизель предполагал построить двигатель с процессом,
максимально приближающимся к циклу Карно. Опубликованная
им в 1893 г. брошюра под названием «Theorie und Konstruktion
eines rationellen Warmemotors zum ^Ersatz der Dampfmaschine und
heute bekannten Warmeniotoren», теоретически обосновывала воз-
можность создания нового двигателя с высоким к. п. д. Дизель
32
предлагал производить всасывание чистого воздуха, сжимать его
до давлений порядка 90 кг] см2 и затем постепенно вводить топливо
в цилиндр, начиная от ВМТ, так, чтобы при обратном движении
поршня получить изотермическое сгорание и вслед за этим адиаба-
тическое расширение
Большая степень сжатия, изотермическое сгорание и глубокое
расширение имели следствием, во-первых, высокий к. п.д. и, во-вто-
рых, небольшую среднюю температуру цикла, что позволяло рассчи-
тывать на возможность выполнения двигателя без охлаждения стенок
цилиндра. Топливо предполагалось вводить с помощью насоса высо-
кого давления. Брошюра Дизеля вызвала интерес. При финансовой
и производственной поддержке крупных немецких фирм (Круппа
и Аугсбургского машиностроительного завода) была начата реали-
зация нового двигателя. Однако в ходе
испытаний Дизелю пришлось изменить Р
целый ряд исходных положений. При изо-
термическом сгорании в цилиндре осво-
бождалось настолько мало работы, что
ее оказывалось недостаточно для преодо-
ления трения и приведения в действие
агрегатов двигателя. Увеличить эффектив-
ную работу удалось ускорением ввода
топлива в цилиндр; наилучшие резуль- 0
таты были получены, когда давление в
период сгорания оставалось практически
постоянным. Осуществленное в дальней- Фиг. 13. Идеальный цикл
шем уменьшение давления конца сжатия Дизеля,
до 30—35 кг! см2, мало влияя на к. п. д.,
значительно снижало величину максимального давления вспышки
в цилиндре. Сгорание топлива при почти постоянном давлении,
несмотря на уменьшение начальной температуры воздуха в момент
воспламенения, обусловливало высокие значения температур на
всем ходе расширения и неизбежность охлаждения стенок цилиндра.
Технологический уровень производства в конце прошлого столетия
не позволял создать топливный насос и форсунку высокого давления;
вследствие этого для распыливания топлива был применен сжатый
воздух, подготавливаемый особым компрессором высокого давления,
приводящимся в движение от двигателя.
Типичная индикаторная диаграмма компрессорного дизеля была
приведена на фиг. 8. Идеальный цикл Дизеля представлен нафиг. 13.
Идеальный цикл Дизеля состоит из адиабаты сжатия 1—2, изобары
2—3, на которой к циклу подводится тепло Qlf адиабаты расшире-
ния 3—4- и изохоры 4—7, на которой от цикла отводится тепло Q2.
В обозначениях чертежа будем иметь:
степень сжатия
степень предварительного расширения, или степень расширения
при сгорании
3 Т. М. Мглькумов
33
степень расширения
й Vi _ V± _L
V, ₽v2 p •
Термический к. п. д. идеального цикла Дизеля выражается фор-
мулой
(13)
Исследование формулы (13) показывает, что термический к.п.д.
растет с увеличением степени сжатия е, а также с уменьшением
степени предварительного расширения р; кроме того, термический
к. п. д. зависит от свойств рабочего тела (величина к). На фиг. 14
графически показана за-
ВИСИМОСТЬ 7]t ОТ р И г.
Термический к. п. д.
уменьшается, если идеаль-
ный цикл осуществляется
не идеальным газом, а
реальным; причина этого
заключается в зависимо-
сти теплоемкости реаль-
ного газа от температуры.
С увеличением температу-
ры возрастает ' также и
теплоемкость; вследствие
этого изменяются линии
адиабат сжатия и расши-
рения. При одинаковом ко-
личестве подведенного к
циклу тепла Q, и при оди-
4t
0,8
0,7
0,6
0,5
0,0
0,3
0,2
0,1
12 3 0 5 6 7 8 S 10 11 12 13 И 15 16 Г/
Фиг. 14. Значение к. п. д. идеального цикла
Дизеля в зависимости от степени сжатия з и
степени предварительного расширения р.
наковой даже температуре конца сжатия конечная температура Т3,
а следовательно, и объем У3 в цикле Дизеля (или конечное давле-
ние в цикле Отто) будут меньше, чем в случае идеального газа,
теплоемкость которого принимается независящей от температуры.
Для случая идеального цикла Дизеля с реальным газом термиче-
ский к. п. д. выражается весьма сложными формулами.
По формуле Walker’a
.'Л. (Р*-1)?Л
“ 2?-U'(p —1)
к
(pft_ D + 2 (е*_ 1) (₽± D
р*—1
(14)
здесь ^ — термический к.п.д. по формуле (13),
о b
р = — — отношение постоянных в выражении теплоемкости с,
реального газа: сщ = а + ^Т;
По формуле Зейлигера
(14')
34
I
По формуле проф. Квасникова
''ll -^"41
k+^N
(14")
Л/ = 2/<4-А:раЛ + sfe-1 pft+ (1 -2к) 8*-1р*+«;
Л4 = 2/с + (р+1—2/с) е*-‘.
По формуле автора
где
г а ’
к0 = С- при температуре Т1 = Т0.
Сто
Формулу (14'") автор получил, пользуясь уравнением адиабаты реального
газа в форме
А т
pVh° ev<s — const.
Легко видеть, что если теплоемкость
газа постоянна, то в формуле (15) вели-
Фиг. 15. Цикл Дизеля с продолжен-
ным расширением.
чина е ®° — 1, так как Ь = 0; поэтому
также с = 1, c1-m = 1, ₽ = 0 и n = 1;
следовательно, формула (14"') обра-
щается непосредственно в формулу (13).
Предположим, что адиабати-
ческое расширение газов продол-
жается до тех пор, пока не будет
достигнуто начальное давление
цикла. В таком случае мы получим цикл Дизеля с продолжен
расширением (фиг. 15). Такой случай можно получить при установке
на тихоходном компрессорном дизеле турбины, работающей на в >
хлопных газах. Это также—случай газовой турбины постоянного
давления. В цикле Дизеля для отдельных элементарных Учас*
изобары фактическая степень расширения, а следовательно, и
пение внутренней энергии и эквивалентная ему работа расшире i
3*
35
получаются различными; поэтому термический к. п. д. падает с уве-
личением степени предварительного расширения. В случае же цикла
Дизеля с продолженным расширением, как видно из свойств адиа-
бат, степень расширения равна степени сжатия- Поэтому термиче-
ский к. п. д. не должен зависеть от степени предварительного рас-
ширения.
Действительно,
8 = ^- 8=Ль
V3 ’ Vs’
поэтому для случая постоянной теплоемкости
Рг=рЛ р,=р№
но
р»=л;а=р*
следовательно,
. е = 8.
Давления и температуры в точках 2, 3 и 4 цикла Дизеля с про-
долженным расширением можно выразить через давление и темпе-
ратуру точки 7:
? 53 ? II II II “ч “о "а Ь* М Н* « . II ОТ II » З3 (0 Sr S S -s * “ » II II II "° -О (1) - II 7 S -7 То 1 w *
здесь n_v8 P V/
Термический к. п. д. цикла Дизеля с [продолженным расшире-
нием равен „ 1 Q» 1 Су (^4 T’l) Qi cP{Tz^Tt)
или (16>
Следовательно, термический к. п. д. цикла Дизеля с продолженным
расширением равен термическому к. п. д. цикла Отто (Бо-де-Роша),
имеющего ту же степень сжатия, что и цикл Дизеля, j
-*г ,-,-ЯЧЯ|Я> •- 1
Цикл Сабатэ
В бескомпрессорных дизелях давление газов при сгорании
повышается; степень повышения давления зависит от числа оборо-
тов двигателя, конструкции камеры сгорания и ряда других фак-
торов. Идеальным циклом для бескомпрессорных дизелей является
цикл Сабатэ (фиг. 16j. Цикл Сабатэ состоит из адиабаты сжа-
тия 7—2; изохоры 2—3, на которой подводится тепло Q't; изо-
бары 3—4, на которой подводится тепло Q'[; адиабаты расшире-
36
ни я 4—5 и изохоры 5—7, на которой отводится тепло Q2. Степень
сжатия цикла Сабатэ равна 7
Степень предварительного расширения
Степень расширения:
8 = I>=A=JL.
V4 ₽V3 р
Степень повышения давления на участке
в реальном случае—при сгорании) равна
Термический к. п. д. цикла Сабатэ в
случае газа с постоянной теплоемкостью
равен:
, Лр*—1 1
1 Л —1 4-ЛЛ(р —1) ' gA-i ’ >
Термический к. п. д. цикла Сабатэ
растет с увеличением вики уменьшает-
ся с увеличением р. Увеличение чц с уве-
личением е -объясняется тем, что при про-
чих равных условиях с увеличением г
растет 8; поэтому большее количество теп-
ла, эквивалентного изменению внутренней энергии газов, перехо-
дит в работу расширения. Увеличение rlt при увеличении X при
прочих равных условиях объясняется относительным увеличением
доли тепла, подведенного на участке изохоры. Уменьшение 7)t с
увеличением р объясняется тем же, что и в случае цикла Дизеля.
Между величинами X и р должна существовать связь, если
предположить, что количество свежего заряда, поступившего в ци-
линдр, и пропорция топлива и воздуха остаются неизменными при
всех значениях степени сжатия, т. е. если предположить, что ко-
личество подведенного тепла постоянно. Действительно
Qi = cv (Ts - Т2) + ср (Т4 - Т8) = с„Т^-‘ [X - 1 + fcX(P - 1)],
откуда
[X-I+fcX(p-l)]sft-‘= = const. (18)
ci' i
Это уравнение дает связь между X и р при постоянном коли-
честве подведенного тепла Qr. Как показывает" формула (18), оди-
наковым значениям р отвечает различное значение величины К в за-
висимости от степени сжатия г.
37
» Из формулы (18) можно определить максимальные значения
Хтах (при р = 1) ИЛИ, Наоборот, МЭКСИМЭЛЬНЫе ЗНИЧеНИЯ pmai
(при 1 = 1):
Uax = —1:=-“ + 1; (19)
411- Е
Ртах = —~ +1- (19')
Таким образом термический к. п. д. цикла Сабатэ зависит от
двух независимых переменных е и р или г и X, так как Х = /(р).
По формулам (18), (19) и (19') построена зависимость rqt=f(s ,р)
для цикла Сабатэ (фиг. 17). Границы построения графика по
Фиг. 17. Значение к. п д. идеального щжла Сабатэ в зависимости от s и р.
координате р подчинены уравнению (19') и условию р < е
(для е < 5).
Термический к. п. д. цикла Сабатэ уменьшится, если идеальный
цикл осуществляется реальным газом. Формулы термического
к. п. д. цикла Сабатэ в этом случае сильно усложняются. Фор-
мула В алькера имеет следующий вид:
,_r _ (Zpfe — 1) 8Tt ( ге^ЛрМр—- 1)
rtt “ 2г/£-1[А —1 +ы7р — I)] I V — 1
- (Хр* - 1) + 2 (с^-1 -1) -^ Р-1+(У-0П . (20)
' Л —1 +Ы(р—1) / ’
Для технических целей принимается его же приближенная
।формула
^ = ^[1-ф(^ + р)Ь (20')
Формула Зейлигера имеет следующий вид:
ri’t = rlt [1 -Kl(kpft+1)] • (20")
33'
Формула проф. Квасникова, основанная на уточнении вывода
формулы Валькера, имеет вид
V— 1 + фм
Ъ = 1------г-----7------------^—7------ВТх 4-1 ; <20'")
sw pz-l) Q + l-л (Р - l)Qc + ф s) J
здесь
М = Хрь (2 — 2гь-1 + 2Xpsfc_ 1 — Xpfc) — 1;
CJ = 2 + sfc-1 (X —1);
S = 2fc+£fc-‘ (kp-2* + k).
Формула автора имеет вид:
Фиг. 18. Цикл Сабатэ с про-
долженным расширением.
расширение газов продол-
здесь
— Ti(t- efc0“l)
с — е Cv°
eh«~l л Z 1 ,4
т=П^кРс(р^г“1>
Если теплоемкость газа постоянна,
то Ь = 0, с = 1, с1-т = 1 и формула
(20IV) переходит в формулу (17).
Из сложных формул (20 —20IV) для
термического к. п. д. идеального цикла
Сабатэ с реальным газом можно' полу-
чить формулы (14 — 14"') для цикла Ди-
зеля с реальным газом, положив X = 1.
Предположим, что адиабатическое
жается до тех пор, пока не будет достигнуто начальное давление
цикла. Этот случай цикла Сабатэ с продолженным расширением
представлен на фиг. 18.- Такой цикл может относиться к беском-
прессорному дизелю с турбиной, работающей на выхлопных газах.
В данном случае
X = •&;
П-Ь
Р Vs
Для газа с постоянной теплоемкостью:
Рг=РА P3 = Pi^k; Pi = P>, р-.=~=р-^,
О О'*
но
а. = л;
39
поэтому для цикла Сабатэ с продолженным расширением
или
1
р — —
(21')
Температуры в характерных точках цикла, выраженные через
температуру точки 1, будут:
7, =
S 1Г £Л-1
На основании формулы (21):
1 е*-1 _ е .
К — — Z
Jfe-l £
поэтому
Т6 = Т1Р
Б 1Г g
Термический к. п. д. цикла Сабатэ с продолженным расшире-
нием равен
т—1____ Cp(T6j—Т1)____
11 ср(Т4-Т3) + св(Т3-Т»)
или после преобразований
Если предположить, что 1=1, то цикл Сабатэ с продолженным
расширением превращается в цикл Дизеля с продолженным расши-
рением, и формула (22) принимает вид формулы (16).
Если допустить р=1, то цикл Сабатэ с продолженным расшире-
нием превращается в цикл Отто с продолженным расширением или,
как его называют, в цикл Гемфри. Терми^ский к. п. д. такого цикла
получится из формулы (22) при р=1 и будет выражаться формулой
T]t=l
к
- 1
Л - 1
(23)
Цикл Гемфри может рассматриваться как цикл установки, состоя-
щей из авиационного двигателя со сжатием горючей смеси и тур-
бины, работающей на выхлопных газах. Кроме того, такой цикл
относится к конструкции двигатель-насоса Гемфри и к газовым
турбинам постоянного объема Гольцварта.
40
§ 7. О формулах термического к. п. д. циклов
Выше мы уже указывали, что величина термического к.п.д..
цикла возрастает с увеличением степени сжатия, причем решающим
фактором является не степень сжатия сама по себе, а степень рас-
ширения, величина которой при прочих равных условиях увели-
чивается с увеличением степени сжатия. Увеличение степени рас-
ширения при одинаковом количестве подведенного тепла имеет след-
ствием увеличение At/—фактора изменения внутренней энергии—
или при адиабатическом процессе расширения—увеличение работы
расширения и, следовательно, работы цикла. Поэтому с увеличе-
ниет степени расширения растет термический к. п. д. Так как
между степенью расширения 8 и степенью сжатия е для всех
циклов существует определенная связь, а величина степени сжа-
тия представляет удобную для расчета величину, основанную
на конструктивных данных двигателя, то принято формулы тер-
мических к. п. д. выражать через величину степени сжатия, хотя
с методической точки зрения было бы правильнее пользоваться ве-
личиной степени расширения. Основываясь на приведенных выше
соотношениях между 8 и s для различных циклов, можно вы-
разить термические к. п. д. различных циклов (формулы 13, 16,
17, 22 и 23) через степень расширения следующим образом.
Для цикла Дизеля
_ р»_1 pA-i
, *(р— О '
Для цикла Дизеля с продолженным расширением и
Отто
S'* 1 *
Для цикла Сабатэ
, Яр* — 1 р*-*
ж = 1 — —--------------— .
‘ л- 1+/с(р — 1) о*”.1
Для цикла Сабатэ с продолженным расширением
1 й-Л
, PZft —I я h
1 1 •
Я(Р—1) 4-— (Л—1) 6
fv
(13')
для цикла
(16')
(174
(22')
Для цикла Гемфри (или цикла Отто с продолженным расширением)
. Як - 1
й-1
/сЯ k
Bfe-1
(23')
§ 8. Сравнение термодинамических качеств циклов Отто и Дизеля
С практической точки зрения большой интерес представляет
сравнение термодинамических достоинств различных циклов при
двух условиях: при одинаковом значении величины степени сжатия
41
Зависимость максимального давления цикла Отто и одно-
временно полезной работы цикла от степени сжатия представ-
ат
Фиг. 21. Зависимость макси-
мального давления и работы
цикла Отто от степени сжатия.
лена по Кутцбаху на фиг. 21. Для всех
давлений сжатия (2, 4, 8, 16 кг/c/t2)
предполагается, что в цилиндре выде-
ляется 400 калорий тепла на 1 м3 смеси
газа и воздуха. Пропорционально уве-
личению площади цикла возрастает и
термический к. п. д. На фиг. 22 пока-
заны результаты опытов Гейдельберга,
показывающие, как влияет на эконо-
мичность двигателя изменение момента
начала впрыска топлива и обусловлен-
ное этим изменение процесса сгорания
с p^const до VJ^const. Опыты были
выполнены для различных нагрузок
двигателя и при трех значениях давле-
ния сжатия (22, 29 и 38 кг/см3). При
начале впрыска за 27° до ВМТ инди-
каторная диаграмма на участке сгора-
ния получалась с примерно постоян-
ным давлением, а при начале впрыска
за 40° до ВМТ сгорание осуществля-
лось при почти постоянном объеме. Г рафик фиг. 22 показывает па-
дение удельного расхода топлива с увеличением давления в конце
сжатия для обоих случаев;
падение более заметно для
случая сгорания при по-
стоянном давлении. Эти
опыты не могут быть приз-
наны безупречными, так
как закон подачи топлива
оставался неизменным и
изменение характера сго-
рания достигалось только
сдвигом момента начала
впрыска относительно
ВМТ; однако полученные
результаты с качествен-
ной стороны в общем хо-
рошо иллюстрируют теоре-
Фиг. 22. Зависимость удельного расхода топ-
лива от нагрузки для случаев сгорания при
постоянном давлении (сплошные линии) и
постоянном объеме.
тические положения. <
Предположим, что для
обоих циклов максималь-
ное давление процесса
Ограничено определенной I—давление конца сжатия.....22 кг/с.ч3
величиной Ртах- Примем J/Z » » » 38 »
также, что количество под-
веденного тепла одинаково. Пусть цикл Дизеля изобра-
зится контуром. 1 2 3 4 1 (фиг. 23). Точка 3 на изобаре Ртая
определится из условия
44
Q,= [площадь Г 23 5 Г].
Пусть начальное состояние газа в случае цикла Отто также
изображается точкой 7. Конечное состояние газа на изохоре для
цикла Отто изобразится точкой 3' на изобаре Ртах, а состояние
газа в конце сжатия изобразится точкой 2', полученной на пересе-
чении линии изохоры у/ с вертикалью адиабаты 7—2. Точка $'
выбирается из условия
Qt = [площадь Г2'3'’5'1'],
что, очевидно, предполагает равенство
[площадь 2' 2 3 3" 2'] = [площадь 5 3'' 3' 5' 5.].
Отведенное тепло Q2o для цикла Отто пропорционально пло-
щади Г14' 5' Г, которая больше
нальной теплу Q>g, отведенному
от цикла Дизеля. Поэтому в этом
случае
площади Г 14 5 1', пропорцио-
Фиг. 23. Сравнение циклов Дизеля
иОгто при одинаковых ршах и QL.
\1Я>^
т. е. при одинаковом максималь-
ном давлении процесса термиче-
ский к. п. Д. цикла Дизеля выше
термического к. п. д. цикла Отто,
что объясняется меньшей вели-
чиной степени сжатия для цикла
Отто.
Отсюда видно, что развитие ави-
ационных двигателей со сжатием
горючей смеси, основанное на при-
менении высокооктановых топлив и
повышении степени сжатия и фор-
сировке наддува, влечет за собой
увеличение максимального давле-
ния вспышки при некотором со-
кращении удельного расхода топ-
лива на силу-час. Вследствие из-
вестного закона зависимости тер-
мического к.п д. цикла Отто от степени сжатия (см. фиг. 14 при
Р=1) увеличение степени сжатия будет оказывать все менее и
менее заметное 'влияние на экономичность двигателя, в то время
Как рост максимального давления вспышки будет продолжаться
и оказывать все более серьезное влияние на конструкцию. Поэтому
при ограничении максимального давления вспышки определенной
величиной дизель по экономичности представляет собою наиболее
совершенный тепловой двигатель.
ГЛАВА III
ТЕРМОХИМИЯ ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ И ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
§ 9. Элементарный состав топлива и реакции окисления
Для быстроходного дизеля применяется жидкое топливо, полу-
чаемое из нефти. Газообразное топливо, применяемое в отдель-
ных случаях в дизелях и тем более пылевидное твердое топ-
ливо, для нас не представляет интереса. В элементарный состав
жидкого топлива в самом общем случае входят: водород Н, угле-
род С, сера S, кислород От1, азот N. Отсутствие механических
примесей и влаги обеспечивается надлежащей фильтрацией и пра-
вильным хранением топлива. Количество водорода колеблется в
среднем в пределах 12,5—13,5% по весу от всего топлива; коли-
чество углерода—85,5—86,5%. Содержание серы весьма мало; по
техническим нормам для газойлей и керосинов содержание серы не
должно превышать 0,2 %. В некоторых фракциях сильно сернистых
нефтей содержится до 2% серы. Обычно при расчетах азот, серу и
другие случайные по количеству элементы относят к кислороду.
Для общности формул будем считать, что 1 кг топлива состоит из
следующих весовых долей: углерода С кг, водорода Н кг, серы S
кг и кислорода От кг.
Реакцию окисления горючих элементов топлива (если инте-
ресоваться только количественными соотношениями реагирующих
элементов, игнорируя тепловой эффект реакции) можно написать
в следующем' виде (для одной килограмм-молекулы кислорода):
C-f-02 = C02;
1 кг-моль С -J-1 кг-моль О2 = 1 кг-моль СО.,;
2Н2-|-О2 = 2Н2О;
2 кг-моль Н2+1 кг-моль О2 = 2 кг-моль Н„О;
S + O2 = SO2;
1 кг-моль S -J-1 кг-моль 02 = 1 кг-моль S02
или для одного килограмма горючего элемента:
1 кг C + кг-моль О2=^ кг-моль С02;
1 Индекс (т) обозначает содержание кислорода в ‘топливе
46
1 кг кг 0„=у кг С03;
1 кг Н + ~4 кг-моль 02 = -^- кг-моль Н20;
1 кг Н + 8 кг О3 = 9 кг Н30;
I кг S4~ кг-моль 02 = ^ кг-моль S02;
1 кг S +1 кг Os = 2 кг S02.
§10. Количество необходимого для сгорания воздуха и состав
продуктов сгорания
Теоретически необходимое количество воздуха для обеспечения
полного сгорания одного килограмма топлива равно:
т 1 /С . Н , S От\ . /ог.
Ч = ^21 <Г2 + Т + 32~ 32 J кг-моль/кг (25)
ИЛИ
£-.=га-г2[1+1(н+-Ц£г)]- (25'>
Выражение в квадратных скобках, зависящее только от эле-
ментарного состава топлива, называют характеристикой топлива и
обозначают через а;
а=1+-1(Н4-Ц^). (26)
Очевидно, с представляет теоретически необходимое количество
кг-моль кислорода для сгорания 1 кг-моль углерода с учетом
Н, S и От топлива.
С этим обозначением формула (25') принимает следующий вид;
= О ‘ 12
Количество теоретически необходимого воздуха в кг на 1 кг
топлива равно
irk Ст с+8Н+s - °0 кг?кг <27)
или
<27’>
Пренебрегая ничтожными долями других газов, предположим,
что воздух состоит по весу из 23,2%, а по объему из 21% кисло-
рода; остальное составляет азот. Выражение в скобках в форму-
лах (25) и (27) представляет, очевидно, количество теоретически
необходимого кислорода для полного сгорания 1 кг топлива соот-
ветственно в кг-моль/кг и в кг/кг.
Действительное количество воздуха, обеспечивающе сгораниее
1 кг топлива в цилиндре дизеля на основании уравнения (1), равно
Ls = aL0 кг-моль/кг-, L'a = aL'o кг/кг (28)
47
адли на основании (2)
Lg — ~ кг-моль/кг-, L'g = ~ кг/кг.
(28')
Из формул реакций окисления видно, что при полном сгорании
'Фиг. 24. Состав продуктов сго-
рания для небольших значений
коэфициента избытка воздуха
(по опытам Вентцеля). Плот-
ность воздуха ув=5 кг/л3; дав-
ление впрыскивания 280 kzJcm*.
топлива образуются углекислый газ
СОа, водяные пары Н20, серно-
кислый газ S02; кроме того, продук-
ты сгорания должны содержать из-
быточный кислород О2 и азот воз-
духа N2. Для номинального режима
двигателя избыток воздуха состав-
ляет а = 1,45 — 1,6 или [3 % 0,62 — 0,70;
поэтому /можно считать, что топливо
сгорает полностью. По опытам Вент-
целя по сгоранию топлива в бомбе,
в продуктах сгорания уже начиная
с а = 1,1 не обнаруживается ни окиси
углерода СО, ни свободного водоро-
да Н2.
На фиг. 24 показан состав про-
дуктов сгорания в зависимости от
коэфициента избытка воздуха а по
исследованию Вентцеля. Аккерман
при самых точных методах измере-
ния не смог уловить окиси углерода
и водорода в отработавших газах
двигателя. Аккерман считает, что СО
и Н2 могут содержаться в продук-
тах сгорания лишь в незначительных
количествах.
В случае полного сгорания топ-
лива состав продуктов сгорания бу-
дет:
С 11
CO2=i2 кг-молъ/кг или СО' = у С кг/кг-,
Н20 = у кг-моль/кг или Н2О' = 9Н кг/кг;
g
SO,. = 32 кг-молъ/кг или S0' = 2S кг/кг-,
02 = 0,21 (а — 1) Lo кг-молъ/кг или О' = 0,232(а — I) L'o кг/кг;
N2 = 0,79 Le кг-молъ/кг или N' = 0,768 L’g кг/кг.
(29)
Количество кислорода, выраженное через степень использова-
ния воздуха ₽, равно
О2 = 0,21 (у — Q Ао кг-моль/кг или О' — 0,232 QL'/сг/кг.
48
Общее количество всех продуктов сгорания в кг-моль на 1 кг
топлива равно *
М = ^+^ + ^ + (а — 21) Lo кг-молъ/кг (30)
или
М= + 0>20 Lo кг-моль/кг; (30')
количество сухих газов после конденсации водяных паров равно
Л4С. г= р> + 3| + (а —0,21) Со кг-моль/кг (31)
или
Л4С. г^-^ + Д+ Г-д-—0,21s) Lo кг-молъ/кг ’(31')
§ 11. Определение степени использования воздуха и неполноты
сгорания путем анализа выхлопных газов
На практике часто возникает важный вопрос оценки полноты
сгорания топлива и степени использования воздуха. Обычно состав
продуктов сгорания анализируется с помощью прибора Орса; при
этом из-за охлаждения газов водяные пары конденсируются
и прибор Орса дает процентный по объему состав сухих газов.
Если пренебречь содержанием SO2 ввиду малости S или считать,
что количество S02 поглощается при определении СО3 и, следо-
вательно, входит в количество С02, то в случае полного сгорания
объемный процентный состав сухих газов будет:
G
100%;
°7=0,2м.7.0100%; 100%;
n-'=St 100°/»:
Сумма
co”+o”+n; = ioo%.
Из отношения
(32)
ОГ_ 0,21 (я — 1)LO
К2' б,79а£0
можно определить коэфициент избытка воздуха
1
“ =------vqtv
1-3,76^
Т. М. Мелькумов
(33)
49
или степень использования воздуха
р=1-3,76g. (34)
Отношение объемных долей кислорода О* и углекислого газа
СО" в сухих продуктах сгорания можно выразить в следующем
виде
Ог _ 0,21 (а — 1 )L0 Мс.г
СО/ Мс.г ' £
12
или, пользуясь формулой (25"),
= ИЛИ ^,(1-1),. (35)
с = const, то между процентными
существует простая линейная зависи-
Если
Так как для каждого топлива
содержаниями О" и СО"
мость. Если р = 0(а = оо), то С0" = 0 и O" = O''max
Р = 1 (а = 1), то О" = 0, а
£ £
со;*=со;'„„= «-----
, п+и+°’791«
или
С
СО" = ___________12_______
VU2max с 0,79 С
12 + 32 + 0Д21 12 °
или, наконец,
С02 max з s 0/79
+ £ ”С +б/И
(36>
В случае, когда S = 0,
С02 max =
1 + 0?21
1
или
СО„ щах —
до 1,0
О
0,21____
зн-|от'
1 + 0,79----с ~
При различных степенях использования воздуха р от
(а соответственно от со до 1,0) значения О" и СО2'„будут различ-
ными, но их отношение при полном сгорании топлива всегда будет
удовлетворять условию (35).
Для произвольного значения р
(З6'>
со; =
________1___________
8 s+iz°±.o
3 С ‘ 0,21
50
сумма СОа + 02 равна:
с
СО” + О" =-----------'-------------
8 S 0,21
1 + 3 С + 0,21 °
Эти выражения показывают, что и СО" и сумма СО" 4-О''
являются функциями Р (или а). Для топлива, элементарный состав
которого Н = 13%, С = 8б% и
0=1%, по проф. Мазингу
нефть С' 0.86; Н-0.13. С-ОЩ.
Сортах" 15.5%
Фиг. 25. Зависимость СО2иСО2+О2
"ри полном сгорании топлива
(Н= 13%, с=86%, От= 1%) от сте-
__пени использования воздуха р.
С0" = 15,5р;
СО" 4-о: = 21-5,5 р.
Соответствующий график дан
на фиг. 25.
Если отложить по оси абсцисс
процентное по объему содержание
кислорода О" в сухих продуктах
сгорания, а по оси ординат про-
центное содержание углекислого
газа СО", то прямая, соединяющая
точки с координатами (О"=0,
со;=со;тах) и (o;=2i %, со;=о>
удовлетворяет тому условию, что
для всех значений р при полном,
сгорании топлива точки с коорди-
натами СО" и О", отвечающими
Фиг. 26. Схема треугольника сгорания.
формулам (32), будут лежать на этой прямой (фиг. 26). Полученный
таким образом график, различный для разных топлив, называется
треугольником сгорания. На гипотенузе треугольника нанесены
значения величин р.
Анализ выхлопных газов прибором Орса определяет количество
кислорода и углекислого газа в объемных процентах сухих продук-
4»
51
тов сгорания. При точном анализе в случае полного сгорания точка а
с координатами, определенными анализом, будет, как указывалось,
лежать на гипотенузе треугольника сгорания и вместе с тем будет
показывать степень использования воздуха. Если точка находится
вне пределов графика (например а2), то это свидетельствует об
ошибках анализа; если, наоборот, точка находится внутри тре-
угольника сгорания (например с,), то при правильности анализа
газов это означает, что сгорание было неполным.
Рассмотрим случай неполного сгорания. Будем считать, что во-
дород сгорает полностью, часть углерода хС переходит в сажу
и остальная часть углерода(1—х) С сгорает в углекислый газ. В этом
случае состав сухих газов будет:
С
С02 = (1 — х) ~ кг-моль/кг-,
О2 = 0,21 — 1^) L0-f-x~ кг-моль/кг
= кг-моль/кг.
Доли компонентов сухих.Дазов (в объемных процентах) равны:
(I — *) £
СО"-
2 Ale. г
0,21 f-
or=------------------
n„!°-79A,
( Ао + х 12
L___Z______Л inn о/.
Мс. г |ии/о,
л, Ю0%;
Мс. г '
(37)
причем
М„=^(1-х) + |+ (1-0,21)
кг-моль/кг
или
Л^с. г
т. е. то же, что и в
= —°,214) Lo кг-моль/кг,
1Л \. г У
случае полного сгорания. Как и раньше
со"+о;'+к = 10о%.
Отношение
_°1
СО£
0,21
равно
1 _ С
В 1) L° + х \2
(1 — х) 12
При х = 0 формула (38) переходит в формулу (35). Выражения (37)
и (38) показывают, что процентное содержание СО" и О", в
сухих продуктах сгорания, а также отношение являются Функ-
O''' 2
циями р и х. Если х = const, то отношение есть линейная функ-
ция р. В треугольнике сгорания получается серия прямых х—const,
_о£
со;
(38)
— ljo + x
1 —X
52
идущих от точки (О"=21%, СО"= О) к соответствующим макси-
мальным значениям СО" для ₽ — 1; при х=О получается гипотенуза
треугольника сгорания; при х= 1, т. е. когда углерод полностью
выделяется в сажу, прямая совпадает с осью абсцисс.
На каждой прямой x=const можно отметить точки, соответствую-
щие одинаковым значениям ₽. Проведенные через эти точки линии
должны удовлетворять условию (38) и показывать геометрическое
место точек, определяющих количество углекислого газа СО",
свободного кислорода О" и доли углерода С, выделившегося в сажу,
при одинаковой степени использования воздуха.
Фиг. 27. Треугольник сгорания газойля с выделением сажи.
На фиг. 27 приведен треугольник сгорания, составленный Аккер-
маном для газойля (С=85%, Н= 13%, От = 2%), в предположении,
что при неполном сгорании образуется сажа.
Если для данного топлива построен треугольник сгорания, то,
получив путем анализа выхлопных газов объемное процентное со-
держание СО" и О" в сухих продуктах сгорания, легко опреде-
лить фактическую степень использования воздуха, а также (в слу-
чае неполноты сгорания) и долю х несгоревшего углерода. Если же
ствоГсгг™К СГ0Рания не построен, то, получив анализом количе-
ное И ’ необходимо сначала установить, полное или непол-
полн ЫЛ° СГ0Рание топлива. В том случае, когда сгорание топлива
избыт-6’ Моншо п0 формулам (33) или (34), определить коэфициент
когдаКа В03дУха а или степень использования воздуха ₽. В случае,
СГоРание топлива неполное, величины а или В можно под-
считать ПО другим ф0рмулам.
53
Из формул (37) можно получить
NJ' “ “0,79La
ИЛИ
СО” _ ~ Г2
Na' ~ 0,79 1 С >
0,21 ’ У 12°
или, наконец,
СОа' _ 1— X
N»' ~ а *
3,76 4-
Отсюда доля несгоревшего углерода равна
х = 1-3,76--^. (39)
р Na' '
С другой стороны, из тех же формул (37) можно получить:
Na' 0,79Lff
ИЛИ
or
N7 0,79 1 С ’
л - - с
0,21 0 12
откуда
О£ °-Р(а-х) (40)
Na' 3,76с ’ V
По анализу газов известны О", СО'' и N'' = 100 — (0”4-С0а');
поэтому из двух уравнений (39) и (40) могут быть найдены не-
известные х и р. Подставляя значение х из формулы (39) в фор-
мулу (40), получим
СО"
о;-„ —3,75-J.. + P (1-о>
Na' 3,76с ’
откуда степень использования воздуха
р= 1-3,76^-3,76-,
а коэфициент избытка воздуха
(41)
(42)
Формулы (41) или (42) являются общими формулами для опре-
деления коэфициента избытка воздуха а или степени использова-
54
ния воздуха ₽ по анализу газов. Зная ₽, можно из формулы (39)
определить долю х несгоревшего углерода. Легко показать, что
в частном случае, когда х = 0, формулы (42) и (41) принимают
вид формул (33) или (34). Действительно, при х — 0 из соотноше-
ний (29), пригодных для данного случая, получаем:
с
СО.',' _ 12 1
0Л9ЕГ- ±-
Р
После подстановки этого значения в формулу (41) и после со-
кращения получаем
откуда
₽=1-3,7б^.
§ 12. Коэфициент молекулярного изменения
Из формул реакции полного окисления жидкого топлива следует,
что в результате сгорания изменяется общее число кг-моль про-
дуктов сгорания сравнительно с числом кг-моль исходных веществ.
По закону Авогадро 1 кг-моль любого газа при одинаковых темпера-
туре и давлении занимает одинаковый объем (22,4 м3 при О°Ц
и 760 мм рт. ст.). Объемом жидкого топлива, как малым сравни-
тельно с объемом газообразных исходных и конечных веществ реак-
ции, можно пренебречь. Действительно, объем 1 кг жидкого топлива
(газойля) с удельным весом 0,86 составляет 1,163 л или 0,001163 м3;
количество же теоретически необходимого воздуха Lo =0,495
кг-моль/кг или 11,088 м3 (О°Ц и 760 лич рт. ст.); следовательно,
объем жидкого топлива составляет только
. 100% ^0,01%. ' '
от объема теоретически необходимого количества воздуха.
Из выражений для реакций окисления горючих элементов то-
плива можно сделать заключение, что при сгорании жидкого топлива
число кг-моль продуктов сгорания увеличивается за счет сгорания
водорода. Если в 1 кг топлива содержится Н кг водорода, то для сго-
рания водорода понадобится ~ кг-моль кислорода и в результате
получится ~ кг-моль водяных паров в продуктах сгорания. Поэтому
при полном сгорании 1 кг топлива изменение числа кг-моль за счет
воДорода будет равно
. .Н н Н .
ДТП — — —д’= т кг-моль/кг,
55
(43)
а с учетом кислорода От, находившегося,в топливе, полное измене-
ние числа кг-моль будет
н О„
ДЛ1 = 1------- .
4 32
В произвольной промежуточной стадии процесса- сгорания,
когда успела окислиться только часть С топлива, изменение числа
кг-моль можно выразить формулой
(43')
Величину ДЛ4 можно найти также из разности
ДМ = Л1—yL0,
где величина М—полное число кг-моль продуктов сгорания—вы-
числяется по формуле (30) или (30').
Отношение числа кг-моль конечных продуктов окисления к числу
кг-моль исходных веществ или отношение соответствующих объемов
при одинаковых р и Т называется коэфициентом моле-
кулярного изменения.
Если исходные вещества состоят только из топлива и воздуха,
то вышеуказанное отношение, представляющее коэфициент молеку-
лярного изменения свежего заряда, обозначается через р-0 и мо-
жет быть подсчитано по формуле
Н От
М . . R~T +~32 ....
----L---’• (44)
-М)
' Если же исходные вещества состоят не только из воздуха и то-
плива, но также из некоторого количества Мг кг-моль остаточных
газов—продуктов сгорания, оставшихся в цилиндре от предыдущего
цикла,—то общее количество исходных веществ в период сжатия
до сгорания равно Ь0+Мг кг-моль, а количество конечных продук-
тов в период расширения после сгорания равно М-\-Мг кг-моль.
В этом случае отношение
м + м
Lo -Л4У
представляет действительный коэфициент молекулярного изменения,
или коэфициент молекулярного изменения рабочего заряда. ♦
Отношение числа кг-моль (или веса) остаточных газов Мт к числу
кг-моль (или весу) свежего заряда, т. е.
‘ L0
называется коэфициентом остаточных газов.
Пользуясь отношением (44) и (46) и разделив числитель и знаме-
натель выражения (45) на можно написать
u = ^±Y
“ 1 -I- V
И
(45)
(46)
(47)
56
।
Число кг-моль за процесс сгорания может измениться не только
за счет сгорания водорода, но и за счет неполного сгорания угле-
рода с образованием окиси углерода СО. В этом легко убедиться
из анализа реакции окисления. Пренебрегая объемом углерода,
имеем
2С + О2 = 2СО;
2 кг-моль С + 1 кг-моль О2 = 2 кг-моль СО
Однако мы исключили из рассмотрения случай неполного сгора-
ния углерода с образованием СО, поэтому нет необходимости в осло-
жнении формулы (44).
Фиг. 28. Зависимость коэфициента молекулярного из-
менения свежего заряда от степени использования
воздуха р.
Для жидкого топлива со средним элементарным составом С =
= 86%, Н= 13% и От=1 %:
ДМ = 4--^- = 0,0328 кг-моль/кг;
Lo = 0,495 кг-моль/кг;
поэтому из формулы (44)
Ио=1 +0,066 ₽; (44+
при ₽ = 0,7 (а 1,43) Цо = 1 >046.
На фиг. 28 изображена зависимость коэфициента молекулярного
изменения р0 от степени использования воздуха р.
§ 13. Теплоемкость газов
Теплоемкость реальных газов для технических расчетов счи-
ется зависящей только от температуры. Для двухатомных газов
ависимость теплоемкости от температуры практически достаточно
57
точно выражается законом прямой; для трехатомных газов эта за-
висимость имеет более сложный характер. На фиг. 29 приведен
график (по Шюле) изменения средней молекулярной теплоемкости
(теплоемкости 1 кг-моль) в зависимости от температуры для угле-
кислого газа СО2, водяного пара Н2О и двухатомных газов (О2,
СО и воздуха). На фиг. 30 приведен такой же график по Партинг-
тону и Шиллингу. Значения средних молекулярных теплоем-
костей газов, входящих в состав продуктов сгорания для различ-
ных температур, по данным Шюле, приведены в табл. 1.
Таблица I
Средние молекулярные теплоемкости составных частей продуктов сгорания
Темпера- тура °Ц Водяной пар Н2О Углекислый газ СО2 Двухатомные газы (N2, О2, СО и воздух)
ср Ср cv Ср
0 6,18-4 8,17 6,68 8,67 4,99 6,98
100 6,27 \ 8,26 7,21 9,19 5,02 7,01
200 6,35 8,34 7,65 9,64 5,05 7,03
300 6,43 8,42 8,02 10,01 5,07 7,06
400 6,50 8,49 8,33 10,32 5,10 7,09
500 6,58 8,57/ 8,59 10,58 5,13 7,11
600 6,66 8,65 8,80 10,73 5,15 7,14
700 ' 6,74 8,73 8.97 10,96 5,20 7,19
800 6,82 8,81 9,09 11,08 5,23 7,21
900 6,90 8,90 9,28 11,27 5,28 7,28
1000 6,99 8,98 9,45 11,44 5,36 7,35
1100 7,09 9,08 9,60 11,59 5,40 7,39
1200 7,19 9,17 9,76 11,75 5,45 7,44
1300 7,26 9,25 9,90 11,89 5,49 7,48
1400 7,37 9,36 10,08 12,07 5,52 7,51
1500 7,53 9,52 10,21 12,20 5,56 7,55
1600 7,68 9,66 10,35 12,34 5,58 7,57
1700 7,90 9,89 10,50 12,49 5,62 7,61
1800 8,09 10,08 10,65 12,64 5,65 7,64
1900 » 8,33 10,31 10,80 12,79 5,70 7,69
2000 8,52 10,51 10,95 12,94 5,73 7,72
2100 8,72 10,71 11,10 13,09 5,76 7,75
2200 8,95 10,94 11,25 13,24 5,80 7,79
2300 9,20 11,18 11,40 13,39 5,83 7,82
2400 9,41 11,40 11,52 13,51 5,87 7,86
2500 9,65 11,64 11,65 13,64 5,90 7,88
2600 9,90 11,89 11,81 13,80 5,93 7,92
2700 10,17 12,16 11,95 13,94 5,97 7,96
2800 10.38 12,38 12,09 14,08 6,00 7,99
2900 10,60 12,58 12,22 14,21 6,04 8,03
3000 10,80 1 12,90 12,38 14,37 6,07 8,06
58
59
Истинную молекулярную теплоемкость будем обозначать через
mcv и тср для процессов при v = const и р = const. Средние молекуляр-
ные теплоемкости будем обозначать соответственно через С„ и Ср.
По Шюле истинные теплоемкости газов выражаются следующими
формулами:
для двухатомных газов в пределах от 0°Ц и выше
тс„ = 4,99 + 0,000266/
или 4
mcv = 4,845 + 0,000266 7;
для водяного пара Н2О в пределах от 0° до 1200°Ц
тс„ = 6,16 + 0,001668/
или
тс„ = 5,705 + 0,001668 7;
для водяного пара Н2О при температурах выше 1200сЦ
№, = 8,28 + -'+^ 8,51
ИЛИ
тс,.= 0,00567 Т -0,0 75;
для углекислого газа СО2 в пределах от 800° до 3000°Ц
mcv =10,54 + 2,75-^5
или
тс„ = 7,585 + 0,00275 7;
для углекислого газа СО2 в пределах от 0° до 800сЦ формула
теплоемкости имеет сложный вид; например, отнесенное к 1 кгС02
при р — const уравнение теплоемкости дается в форме
ср = 0,1971 + 0,0002565/ — 0,002972 • 10~4/2 + 0,0001254 10~6/8.
Средние молекулярные теплоемкости газов равны для двух-
атомных газов (О2, N2, воздух)
Св = 4,845 + 0,000133 7;
для водяного пара Н20 при температурах от 0 до 1200сЦ
С„ = 5,705 + 0,000834 7;
для водяного пара Н2О при температурах выше 1 200°Ц
С„ = 0,002835 7 - 0,075;
для углекислого газа СО2 в пределах от 800° до 3 000°Ц
Cv = 7,585 + 0,001375 7;
для углекислого газа СО2 в пределах от 400° до 1 200°Ц мы пред-
лагаем эмпирическую формулу
С„ = 7,196 + 0,001737 7,
хорошо согласующуюся с табличными данными Шюле.
60
Теплоемкость 1 кг-моль продуктов сгорания может быть опре*
делена по общей формуле
i=n
Фиг. 31. Зависимость средней молекулярной тепло-
емкости продуктов полного сгорания жидкого топлива
(С=86°/о, Н=13п/о, От=1%) от температуры при различ-
ных степенях использования воздуха.
тДе Xi — обозначение и количество газа, входящего в состав смеси,
mCvi— его теплоемкость, п — число отдельных газов в смеси. Та-
з<им путем можно найти истинную и среднюю теплоемкость смеси.
61
Для обеих теплоемкостей существует связь
тср — mcv = Cp—Cv = 1,985.
Теплоемкости углекислого газа СО2 и водяного пара Н2О ме-
няются по различному в зависимости от температуры; вследствие
этого теплоемкость продуктов сгорания изменяется с температу-
рой практически прямолинейно.
Для жидкого топлива со средним элементарным составом
С = 86%, Н = 13% и От=1% проф. Мазинг, принимая несколько
иные значения теплоемкостей отдельных газов, дает весьма удоб-
ный для практического пользования график (фиг. 31) зависимости
средней молекулярной теплоемкости продуктов полного сгорания
от температуры при различных значениях величины степени ис-
пользования воздуха р. График позволяет непосредственно опре-
делить величины средней молекулярной теплоемкости для данной
температуры.
§ 14. Внутренняя энергия и теплосодержание газов
Внутренняя энергия 1 кг-моль газа равна
U = mcvdT-(-const.
Изменение внутренней энергии в интервале температур от
7\ до Т2 равно
Т1
Так как тс„ = а-]-ЬТ, то
Ut-U3 = [п+|(Т2 + Л)] (Л-Л). (48)
Изменение внутренней энергии можно выразить еще так:
Т2 Ti
U2 — U1= mccdT — mcvdT
о о
или
(48')
где СГ2 и СГ1 —средние молекулярные теплоемкости газа при тем-
пературах Т2 и 7\.
Если условно принять, что внутренняя энергия газа в началь-
ном состоянии, например при Т1 = 273°К равна нулю, то измене-
ние внутренней энергии выражается величиной внутренней энер-
гии газа во втором состоянии:
U2 = U2-U1 = CmT2-C^i3 273. (49)
Теплосодержание газа равно
I = CPT = U + Apv
62
или
I = U + ART;
для 1 кг-моль газа
I = U+ 1,985 Т. (50)
Для вычисления теплосодержания достаточно определить вну-
треннюю энергию газов. Если условно принять, что теплосодер-
жание газов при Т1 = 273°К равно нулю, то теплосодержание при
произвольной температуре будет
4 = Ц - Л = - ^i) + 1,985 (Т2 - 273). (50')
Внутренняя энергия 1 кг-моль смеси определяется как сумма
внутренних энергий отдельных компонентов, т. е.
Если внутренняя энергия в начальном состоянии равна нулю, то
LJS-L\ =tT2=S\tT2i. (51)
it
Индекс (i) означает порядковый номер компонента; п—общее число
компонентов в смеси; гг—объемное процентное содержание компо-
нента, U21—внутреннюю энергию 1 кг-моль компонента при темпе-
ратуре Т2. Теплосодержание 1 кг-моль смеси будет попрежнему
определяться формулой (50), где под U понимается внутренняя
энергия смеси.
Для точного определения изменения внутренней энергии смеси
необходимо знать число и относительное количество компонентов
смеси. Для продуктов сгорания следует иметь в виду явление дис-
социации газов при высоких температурах. В дизелях, где сгорание
топлива происходит при больших давлениях (60—100 кг/см2), но
вместе с тем вследствие большого избытка воздуха при меньших
температурах, чем в двигателях со сжатием горючей смеси, диссо-
циация газов (СО2 и Н2О) практически незначительна.
На фиг. 32 приведен график, показывающий по опытам Бьерума,
степень диссоциации, т. е. процент диссоциировавших молекул во-
дяных паров Н2О в зависимости от температуры и давления, при
которых находятся водяные пары. На фиг. 33 приведен- график,
показывающий, по опытам того же автора, степень диссоциации
Углекислоты в зависимости от температуры и давления. Максималь-
ные температуры в дизеле не превышают 2200° К. Так как, кроме
того, степень диссоциации заметно уменьшается с увеличением да-
вления, то явление диссоциации для дизелей можно игнорировать.
Проф. Иноземцев, основываясь на данных испытания авиационного
Дизеля ЮМО-4, определил степень диссоциации углекислоты аСО2
и водяных паров аН2о и нашел величину теплоты диссоциации q
по углу поворота коленчатого вала (фиг. 34). Как видно из графика,
максимальное значение теплоты диссоциации q составляет около 3 %,
63
оставаясь значительно ниже этой величины при всех остальных
значениях угла поворота коленчатого вала.
Фиг. 32 Степень диссоциации водяного пара в за-
висимости от температуры и давления (по Бьеруму)
г В табл. 11 приведены величины внутренней энергии и теплосо-
держания 1 м3 (О°Ц, 760 мм рт. ст.) и Г кг различных газов по дан-
ным Шюле с учетом диссоциации
для температур от 0° до 3000°Ц.
В таблице приведены также подсчи-
Фиг. 33. Степени диссоциации
углекислого газа в зависимо-
сти от .температуры и давле-
нйя (по Бьеруму).
Угол поворота коленчатого *ала
Фиг. 34. Степень диссоциации во-
дяных паров и углекислоты и сум-
марная теплота диссоциации за
период сгорания в авиадизеле
ЮМО-4 (по Иноземцеву).
тайные нами величины внутренней энергии 1 кг-моль этих газов и
величина 1,985 Т (для определения теплосодержания 1 кг-моль га-
зов). Значение внутренней энергии и теплосодержания при О°Ц
Фиг. 35. Изменение внутренней энергии продуктов сгорания жид-
кого топлива (С=86%, Н=13%, От=1%) при различных степе-
нях использования воздуха.
5 Т. М. Мелькумов
65
ft
я
S
Внутренняя энергия газон
© 1 СО _ к© Г- 00 ш (-.GOOCOGO СМ ©7 со со о СО Г- Г" Г” £- СО Г- 1© 07 см см со со со Г— — 00 к© с© со СО к© к© ГОГ- — к© ©7 ”* ”* к© к© к©
% :(Т = 21 кал/ь моль
U кал/кг 2 О О’* СМ СМ 00 г- см о со — см СОСО СОСМСОЮ’* Г- Г- СО О г* х* к© CD СО ©7 О — ООО со ©7 к© СМ — ©7 О СМ СО
О са X U кал/кг- моль СО г^соооо <—> CD ©7 СМ Г- ©7 '-'(ЧОО’ФО см -* к© с© ООООО со см см о со с© со сою о СО О СМ ’* Г- ООО о о О — 1© о о Г”* к© гм 00 ©7 СМ к© ©7 см — см см см со
СО S- § к Id при 0° Ц и 760 мм рт. ст. см со о с© со ©7 -* см к© Г- -* — — СМ СО 1П-СОС об <© к© к© со со ^* к© со г- ©7 00 ©7 со ГО Г- О’* О со СО О — СО’* ’ 1— »—« <
U кал) кг тг со ° О' к© о со к© со г- СМ со — — — см Г- — ООСОГ- СО СМ Г- СО ©7 см со СО О’ ^* • СМ 00 00 G7 ГО СО см ©7 СО ТГ к© С© СО г- 00
со2 L кал/кг- моль о соо о оо Г-» СО ГТ ©7 ©7 к© СО СМ СМ О’ —' СОЮ О ©7 11710 14100 16590 19180 21900 ооооо к© Т* Ок© о г-союсб — ’ФГ’ОГ.Г’ см СМ го го со
ft при 0° Ц и 760 мм рт. ст. ©7 О 00 07 СО ю см СО г}- со см см — СМ СО’’* сооосог- СМСМхГЮГ- Ю СО 1> об ©7 со-* О О с© ОГО — к© — СМ ГО к© СО
со 00 О’* о — — — со г- СО СО 00 — ю СМ С© О 1© ©7 см см rococo ©7 С© СМ о©7 СО 00 с© со см Ч* т* к© к© CD
§ хЛкеоя г- СО ^* СО -* к© -О х* об О О —’ — — со г- СО СО 00^- к© СМ со О Ю ©7 см см со со со ©7 СО СМ О©7 СО 00 го оо см -* ”* к© к© со
со сз СЧ Z to СО ”* СО ’f 1© * -О’* об О’* О — соо СО СО СО 1 к© СМ СОО к© ©7 см см со со со ©7 С© СМ О ©7 С© 00 С© 00 см ’Г к© к© с©
о X м о ю СО GO СОО СО - - -С© со О — СО СО ~ СОСО ©7 ’t,СМ 07 СО СО О’* Г— • к© см см см со со 00—С©<©^- ©7’*О0СМГ- С© •* ’* к© 1©
© гз X и п U кал/кг- моль ООООО О'- т* ©7 1> СО О О О — СО см со -* ю ооооо ч* С© к© 00 к© 1© г- ©7 —1 ”* С© о СО О ооооо к© О -* СМ к© 1> — ** 00 см СМ ч* к© СО 00
со з G ГЭ при 0° Ц и 760 мм рт. ст. со см см О к© —' 00 со о -* ©7 С© ОС- ** — — см СМ1©©7’* — ©7 ’* ©7 к© 1 см с© с©”* к© ©7 ©7 ©7 — к© СССМООк©-- к© СО СО О 00
ь К О см СО СО СО СОСО со см ’Г со со о см со со со со со 5 со оо о см — см см С© С© с© с© сс ’Г СОСО о см см см см с© со
-? - CD О ОО С О о о о о о см о со о ооооо ооооо см со оо о — — — г- см ооооо ооооо CM’t СО СО о см см см см сс
Примечания. I. Под внутренней энергией газов в таблице понимается изменение внутренней энергии от 0°Ц до рас-
сматриваемой температуры.
2. Цифры граф 3, 6, 8, 9, 11, 12 и 14 даны по Шюле,
66
Шюле принимает равным нулю. На фиг. 35 приведен составлен-
ный по формуле (49) график внутренней энергии 1 кг-моль про-
дуктов сгорания жидкого топлива (С—86 %/, Н=13%, От= 1 %) для
различных степеней использования воздуха. На графике нанесена
прямая 1,985 (Т = 273°) для определения теплосодержания продук-
тов сгорания. График фиг. 35 составлен на основании графика теп-
лоемкостей по Мазингу (фиг. 31) и, следовательно, диссоциации
газов не учитывает.
§15. Коэфициент наполнения и остаточный коэфициент. Пара-
метры рабочего тела в начале сжатия
Коэфициентом наполнения т(г называется отношение веса (или
числа кг-моль) свежего заряда, поступившего в цилиндр, к весу
(или числу кг-моль) свежего заряда в количестве, которое могло бы
поместиться в рабочем объеме цилиндра VH при давлении и темпе-
ратуре на всасывании, т. е. при давлении рни температуре Тнокру-
жающей среды, если двигатель не имеет нагнетателя, и при дав-
лении ph и температуре Th, если двигатель имеет нагнетатель или
продувочный насос. В дальнейшем для общности состояние воздуха
перед цилиндром будем характеризовать давлением pk и темпера-
турой Th, полагая что в случае отсутствия нагнетателя и продувоч-
ного насоса рк=рн и Tk=TH, где рн и Тн—давление и температура
воздуха на данной высоте; в частности, на земле рн = ро = 760 мм
рт. ст. и Tk = To =288° К.
По определению коэфициента наполнения объем воздуха, посту-
пившего и оставшегося в цилиндре при параметрах ph и Th, равен
Если давление и температура рабочей смеси, т. е. смеси свежего
воздуха и остаточных газов, в начале сжатия равны ра и Та, то объем
свежего воздуха при этих условиях равен
VB = ^Vh.^.b. (52)
Остальной объем цилиндра будет занят остаточными газами
при условиях ра и Та. Следовательно, объем остаточных газов
равен
- (53)
Так как объемы свежего заряда Ув и остаточных газов Vr при-
ведены к одинаковым давлению ра и температуре Та в начале
сжатия, то отношение
Vr
Тост -
очевидно, представляет отношение весов или числа кг-моль оста-
чных газов и свежего заряда и, следовательно, равно коэфи-
циенту остаточных газов. Подставляя найденные выше значения
6* . 67
V, и VB в формулу коэфициента остаточных газов, находим
(54>
или
и =—-—gg . Z* . - J__ (55)
«-• р* т0ц-Тост* 1ЭЭ)
Формула (55) коэфициента наполнения применяется для подсчета
коэфициента наполнения четырехтактных и двухтактных двига- .
телей. Необходимо только помнить, что давление ра и темпера-
тура Та относятся к началу сжатия, т. е. в случае двухтактных
двигателей —к полезному объему цилиндра.
Если в двухтактном двигателе весовой заряд воздуха отнести
не к полезному объему V'h, а к полному рабочему объему Vh, то
Коэфициент наполнения будет равен
Vy^ = 7U1 —Ф).- (55')
Вычисление коэфициента наполнения по формуле (55) требует
знания трех величин ра, Та и уост. к
О выборе величины давления ра и о вычислении температуры Та
мы будем говорить ниже. Коротко остановимся на коэфициенте
остаточных газов уост- Для четырехтактных двигателей без продувки
камеры сжатия количество остаточных газов и свежего воздуха
представляют собой легко определяемые величины. Коэфициент
остаточных газов в данном случае можно определить аналитически.
У двухтактных двигателей количество остаточных газов зависит
от совершенства очистки цилиндра, которое при данной быстроход-
ности определяется типом продувки, подбором фаз и проходных
сечений органов выхлопа и продувки, давлением и избытком проду-
вочного воздуха. Установить значение величины уост для двухтакт-
ных двигателей расчетным путем нельзя; эта величина определяется
для них экспериментально. Путем стробоскопического отбора и ана-
лиза газов можно установить количество углекислого газа в конце ра-
сширения (СО2) и в период сжатия (СО2)' в процентах от всего объема
газов, включая водяные пары. Так как состав остаточных газов
в процессе сжатия практически тот же, что и состав продуктов сгора-
ния в конце расширения, то
(СО2) = Lg + Mr
(СО»)' М,-
или
(СО,) .1 . ,
(СО,)' уост •
Отсюда коэфициент остаточных газов:
_ (СО,)'
YocT (СО,),-(СО,)' •
Эта формула пригодна и для четырехтактного двигателя с про-
дувкой камеры сжатия. При выводе предполагалось, что в конце
68
расширения сгорание топлива уже закончено или при неполном
сгорании выделяется сажа.
Для расчетов двухтактных двигателей можно принять:
для продувки двигателей типа Юнкерса
уост = 0,02 — 0,06;
для клапанно-щелевой продувки и продувки двигателей типа
Цоллера
\ уост ==0,05 —0,10.
Коэфициент наполнения четырехтактного дизеля можно написать
так:
^ = .^(гЙ-Й)'тД-АТ <“>
где Af —изменение при ходе всасывания температуры свежего
воздуха от теплообмена с деталями двигателя.
Для вычисления величины коэфициента наполнения по формуле
(56) необходимо знать величины ра, рг и М. Давления ра и рг не-
постоянны на протяжении тактов всасывания и выхлопа, так как
в данном случае движение газов неустановившееся. Для расчетных
целей необходимо знать значения величин ра и рг в начале сжатия
и в конце выхлопа.
Давление Ра в начале сжатия четырехтактного двигателя зависит
от многих факторов—от числа оборотов двигателя и скорости воздуха
в трубопроводах и клапане; от длины и конфигурации трубопроводов,
определяющих вместе с клапаном сопротивления движению воздуха;
от фазы запаздывания закрытия всасывающего клапана, продолжи-
тельность которой, согласованная со скоростью движения воздуха
и колебанием давления в трубопроводах, определяет использование
скорости массы воздуха во всасывающем трубопроводе для зарядки
цилиндра. Формула (56) показывает, что в четырехтактном двига-
теле наполнение цилиндра определяется главным образом отноше-
Рп
нием —, так как при этом отношении имеется множитель s.
Поэтому весьма важно выполнить всасывающую систему так, чтобы
по возможности уменьшить перепад А рк = ра—ра- При прочих
равных условиях сопротивления на всасывании у дизеля меньше,
чем в карбюраторном двигателе, вследствие отсутствия карбюра-
тора. Ориентировочно можно принять:
для двигателей без наддува ра=(0,85—0,90) р0;.
для двигателей с наддувом ра=(0,92—0,96) pk.
Давление ра в начале сжатия у двухтактных двигателей зависит
от величины давления pk продувочного воздуха, от сопротивлений
в продувочных и выхлопных окнах или клапанах, от фаз распре-
деления выхлопа и продувки. У авиационных двухтактных двига-
телей для получения эффекта наддува продувочные окна закры-
ваются одновременно с выхлопными окнами (или клапанами) или
даже позднее. Исследование авиационного дизеля ЮМО-4 показало,
что при давлении продувочного воздуха р^=1,29 кг/см2 давление
С9
в начале сжатия равно ра=1 17—1,20 кг/см2; в дизеле ЮМО-4 про-
дувочные и выхлопные окна закрываются одновременно.
Для двухтактных быстроходных дизелей с прямоточной продув-
кой ориентировочно можно принять ра=(0,9-уО,95) pk.
Давление остаточных газов рг в четырехтактном двигателе зави-
сит от многих факторов—от числа оборотов и скорости газов в кла-
пане и трубопроводах; от длины и конфигурации выхлопных трубо-
проводов, определяющих, вместе с клапаном, сопротивления движе-
нию выхлопных газов; от фазы запаздывания закрытия выхлопного
клапана, продолжительность которой, согласованная со скоростью
выхлопных газов и длиной трубопроводов, определяет степень ис-
пользования инерции массы газов в трубопроводе для отсоса газов
из цилиндра. Наконец, величина рг зависит от давления среды,
в которую происходит выхлоп. Для двигателей с газовыми
турбинами или с реактивными соплами на выхлопе величина
давления рг зависит от того давления рр, которое устанавливается
перед турбиной или реактивным соплом; величина же давления рр
зависит от начальных параметров состояния газа, количества вы-
хлопных газов, проходных сечений сопел и в случае дозвуковых
скоростей—от давления окружающей среды рн. Для двигателей,
у которых на выхлопе нет газовой турбины и реактивного сопла,
рР=Рн и в частности на земле рР=р0. Для двигателей, имеющих —
газовые тур'бины и реактивные сопла, величина давления рр опреде-
ляется расчетом.
Ориентировочно можно принять для четырехтактного двигателя
рг=(1,05—1,1)рр.
Изменение температуры свежего заряда на величину Д/ от тепло-
обмена с деталями двигателя при ходе всасывания (у четырехтакт-
ного) или при продувке (у двухтактного двигателя), вообще говоря,
невелико. Величина Д/ зависит от температуры деталей, которая,
в свою очередь, обусловливается конструкцией и числом тактов
двигателя, напряженностью его рабочего процесса и условиями
охлаждения; кроме того, величина Д/ зависит от времени сопри-
косновения свежего заряда с деталями, т. е. от числа оборотов.
Величина Д/ зависит также от температуры воздуха на всасывании.
При большой высотности двигателя или при высоком наддуве повы-
шение температуры воздуха в нагнетателе достигает больших вели-
чин, поэтому подогрев может быть ничтожным, а в двигателях
жидкостного охлаждения может и совершенно отсутствовать. Наконец,
серьезное влияние оказывает на величину Д/ завихрение воздуха
при всасывании или продувке; если воздух за период всасывания
или продувки приводится искусственно в состояние интенсивного
вихревого движения, то подогрев воздуха может увеличиться, осо-
бенно в напряженных в тепловом отношении двигателях воздушного
охлаждения и двухтактных дизелях. Для тихоходных четырехтакт-
ных дизелей по Мазингу Д/=10—15°. Влияние Д/ на незначи-
тельно, ввиду малости этой величины сравнительно с Ткдля авиа-
ционных дизелей, как правило, всегда имеющих нагнетатель.
Ориентировочно можно принять:
для четырехтактных двигателей жидкостного охлаждения
Д/ = 0—5°;
70
С для двигателей воздушного охлаждения и двухтактных дви-
гателей Д/=5—1-5°.
Формула (56) позволяет вычислить коэфициент наполнения
четырехтактного двигателя, если известны или выбраны все осталь-
ные величины, или, наоборот, вычислить давление ра в начале сжа-
тия, если известен коэфициент »]„.
В четырехтактных дизелях с наддувом перекрытие клапанов
всасывания и выхлопа в ВМТ в конце выхлопа доводится до 110°
угла поворота коленчатого вала с целью продувки камеры сжатия
от остаточных .газов и охлаждения поршня и выхлопных клапанов
свежим воздухом; при этом часть воздуха теряется через выхлопные
клапаны. Ввиду малости объема камеры сжатия Ус можно принять,
что при такой схеме продувки остаточные газы удаляются из ци-
линдра полностью; вместо них поступает добавочное количество
свежего воздуха, и, следовательно, воздух заполняет весь объем.
Пусть ра, Та и уост—давление, температура и доля остаточных
газов в цилиндре в начале сжатия в случае, когда нет продувки;
р’ а, Т'а —давление и температура в цилиндре в начале сжатия
в случае, когда обеспечена полная продувка цилиндра (уост =0).
В первом случае весовое количество свежего воздуха, поступившего
в цилиндр, можно получить из условия:
•ткуда
Ра V;. +
RTa‘ 1 +Тост ’
Во втором случае свежий воздух заполняет весь объем при пара-
метрах состояния р'а и Т’а. Поэтому весовое количество свежего
заряда будет
Отношение весового заряда в случае полной продувки камеры
сжатия к весовому заряду цилиндра в случае, когда продувки нет,
будет равно
g^ _ Ра . Тя(1 + Тост)
gi Ра Та
Предполагая, что перепад давления, необходимый для создания
скорости и преодоления сопротивлений на всасывании, одинаков
в обоих случаях, т. е., что р'а=ра, получим
(57)
sb 1 а
Темпераура Т'а меньше Та из-за отсутствия смешения с остаточ-
ными газами и меньшего подогрева при всасывании.
Формула (57) пригодна и для двигателей легкого топлива (кар-
бюраторных или со впрыском топлива), если в них применена про-
дувка. Очевидно, чем ниже степень сжатия, тем больший эффект
71
будет достигнут в смысле увеличения весового заряда и, следова-
тельно, мощности двигателя; причем этот результат будет обусло-
влен как относительно большим объемом камеры сжатия, так и бо-
лее сильным понижением температуры (Та—Т'а), вследствие боль-
шего начального количества остаточных газов для двигателя без
продувки.
Зависимость коэфициента наполнения от температуры воздуха
на всасывании может быть выражена формулой
’Ч
(58)
проверенной опытом для двигателей легкого топлива. Эта формула
для дизелей, у которых нет испарения топлива на всасывании,
нуждается еще в уточнении.
Коэфициент наполнения не зависит от температуры остаточных
газов, потому что при смешении свежего заряда с остаточными га-
зами объем последних из-за падения температуры уменьшается на
столько, на сколько увеличивается объем свежего заряда при повы-
шении его температуры.
Коэфициент остаточных газов четырехтактного дизеля можно
определить из следующих соотношений. Количество остаточных га-
зов в камере ’сжатия Vc при температуре их Тг и давлении Рг равно ,
r RrTr (s-l)/?rT/
Количество свежего заряда, оставшегося в цилиндре после
процесса всасывания, будет
Gi> =
VhPk
R6Tlt
Считая газовые постоянные воздуха и остаточных газов одинако-
выми (Rr^Rb), что близко к действительности (разница не превы-
шает 3%), можно получить выражение для коэфициента остаточных
газов четырехтактного двигателя в следующем виде: '
т«» (м>
. < Ъ liv к- 1 / Рк 1 г
I
Температуру Та в начале сжатия можно определить из условия
смешения свежего заряда с остаточными газами и с учетом подо-
грева свежего заряда от деталей двигателя при р = const. Пола-
гая, что нет никаких других процессов, кроме смешения и вырав-
нивания температур компонентов смеси, можно написать:
GbcPB [То- (Tk +A t)J = GrcPr (Tr- Ta),
или, разделив на Gb и, ввиду малости уост приняв сРв — сРг, ,
та- (Тк-J-A/) = YocT (Тг-Та);
Отсюда ,
т +
t 1 + Тост
72
Эта формула действительна и для четырехтактных и для двух-
тактных двигателей. Для вычисления Та необходимо знать ряд
величин: Th, Д/, уОСт и Тг. О величине Д/ мы говорили выше;
7оет для четырехтактных двигателей определяется по формуле (59).
О величине уОст для двухтактных двигателей мы скажем в своем
месте. Остановимся на величинах Тк и Тг. Для двигателей без
наддува и без нагнетателя Tk = TH и в частности на земле
Th — T9. У двигателей с нагнетателем или продувочным насосом,
повышающим давление рп до ph, температура воздуха Тн возра-
стает на величину
fe-i
h
— Th
(61)
’lan
где Л==1,4ит)ад—адиабатический к. п. д. нагнетателя. Таким образом,
если нет промежуточного охлаждения воздуха после нагнетателя
или, наоборот, нет дополнительного притока тепла от горячих по-
верхностей выхлопной системы, температура возДуха перед цилинд-
ром будет
Ть = Тн + Mk'
Температура Тг представляет температуру остаточных газов
в результате расширения продуктов сгорания от давления рь и тем-
пературы Ть в конце процесса расширения до давления ра в начале
сжатия и в результате теплоотдачи в стенки за период этого допол-
нительного расширения. У двухтактных и четырехтактных двига-
телей с продувкой камеры сжатия часть воздуха теряется на про-
дувку и уходит в выхлоп, унося с собой и некоторое количество
тепла, полученного от остаточных газов. Поэтому, строго говоря,
температура Тг в формуле (60) не равна температуре Тг в фор-
муле (59), в которой она определяется при давлении рг. Так как
в формуле (60) величина Тг входит со множителем y Ост, значение
которого для дизелей составляет 0,02—0,06 в Зависимости от сте-
пени сжатия, степени наддува и противодавления на выхлопе, то
даже значительная разница в выборе величины Тг мало отражается
на величине Та. Величину Тг можно определить по формуле
n=n(g)“, (61-)
где и—показатель линии расширения с учетом теплоотдачи в стенки
и потерянному продувочному воздуху; можно принять п =1,35—1,40.
Параметры рь и Тъ газов в конце процесса расширения будут выве-
дены дальше. Ориентировочно можно принять Тг = 700 — 1000сК.
Из формулы (60) следует
7а(1+уост)- Л + + у осцТ г9
поэтому формулу (55) для коэфициента наполнения можно пере-
писать так:
п = _______. (55")
7!и S-1 Рк П + Д/+ Тост • Л
73
Из формулы (60) можно найти температуру в цилиндре в на-
чале сжатия Т'а в случае полной продувки цилиндра от остаточ-
ных газов
т;=т\+Л1'. (60')
Вообще величина ДГ ¥= Д/; величина ДГ в случае продувки обя-
зана подогреву от деталей двигателя, а также теплообмену между
свежим воздухом и вытесненными остаточными газами; влияние
подогрева от деталей будет меньше из-за более низкой темпера-
туры деталей при продувке. Имея это ввиду, а также учитывая
малость величины, будем считать ДГ Д/. Используя формулы (60)
и (60'), можно из формулы (57) определить увеличение весового
заряда, а следоватрльно, и пропорциональное ему увеличение ин-
дикаторной мощности четырехтактного двигателя прихприменении
полной продувки:
gb _ + Д< + Трет тг
Sh Т* + At
ИЛИ
ёъ _ ] | 7ост
g* l^Tk+Af
(57')
Для дизеля при е=16, уОст = 0,03, Тг = 850°К, 7\ = 340°К и
Д/=15° (учитывая добавочный теплообмен) отношение ~ равно
gt j , 0,03-850 ~ | 07 ,57„.
ёь 340 + 15 ~ 1 )
т. е. заряд и индикаторная мощность двигателя возрастают на 7%.
Для двигателя со сжатием горючей смеси и с полной продувкой
камеры сжатия при е = 7, уОст = 0,05, Тг = 1200°К, 7\ = 340°К и
Д/ = 25° отношение — равно
ёь = 1 ,0.05-1200
ёь 340 + 25
(57"')
Таким образом заряд и индикаторная мощность двигателя воз-
растают в данном случае максимум на 16%.
Иногда полную продувку камеры сжатия и увеличение весо-
вого заряда воздуха учитывают по формуле
g»_vft+vc_ s
Тъ~~Ъ (57lv)
что, вообще говоря, не отражает правильной картины. Написан-
ное отношение тем дальше от действительности, чем меньше г.
Для дизелей формула (57IV) дает достаточно точные величины.
Выше при определении коэфициента наполнения мы под све-
жим зарядом понимали количество воздуха, действительно посту-
пившего и оставшегося в цилиндре после всасывания или про-
дувки. Именно это количество представляет интерес при опреде-
лении индикаторной мощности и доли остаточных газов.
В четырехтактных двигателях без нагнетателя количество воз-
духа, поступившего в цилиндр и оставшегося в цилиндре после
всасывания, одно и то же. В двухтактных и четырехтактных дви-
гателях с продувкой камеры сжатия количество воздуха, посту-
пившего в цилиндр, не равно количеству воздуха, оставшемуся
в цилиндре после всасывания или продувки; оно в раз больше,
где «^ — коэфициент продувки, равный для двухтактных дизелей
= 1,1 — 1,3. Для четырехтактных двигателей с продувкой <pfe =
= 1,1 — 1,15. Величину можно определить экспериментально.
Путем анализа газов можно определить количество углекислоте
газа (С02) в конце расширения в цилиндре и количество угле-
кислого газа (СО2)" в выхлопном трубопроводе за цилиндром
в объемных процентах от всего состава газов, включая и водяные
пары. Так как остаточные газы Мг остаются в цилиндре, то на
1 кг топлива в выхлоп уходит М кг-моль продуктов сгорания.
Если количество потерянного во время продувки воздуха на 1 кг
топлива равно AL кг-моль, то, очевидно,
(С02) + дц . v
(СО,)" М ’
но
откуда '
AL = (Tft-l)b.
Поэтому
(СО,) _ ь> + (У*-0
(соа)" н.
Отсюда коэфициент продувки:
<?й= 1+Ро
(СО,) — (С02)"
(СО,)'
Потерянный при продувке воздух составляет от оставшегося в ци-
линдре воздуха долю
Фй —l=fx0
(СО,) - (СО3)"
(СО,)"
§ 16. Схема теплового расчета
Тепловой расчет, принятый в русской технической литературе,
впервые был разработан проф. Гриневецким и опубликован им
в 1907 г. В дальнейшем он подвергался лишь небольшим уточнениям.
Тепловой расчет позволяет построить, так называемую, предпо-
лагаемую индикаторную диаграмму рабочего процесса двигателя
за ходы сжатия и расширения и определить среднее индикаторное
Давление и индикаторный к. п. д.; дает возможность построить тем-
75
Фиг. 36. Схема предполагае-
мой индикаторной диаграммы
четырехтактного двигателя.
пературную диаграмму; наконец, тепловой расчет позволяет опре-
делить основные размеры двигателя (диаметр цилиндра D и ход
поршня S) и его экономичность. Данные теплового расчета тем ближе
будут к действительности, чем больше имеется конкретных материа-
лов испытаний. Важно заметить, что
численные величины различных коэфи-
циентов для тихоходных двигателей не
могут быть приняты без поправок для
быстроходных двигателей; при одинако-
вой быстроходности двигателей величи-
ны отдельных коэфициентов также могут
быть различными в зависимости от кон-
струкции и числа тактов. Недостаток
теплового расчета заключается в том,
что приходится выбирать значения ряда
коэфициентов без достаточно строгого
обоснования, что при отсутствии опыта
может привести к ошибочному конечно-
му результату. Кроме того, тепловой
расчет игнорирует динамику процесса
тепловыделения в цилиндре, не связы-
вает процесс сгорания со временем, а
ограничивается учетом переменной теплоемкости рабочего тела,
теплоотдачи в стенки и неполноты сгорания, причем учитывает
последние два фактора лишь суммарно. Таким образом собственно
физико-химические процессы, определяющие в конечном счете мощ-
ность и экономичность двигателя, остаются вне схемы теплового -
Фиг. 37. Схема предполагаемой
индикаторной диаграммы двух-
тактного двигателя.
расчета. Несмотря на эти недостатки,
тепловой расчет хорошо удовлетворяет
практическим целям.
Предполагаемая индикаторная диа-
грамма бескомпрессорного быстроход-
ного дизеля внешне сходна с циклом
Сабатэ и представлена на фиг. 36. Она
состоит из линии сжатия ас, линий под-
вода тепла су и yz, линии расширения
zb. В результате теплового расчета
определяются давление и температура
в точках с, у, z, и b и строится вся
диаграмма. Для двухтактных двигате-
лей эта диаграмма относится к полез-
ному ходу поршня, поскольку точка а
соответствует фактическому началу
сжатия. Площадь диаграммы acyzba
позволяет вычислить теоретическое
среднее индикаторное давление, которое в случае двухтактных
двигателей будет относиться лишь к полезному ходу поршня.
Дальнейшее уточнение предполагаемой индикаторной диаграммы
сводится к скруглениям ее в области сгорания и, для четырех-
тактных двигателей, в конце расширения, где, начиная с неко-
торой точки т, соответствующей фазе предварения открытия вы-
76
хлорного клапана, линия давлений падает 'быстрее. Скругления
делаются достаточно произвольно, но на результатах расчета это
практически не отражается, так как заштрихованные на фиг. 36
площади малы сравнительно со всей площадью диаграммы. По-
правки диаграммы оцениваются коэфициентом полноты диаграммы,
представляющим отношение площади acyzba за вычетом заштрихо-
ванных площадок к площади acyzba. Зная коэфициент полноты
диаграммы и теоретическое среднее индикаторное давление по их
произведению можно найти для четырехтактного двигателя дей-
ствительное среднее индикаторное давление, а с его помощью все
остальные параметры двигателя и его рабочего процесса. Положи-
тельная или отрицательная в зависимости от соотношения давле-
ний рк и рг, работа, соответствующая ходам выталкивания и всасы-
вания, в четырехтактном двигателе относится к работе механиче-
ских потерь. В двухтактных двигателях коэфициент полноты диа-
граммы не учитывается, так как отступления действительного про-
цесса в области сгорания вполне компенсируются положительной
работой за процессы выхлопа и продувки (фиг. 37); необходимо
только полученное ранее теоретическое среднее индикаторное да-
вление, отнесенное к полезному ходу поршня, пересчитать на полный
ход поршня, тем самым определив действительное среднее индика-
торное давление.
§ 17. Процесс сжатия
Сжатие в реальном двигателе представляет собой сложный про-
цесс, подчиняющийся на разных участках различным законам.
В начале сжатия температура рабочего тела ниже температуры
поршня и выхлопных клапанов,
а в двигателе воздушного охла-
ждения ниже также и темпера-
туры стенок. Поэтому в начале
сжатия происходит теплопере-
дача от нагретых деталей в ра-
бочее тело и действительная
кривая состояний рабочего те-
ла от точки а проходит выше
адиабаты ат переменной теп-
лоемкости, проведенной через
точку а (фиг. 38). На некото-
ром участке be кривая состоя-
ний действительного процесса
сжатия может совпасть с адиа-
батой Ьп реального газа, про-
веденной через точку Ь. Дальнейшим повышением температуры.
рабочего тела тепло начнет переходить от рабочего тела в стен-
ки; вследствие этого действительная кривая сжатия сс пойдет
ниже адиабаты Ьп.
Характер кривой сжатия зависит от многих причин: от степени
сжатия, конструкции двигателя, условий охлаждения, тепловой
напряженности двигателя, размеров цилиндра, числа тактов, числа
оборотов в минуту, степени наддува и пр. На фиг. 39 приведена
77
индикаторная диаграмма четырехтактного компрессорного тихоход-
ного дизеля Зульцер (л =226 об/мин.; е=14); там же нанесена
кривая переменных по ходу значений показателя л> линии сжатия -
На фиг. 40 приведены кривые изменения значения показателя линий
сжатия и расширения четы-
рехтактного дизеля водяно-
го охлаждения Коло-ВВА
(л = 1000 об/мин., е=15,3)
для Pi =1,3 кг /см2 и Рс =
= 7,9 кг)см2 (опыты автора).
Высокое значение л, для
углов больше 70° на двига-
теле Коло-ВВА объясняется
тем, что двигатель имеет чу-
гунный поршень и развивает
сравнительно небольшое чи-
сло оборотов при длительном
периоде сгорания. Вследст-
отдает воздуху большое ко-
Фиг. 39. Изменение показателей линий
сжатия и расширения в четырехтактном
двигателе Зульцер.
вие этого в начале сжатия поршень
личество тепла.
При расчете заменяют кривую действительного процесса сжатия
политропой pvni =const. Показатель политропы пг принимают по-
фиг. 40. Изменение показателей линий сжатия и рас-
ширения в четырехтактном двигателе Коло-ВВА жид-
костного охлаждения; точки о—р(==7,3 кг/см2-, точки
Д—рг-=7,9 KzjcM2.
стоянной величиной за весь ход сжатия, выбирая его из того
условия, чтобы состояние газа в начале и в конце сжатия по урав-
нению pvni = const было бы таким же, что и в реальном процессе.
В среднем =1,34—1,37. У некоторых двигателей, особенно у двух-
тактных, у которых в полости цилиндра находятся детали, имеющие
78
высокую температуру (поршни авиационных дизелей Юнкерса,
ЮМО-4, чугунная вставка в двигателе Оберхенсли и др.), теплоот-
Фиг. 41. Изменение показателей линий сжатия и
расширенияиавиадизеля ЮМО-4 (Ne—690J л. (€.,$ п=
1700 об/мин.).
дача от нагретых деталей к рабочему телу может быть настолько
значительной, что показатель политропы сжатия достигает значения
1,4 и выше. На фиг. 41 показано изменение показателей линий сжа-
тия и расширения для авиацион-
ного дизеля Юнкерса ЮМО-4.
Высокие значения показателя ли-
нии сжатия объясняются в дан-
ном случае значительной тепло-
отдачей воздуху от стальных
накладок днищ поршней, темпе-
ратура которых (на поршнях,
обращенных в сторону выхлопа)
Доходит до 600°.
Давление и температуру в
конце сжатия можно вычислить
по формулам:
Рс = РаеП1; (62)
T0 = Ta^-h (63)
Фиг. 42. Зависимость давления и тем-
пературы конца сжатия от числа обо-
ротов двигателя, у
значение показателя политропы
Для обеспечения надежного
воспламенения топлива величина
Т’с не должна быть ниже 750°К.
Следует иметь в виду, что при
пУске, особенно зимой, среднее
сжатия вследствие интенсивной теплоотдачи от сжимаемого возду-
ха в холодные стенки, цилиндра может упасть до величины лг= 1,25.
На величину действительного значения давления и температуры
R конце сжатия могут оказать сильное влияние ;число оборотов
79
двигателя, температура цилиндра и поршня и состояние поршневых
колец. При потере упругости поршневых колец наблюдается значи-
тельный прорыв газов в картер и через суфлер наружу; это обстоя-
тельство, связанное с изменением количества рабочего тела в про-
цессе сжатия, может повлиять на кривую давлений в цилиндре.
Для нормального состояния двигателя утечки газа значения не
имеют. Чем выше число оборотов вала, тем больше давление в конце
сжатия, так как меньше сказываются теплоотдача и утечки газа.
Также влияет и более высо-
Фиг. 43. Зависимость давления и темпе-
ратуры конца сжатия от количества впрыс-
киваемого в цилиндр топлива.
кая нагрузка или темпера-
тура деталей цилиндра и
поршня: уменьшение зазора
между цилиндром и порш-
нем, а также уменьшение
теплоотдачи в стенки повы-
шает фактическое давление в
конце сжатия.
На фиг. 42 показан гра-
фик, иллюстрирующий влия-
ние на давление рс и темпе-
ратуру Тс числа оборотов
двигателя, имеющего допол-
нительную камеру с плохо
охлаждаемой. горловиной.
На фиг. 43 изображена за-
висимость давления и тем-
пературы в конце сжатия от
нагрузки двигателя: по оси
абсцисс отложена подача топ-
лива в цилиндр за один про-
цесс. Графики показывают
влияние величины степени
сжатия на работу двигателя в период запуска, а также на ма-
лых нагрузках. Для уверенного запуска и устойчивой работы на
малых нагрузках степень сжатия должна быть выбрана выше той,
которая необходима для обеспечения надежного и своевременного
воспламенения на рабочих режимах двигателя;
§ 18. Уравнение сгорания
В настоящем разделе мы не рассматриваем физико-химических
процессов воспламенения и сгорания топлив в дизелях, а ограничи-
ваемся только количественным анализом процесса сгорания с целью
вычисления максимальной температуры в конце видимого сгорания
и для определения положения точки z на диаграмме Р, V (фиг. 36
или 37). На участке видимого сгорания с—у—z схематиче-
ской диаграммы рабочего процесса выделяется тепло, соответ-
ствующее химической энергии сгоревшей части топлива. Часть вы-
делившегося тепла отдается непосредственно в стенки двигателя.
Часть выделившегося тепла затрачивается на диссоциацию продук-
тов сгорания при высоких температурах. Часть топлива, не успевшая
80
сгореть, сгорает в процессе расширения и частично уходит в выхлоп.
На участке у—z газы производят работу. В цилиндре образуются
продукты сгорания, внутренняя энергия которых намного выше внут-
ренней энергии рабочего тела в конце процесса сжатия.
Как известно, количество тепла, выделяющееся при полном его
рании 1 кг топлива, определяется путем измерения количества тепла,
отдаваемого продуктами сгорания при их охлаждении в калори-
метре до начальной температуры; это количество тепла зависит от
условий процесса, а именно—происходит ли процесс сгорания при
v=const или при p=const, а также от условий измерения, а именно—
до какой температуры охлаждаются продукты сгорания. При охла-
ждении продуктов сгорания до 15° получается величина высшей
теплотворной способности (или высшей теплотворности топлива),
обозначаемая Но. Низшая теплотворная способность или низшая
теплотворность топлива равна:
Ни = НВ — 600 - 9Н = Но - 5400 Н, (64)
где Н—весовая доля водорода в 1 кг топлива. Табличные данные
теплотворной способности топлив относятся к величинам Но и Ни.
' Теплотворная способность Нр, определяемая при сгорании то-
плива при р = const, связана с теплотворной способностью Нг, полу-
ченной при v = const (при условии, если продукты сгорания в обоих
случаях охлаждены до одинаковой температуры То) Следующей
зависимостью:
Hp = H„-ApbV,
где .4рДУ—тепло, эквивалентное работе расширения из-за изме-
нения числа кг-моль продуктов сгорания сравнительно с числом
кг-моль исходных продуктов.
Так как
р№ = (M-Lg)RmT„
или
м^=(р0-1)чад,
где — универсальная газовая постоянная, то
НР=НВ-1,985-(p0-l)LffT0.
При Т0 = 288°К, для крайнего случая, когда 8 = а=1, 1,066,
Lg=^LB = 0,495 кг-моль/кг, разница между И и И,, будет равна
1,985 (р0- 1) LBTB — 1,985 0,066 - 0,495 - 288 19 кал/кг,т. е. менее
0,2% от Ни.
Поэтому в технических расчетах независимо от того, как про-
текает процесс при р = const или v = const, принимают одно
значение теплотворной способности топлива.
Установим величину изменения теплотворной способности 1 кг
топлива в зависимости от начальной температуры реакции. Пусть
"«—теплотворная способность 1 кг топлива при температуре Тв —
— 288 К; Ни—то же при температуре Тс. По закону Кирхгофа тепло-
вои эФфект реакции при произвольной температуре Тс равен тепло-
вому эффе!<ту реакции при температуре То плюс разность прираще-
Г. М, Мелькумов 81
ний внутренних энергий исходных и конечных продуктов реакции
в интервале температур Тс—То.
Пусть
t/с —По —приращение внутренней энергии 1 кг-моль воздуха
в интервале температур Тс — Та;
И" —По —приращение внутренней энергии 1 кг-моль продуктов сго-
рания в интервале температур 71с— Tt-,
La — ^°—число кг-моль воздуха на 1 кг топлива;
у р
Мг = уостLg — число кг-моль остаточных газов на 1 кг топлива;
М — [>.„ Lg —число кг-моль продуктов сгорания 1 кг топлива.
Число кг-моль исходных продуктов на 1 кг топлива определя-
ется количеством воздуха Lg и остаточных газов Мг; число кг-моль
конечных продуктов определяется суммой М-\-Мг.
На основании закона Кирхгофа
нис=п„4-(п;-п;)ь9+(п:-п;)мг-(и’-п;') <м+мг). (65)
Для Тс = 800°К, Тп == 273°К и 0 — а = 1 разница между величинами
Ни и равна
=н.и - HUc=Lo [u0 (U" - ur') - (U - u i) j
или
AHU =0,495(1,066.3045—2712)^264 кал/кг,
т. е. около 2,5% от Ни; таким образом при значительной разности
между температурой начала реакции и температурой, при которой
определяется теплотворная способность топлива, необходимо учи-
тывать влияние температуры; при малой разности температур этой
разницей можно пренебречь. Разница между теплотворной способ-
ностью при 0°Ц и 0°К составляет около 1 % Ни.
Уравнение сгорания составляют для 1 кг топлива.
Пусть HUe—теплотворная способность 1 кг топлива при тем-
пературе 7С;
ДНИ1—тепло, отданное в стенки двигателя на участке с—z;
ДНи2—тепло, затраченное на диссоциацию продуктов
• сгорания;
АНиз—тепло, соответствующее доле х топлива, еще не
успевшего сгореть на участке с—z.
Число калорий тепла, израсходованного на участке с—у—z
на повышение внутренней энергии газов и на производство внешней
работы, равно
Qc = HUc - - AHU2 - ДН„3. (66)
Величина Qc представляет собой полезный тепловой эффект реак-
ции, т. е. то, что соответствует термодинамическому понятию подве-
денного тепла.
Если охладить продукты сгорания от температуры Т~ до темпе-
ратуры Тс, то количество отданного ими тепла будет равно прира-
щению внутренней энергии газов на участке с—у—z. Так как коли-
чество свежих и остаточных продуктов сгорания на 1 кг топлива
82
составляет Л1+М- кг-моль, то приращение внутренней энергии
газов равно
U2 Ut=(M+ Мг) (U'i -U"). (67)
Внешнюю работу, совершенную газами на участке с- у —z,
обозначим через Ту2.
На основании первого закона термодинамики
<?с = П2- U. + ALU_Z. * (68)
Подставляя в равенство (68) значение Q, из формулы (66) и
U2~ (7, из формулы (67), получим уравнение сгорания:
HUe - AHU1 - ЛНМ2 - АНиз = (М + Mr) (U"z - G”) + ДЬУ„2.
Подставим'выражение HUc через Ни
ни - дн„, - АНМЗ - АН„3+Lg (Ur - и;)+Mr (UB -U'„’)-
(М + Mr) (Uc - UB) = (М + Мг) (Uz - и-') + ДЬУ_2.
Пусть:
Ни - АНИ1+ЛН„3 - АН„3 = ЪНи, (69)
где коэфициент выделения тепла1.
Имея ввиду равенство (69), уравнение сгорания после некото-
рых преобразований можно переписать так:
Wu + Lg(U - UB) + Mr(U'' - U^) = (М + Mr) (Uz - U'B’) + АЬу_г (70)
Работа на участке у — г равна
= Ар, (Vz — Vc) = ApzVz— ApzVc.
Обозначим степень повышения давления при сгорании через К
х=й- <71)
Так как
pzVz=(M + M,.)RmTz (71')
и
pcVc = (Lg + Mr)RmTc, (71")
где Rm универсальная газовая постоянная, то
ALy_.z = 1,985 (М + М,) Tz - 1,985k (Lg + М,) Тс. (72)
Подставляя полученное выражение работы в формулу (70),
после некоторых преобразований, можем написать
«Ни + Lg (U'c + 1,985k Тс) + М,- (Uc + 1,985кТс) - LqU'o -
- Мги'и’ = (М + М,.) • (Uz + 1,985Тг) - (М + Mr) U'B'
1 Это общепринятое название коэфициента § нельзя признать удачным, так
•«к из формулы (69) ясно следует, что на участке с—у—z тепла выделилось не
кал/кг, а сН„+ДНИ1+ДНа2 кал!кг.
Более точно было бы назвать коэфициент Е коэфициентом полезной транс-
формации химической энергии топлива или короче—коэфициентом полезной
трансформации тепла.
6*
83
или
zHn + L„ (П,'.+ 1,985кТг) + М,.(U'c' + 1,985кТ,) LvUo
= (М4-ЛМ(^' + 1,985Тг)- MU'o. (73)
Таков окончательный вид уравнения сгорания для 1 кг топлива.
Примем
что вполне возможно ввиду малости величин LgU'o и ML7'' срав-
нительно с другими членами уравнения. Велйчина ошибки от
этого допущения составляет: ч
MU-= - Щ
или, при р = 7. = 1 (наибольшая ошибка).
7-о ([’о Ct -jss Сг г®) 288,
где средняя молекулярная теплоемкость продуктов сгорания
при 288°К;
C.'-ass— средняя молекулярная теплоемкость воздуха при 288' К.
Таким образом ошибка будет равна
0,495(1,066-5,19 4,75) 288 % 67 кал,
т. е. около 0,6% от Ни.
Пренебрегая этой величиной, можно упростить уравнение (73),
придав ему следующий вид:
+ Ьо (СД + 1,985kTt) + Mr (U'c' + 1,985кТс) = (М + Мг) /2.
Извесгно, что
U'r = C’r,TTc,
и- = с'^тс,
Г’ — Г” Т
'! — *~Рт~ 2’
где С' и С"- средние молекулярные теплоемкости соответственно
воздуха и продуктов сгорания при условиях, указанных в индексе.
Подставляя эти значения в уравнение сгорания, получаем:
Ши + L„ (CrTr + 1,985k) Тс % Мт (C'V'T +-1,985k) Тс =
= + (74)
х
Для 1 кг-моль свежего воздуха уравнение сгорания напишется
в следующей форме:
~+(С% +1.985/.) Тс+уост (С" + 1,985k)Тс = (но+Yoct) Срт Тг (75)
*-0 г Л с _
ИЛИ
(СД +1,985k) Г+тосДС;,; +1,985k) Т. = (НО + Тост) С';т Т2. (75')
На практике пользуются уравнением (75), пренебрегая той
неточностью, которая имеется в нем и которая была установлена
выше.
84
Уравнение (75) выведено для случая тепловыделения по схеме
Сабатэ, частным случаем которой являются схемы Дизеля и Отто.
Полагая в уравнении (75) Х=1 (схема цикла Дизеля), получим:
+сРТ тс+у0Стс;;г Тс=(но+Yoe.) сРт тг. (76)
с С
Раскрывая скобки в клевой части уравнения (75) и имея ввиду,
что для схемы цикла Отто
. _ Рг _ ? z _ 1*0 "Й Тост г
тс Р+Тоет ‘ Л? ’
и, кроме того,
СРТ =С;Г J- 1,985,
получим уравнение ci орания для цикла Отто в форме:
+ С«т,т- + ^С"тТс = (ио + уост) CvTjTe. (77)
Из точного уравнения сгорания (73) или из приближенного его
выражения (74) можно определить аналитически или графо-аналити-
чески с использованием, например фиг. 35, температуру Т2 в точке z
конца видимого сгорания. Для этого необходимо знать величины
Е и X. Температура Т, для быстроходных дизелей равна в среднем
1900—2200° К в зависимости от степени использования воздуха, от
степени наддува или высотности двигателя. Меньшее значение тем-
пературы Т2 для дизелей, несмотря на более высокое Тс сравни-
тельно с двигателями со сжатием горючей смеси, объясняется боль-
шим избытком воздуха.
Коэфициент выделения тепла Е меняется в период сгорания и рас-
ширения. Это ясно из формулы (69), составные члены которой Д/7|(1,
AHUa, и hHus, непрерывно изменяют свою величину. Для правиль-
ного решения уравнений сгорания необходимо знать значение В
в точке z. В быстроходных дизелях сгорание топлива продолжается
и на линии расширения после конца видимого сгорания; поэтому
величина АН,,., в точке z имеет заметное значение. На основании
анализа индикаторных Диаграмм быстроходных дизелей можно ре-
комендовать значения Е— 0,6—0,75. Чем совершеннее конструкция
быстроходного дизеля с точки зрения сгорания топлива, тем ближе
подходит величина Е к верхнему пределу. Для одной и той же кон-
струкции двигателя величина Е зависит от нагрузки, т. е. от степени
использования воздуха; чем больше нагрузка, тем меньше коэфи-
циент выделения тепла.
Степень повышения давления при сгорании X зависит прежде
всего от конструкции камеры сгорания; при одном и том же значе-
нии величины давления рс в конце сжатия и при одинаковых числах
оборотов в минуту коленчатого вала, в двигателях с различными
камерами сгорания получаются разные значения величины макси-
мального давления вспышки р, (от 55 до 105 кг/см2) и, следовательно,
разные значения X. Для одного и того же двигателя величина рг за-
висит от условий на всасывании, от нагрузки или от степени исполь-
зования воздуха и, наконец, от регулировки (момент начала впрыска,
85
закон подачи топлива и пр.). В главе о камерах сгорания приведены
значения максимальных давлений вспышки, которые в них полу-
чаются практически. При расчетах быстроходного дизеля задаются
конструкцией камеры сгорания; в зависимости от степени сжатия
и условий на всасывании выбирают величину максимального давле-
ния вспышки р2. При этих условиях степень повышения давления
определяется по формуле (71).
Поделив почленно уравнения состояния газов в начале и конце
процесса сгорания (71') и (71"), получим:
. Ул = м + м? Т= .
Pc. Lg 4“ Af7С
НО
ps _. . V, _ М + Мг _ . Z
Ре Vr~?’ Lg + Mr
поэтому
’*=1‘ Т.’
отсюда степень предварительного расширения при сгорании равна
Степень предварительного расширения р можно вычислить, так
как все величины, входящие в формулу (78), уже известны. С по-
мощью р можно нанести на диаграмму точку z по координатам р2
и V2,=pVc.
Для быстроходных дизелей величина X равна 1,3—2,5, т. е.
в 1,5—2 раза меньше, чем для ”игателей со сжатием горючей смеси.
Величина р связана с величине > и находится в пределах 1,5—-1,1.
§ 19. Процесс расширения
В процессе расширения после конца видимого сгорания продол-
жаются тепловыделение в цилиндре вследствие догорания топлива
и теплоотдача от газов в стенки; кроме того, при понижении темпе-
ратуры происходит ассоциация продуктов расщепления, сопрово-
ждаемая выделением тепла. Догорание и ассоциация имеют наиболь-
шее значение в начале процесса расширения. Теплоотдача в стенки
происходит в течение всего процесса расширения. Если в двигателе
обеспечено своевременное и полное сгорание топлива, то догорание
топлива кончается в начале расширения. При неудовлетворитель-
ном рабочем процессе двигателя догорание может продолжаться
в течение всего периода расширения, причем количество тепла,
выделившегося в цилиндре за этот период, может оказаться больше
тепла, отданного в стенки. Преобладание того или иного фактора
определяет вид кривой состояний газов в цилиндре за ход расшире-
ния. Можно рассматривать отдельные участки кривой процесса рас-
ширения, как политропы pun=const с переменными показателями п.
В этом случае, в начале расширения, из-за превалирующего значе-
w
ния догорания, показатель политропы будет меньше показателя
адиабаты, соответствующего температуре газов в цилиндре. В осталь-
ные периоды и в конце расширения, если преобладает фактор дого-
рания, показатель политропы также окажетсу меньше показателя
адиабаты, соответствующего температуре газов на рассматриваемом
участке расширения; если, наоборот, преобладает фактор теплоот-
дачи в стенки, то показатель политропы будет больше показателя
соответствующей адиабаты; в частном случае, при равенстве коли-
честв выделенного и отданного в стенки тепла показатель политропы
окажется равным показателю адиабаты. На фиг. 39, 40 и 41 вместе
с кривыми, показывающими изменение показателя ri1 линии сжатия
за ход сжатия, приведены кривые изменения показателя л2 линии
расширения. Из фиг. 40 и 41 видно, что уже с середины процесса
расширения в рассматриваемых случаях преобладающим факто-
ром является теплоотдача в стенки.
При расчетах действительную линию расширения с переменным
показателем заменяют политропой pv”2=const, Где п.,—постоянный
показатель. В среднем для быстроходных дизелей л2=1,2—1,24.
Для одного и того же двигателя существует связь между средним
показателем политропы расширения п2 и коэфициентом выделения
тепла чем меньше величина Е (из-за перегрузки двигателя, изме-
нения момента начала впрыска, изменения качества топлива и пр.),
тем больше будет сказываться влияние догорания и, следовательно,
тем меньше будет величина л2. Математической связи между вели-
чинами £ и л2 нет, и это обстоятельство вносит известный произвол
в расчеты.
Степень расширения равна
и
В = -
Р
В некоторых конструкциях двухтактных двигателей ход поршня
от ВМТ до начала открытия выхлопных окон не равен ходу поршня
от ВМТ до начала фактического сжатия. В этом случае потерянный
ход следует считать по моменту начала сжатия. Если выхлоп начи-
нается раньше, чем это соответствует моменту начала сжатия, то
степень расширения 8 не равна у , что необходимо учесть при точ-
ных расчетах.
Давление и температура в конце расширения равны
Рь ’
(79)
Тъ
Т,
йП2-1
(80)
Температура Ть в конце расширения у дизелей всегда намного
ниже температуры в конце расширения двигателей со сжатием
горючей смеси как вследствие меньшей величины Т- из-за избытка
воздуха при сгорании, так и вследствие более глубокого рас-
ши рения.
87
§ 20. Среднее индикаторное давление
Теоретическое среднее индикаторное давление можно опреде-
лить, вычислив работу Ц, соответствующую площади диаграммы
acyzba (фиг. 36 или 37) и разделив ее на объем Vh для четырех-
тактного двигателя или V'h для двухтактного двигателя.
Работу Ц можно выразить следующим образом (фиг. 36 или 37).
Ц р (У; v.)+ (l-^4)------. (81)
' 7 n2—1 < рУвУ Щ— 1 4. pcV<J ' ’
Выразим все давления через давление р,. в конце сжатия,
а объемы через объем Vh (или V'h). Тогда
P?(V2-Vc) = /.pc(p-1)^;
PzVz А р»уА = 1Рс рУ& 1 Л .
п2—14 pzvj n2_i s—’
РеУс Р«Уау Ре________Vfc/j_____1 Л
л,—14 РгУс' «1—1 е —14 е“1-1/
На основании полученных равенств выражение (81) для работы
Ц можно переписать так:
l; -[к (Р-1)+-Лт (1 ' -7^) ] <82>
Теоретическое среднее индикаторное давление равно
Выражение (83) для теоретического среднего индикаторного
давления пригодно как для четырехтактных, так и для двухтакт-
ных двигателей; в последнем случае следует только помнить, что
величина p't относится к полезному ходу поршня.
Из формулы (83) можно получить выражение для теоретического
среднего индикаторного давления процессов, приближающихся по
схеме сгорания к циклам Дизеля и Отто.
Для цикла Дизеля к=1; поэтому из формулы (83) имеем:
‘ кД.С'-Л) Л1 -41 <м>
или, после некоторых преобразований:
Pt
Рс
е —1
Для цикла Отто р 1 и о = г, поэтому из формулы (83) имеем:
(85)
88
Действительное среднее индикаторное давление четырехтактного
Дизеля можно получить, если учесть некоторым коэфициентом пол-
ноты диаграммы ^,.<1 отклонения действительной индикаторной
диаграммы от расчетной (фиг. 36). Следовательно, действительное
индикаторное давление четырехтактного дизеля будет
Pi = (86)
Величина tqw зависит от точности расчета и для быстроходных
дизелей может быть принята равной t]w=0,9—0,95.
В случае двухтактного двигателя отклонения действительного
процесса 6т расчетного вполне компенсируются положительной
площадью b—d—а (фиг. 37), неучтенной при расчетах. Поэтому
t]w=1 . Однако чтобы получить действительное среднее индикаторное
давление, необходимо работу L\ отнести не к полезному, а к пол-
ному ходу поршня. Поэтому действительное среднее индикаторное
давление двухтактного двигателя будет:
где ф— коэфициент потерянного хода. Поэтому
Pi = -ф). (87)
§ 21. Индикаторный к. п. д. и расход топлива на индикаторную
силу-час
Индикаторный к. п. д. может быть получен из общей формулы:
AL
qT ’
где ЛЬ —работа цикла, выраженная в калориях, a —подведен-
ное извне или израсходованное тепло. Величина Q, на 1 кг-моль
воздуха равна
Qi==2Jk. (88)
Работа, соответствующая 1 кг-моль воздуха, равна
L-PiVn,,.,
где Viim~ рабочий духа. Так как то объем цилиндра, отнесенный к 1 кг-моль воз-
Д _ PiRmT,. 189)
Поэтому IrPk
тг= 1,985 -PiT^ . 11 ’ l-PkHed (90)
89
Здесь pi—действительное среднее индикаторное давление. Сле-
довательно, в случае двухтактных двигателей величина коэфициента
наполнения должна быть выражена формулой (55'). Если в случае
двухтактных двигателей в числитель формулы (90) подставить теоре-
тическое среднее индикаторное давление p't, отнесенное к полезному
ходу поршня, то и в знаменатель необходимо подставить величину
коэфициента наполнения по формуле (55), также отнесенного к по-
лезному ходу.
Расход топлива на индикаторную силу-час
, „ 632 кг
г Н^и.с.-ч.
ИЛИ
С? = 318-4УГ^ -1ГГ-Ч <91)
А1 /гьо и. с. ч.
Если в четырехтактном двигателе нет наддува и он невысотный,
то в формулах (90) и (91) ph=p„ и Th — То.
Формулы для индикаторного к.п.д. и расхода топлива на инди-
каторную силу-час, выраженные не через степень использования
воздуха, а через коэфициент избытка воздуха, имеют следующий
вид:
/ pjT.oL^
Ч = 1,985 - ; (90'
/
Ci = 318.4-^-. (91')
§ 22. Индикаторная и эффективная мощность двигателя. Механи-
ческий к. п. д. Расход топлива на эффективную силу-час
Работа, развиваемая в цилиндре двигателя за один цикл, равна:
Li = pNh кгм,
где Pi —кг 1м2, Vh— м3.
При числе тактов двигателя z, числе оборотов в минуту п
и числе цилиндров i индикаторная мощность двигателя равна:
I n.==£',v3” л с (92)
( * 2 250Z ’
Для четырехтактного двигателя
с (92')
1 9000 ' 7
Для двухтактного двигателя
с- <92")
Если выразить рг в кг/см2, a Vft вл, то для четырехтактного
двигателя
<93>
90
для двухтактного двигателя
В ^ = £4Й"л-с- (94)
Нужно помнить, что в формулах (92") и (94) величины р, и Vh
относятся или к полезному или к полному ходу поршня.
Если у четырехтактного двигателя давление на всасывании
больше давления на выхлопе и перекрытием клапанов обеспечена
полная продувка камеры сжатия от остаточных газов, то индикатор-
ная мощность двигателя возрастет пропорционально увеличению
весового заряда воздуха. На основании формул (57') и (93) инди-
каторную мощность в этом случае можно представить в следующем
виде:
• < 1 l V-dM (95)
91'0 у1 +
Эффективная мощность в общем случае равна:
Не = Ni-(Nr- Wr)-Nc, (96)
где Nr—мощность трения двигателя (включая мощность насосных
потерь); &Nr—уменьшение мощности насосных потерь для случая,
когда давление на всасывании у четырехтактного двигателя больше
атмосферного и равно или больше давления на выхлопе; Nc—-мощ-
ность, затраченная на нагнетатель или продувочный насос, приво-
димый в действие от коленчатого вала. Для двухтактных двигателей
&Nr=0. Величина &Nr имеет заметное значение только для высот-
ных двигателей, притом не имеющих турбокомпрессора или реак-
тивного сопла на выхлопе.
В том случае, когда нагнетатель или продувочный насос пол-
ностью приводятся в действие от турбины, работающей на выхлоп-
ных газах, т. е. когда,
эффективная мощность равна , #
^ = ^-(^-Д^.). (96')
Сравнение формул (96') и (96) при одинаковом значении мощно-
сти /V,, обеспечиваемой (при одних и тех же z, Vh, л) турбокомпрессо-
ром или приводным нагнетателем, показывает преимущество приме-
нения турбокомпрессора на выхлопе, как средства, увеличивающего
эффективную мощность двигателя. Однако при установке турбоком-
прессора несколько увеличивается давление в выхлопном трубо-
проводе, что при прочих равных условиях несколько уменьшает Nt.
Мощность трения Nr можно определить по формуле:
= с- (97)
гДе Vh в л, п в об/мин.,
Рг—среднее давление трения в кг/см2. На основании опытных
данных для четырехтактных быстроходных дизелей можно принять
д. % 0,3 + 0,1 с, (98)
где с = м/сек средняя скорость поршня.
91
Для двухтактных дизелей
рг%(0,10 0,11) с. (98')
Величину AN,. для четырехтактных двигателей можно подсчи-
тать по формуле
AN, = V'‘in’ (99)
где рк— давление на всасывании, рн — давление на выхлопе.
Мощность, затрачиваемая на приводной нагнетатель, равна
(,о°)
где беек — кг/сек — секундный расход воздуха;
Ьт — кгм!кг- работа адиабатического сжатия 1 кг воздуха от
давления рн(7\и) до давления p/<; njc- эффективный к. п. д.
нагнетателя; коэфициент продувки.
Как известно,
Г Ф <10|)
б№к = -ф^ кг/сек (102)
р Ov’W
или
беек = кг/сек. (102')
При комбинированном наддуве, когда на двигателе установлены
турбокомпрессор и приводной нагнетатель, работающие последова-
тельно, адиабатическая работа £ад и мощность N? приводного нагне-
тателя будут, конечно, меньше, чем это соответствует требуемому
р,.
для двигателя отношению давлении — .
Рн
Механический к. п. д. в общем случае выражается формулой
_Ne (Nr- bN,) + N0
N, N£
(ЮЗ)
Для двигателя, у которого установлен только турбокомпрессор
N,.--AN
‘ Я
(103')
следовательно, механический к. п. д. такого двигателя будет выше
механического к. п. д. двигателя с приводный! нагнетателем или
продувочным насосом. Пропорционально увеличению умень-
шается эффективный удельный расход топлива.
Механический к. п. д. авиационных дизелей без нагнетателя
и без газовой турбины может быть принят равным = 0,82 — 0.85-
Расход топлива на эффективную силу-час равен
Се= Ф = 318,4 кг/э. с. ч.
Pi ‘ к^о ^т
(104)'
92
Эффективный расход топлива у авиационных дизелей составляет
_ номинальном режиме 160-170 г/л. с. ч.
Эффективный к. п. д. равен
632
няс, (105)
иди
’•%98з2£Йг- (|03'1
Эффективный к. п. д. авиационных дизелей на номинальном
режиме составляет около 37 — 39%; на крейсерских режимах он
доходит до 41% для двигателей без турбокомпрессора и до 43%
для двигателей с турбокомпрессором.
Индикаторную мощность двигателя можно выразить в форме,
весьма удобной для исследования влияния на нее различных фак-
торов. Количество кг воздуха, поступающего в двигатель в час.
равно
где Yr — весовая плотность воздуха перед цилиндром в кг<м3.
V(l — в лг3; величины rqv и Vh в двухтактных двигателях относятся
или к полезному или к полному ходу поршня.
Количество тепла, внесенного в двигатель в течение часа, равно
3G„ 120 Н,,
4-0 4 4'0
ИЛИ
_ 120 Ни -и,, ...
Q = ---, “ - iV^.n.
Индикаторная мощность равна
или
(’06')
Формулы (106) или (106') действительны для любого поршне-
вого двигателя.
Для четырехтактных двигателей
-а
Для двухтактных двигателей
\^П- (106'")
Выражение индикаторной мощности в формуле (106) показывает,
что индикаторная мощность поршневого двигателя зависит от
четырех факторов:
93
1) от количества воздуха, поступающего в двигатель за один
цикл
2) от степени использования этого воздуха (8);
3) от совершенства использования воздуха для сгорания топ-
лива (т)0;
4) от частоты повторения циклов двигателя в единицу времени
ш
Отношение для всех топлив практически одинаково (в сред-
нем 700 — 710 кал1кг).
Для увеличения индикаторной мощности двигателя следует ис-
пользовать все возможности, представляемые перечисленными факто-
рами. Увеличение количества воздуха, поступающего в двигатель
за один цикл, возможно путем увеличения литража цилиндра Vh
до известных пределов, обусловленных термической и динамической
напряженностью двигателя; путем увеличения числа цилиндров z;
улучшения условий наполнения двигателя (т%) и, наконец, повыше-
нием весовой плотности воздуха перед цилиндром (yh). Мало напол-
нить цилиндр воздухом, необходимо еще использовать его для его
рания (Р) и обеспечить полноту и своевременность сгорания топлива
с целью более глубокого преобразования в механическую работу
внутренней энергии продуктов сгорания при расширении их в ци-
линдре (т];). Частота циклов в единицу времени пропорциональна
п
величине — , т. е. зависит как от числа оборотов, так и от числа
тактов двигателя.
Сравнивая формулы (92) и (106), можно получить выражение для
среднего индикаторного давления:
pi = 2250 PviiYfe кг)м2
ИЛИ
А = 1“ P^v’JiY* кг/ел2. (107)
Формула (107) одинаково пригодна для четырехтактных и двух-
тактных двигателей и показывает, какие факторы влияют на вели-
чину Pi- эти факторы (за исключением Vh, I и и)—те же что и
в случае
§ 23. Сравнение индикаторных мощностей различных двигателей
Представляет интерес сравнить величины индикаторных мощно-
стей- четырехтактного и двухтактного дизелей, имеющих одинаковое
число оборотов коленчатого вала и одинаковый общий литраж-
Формулу (106) можно переписать так:
= v (Ю8)
Под литражем двухтактного двигателя в случае сравнения дви-
гателей следует, конечно, понимать полный рабочий объем цилинд-
94
в В этом случае коэфициент наполнения двухтактного двигателя
Рудет 0—Ф)> где Ф—коэфициент потерянного хода, а т)в опреде-
ляется по формуле (55). Снабдим индексами („) и (4) величины,
вносящиеся соответственно к двухтактному и четырехтактному
двигателям. В этом случае:
Nh Ра W1 ~Ф)
Ni± Th4 r4t
(109)
Формула (109) является общей формулой сравнения четырех-
тактного и двухтактного двигателей.
Практика показывает, что в обоих типах двигателей Дизеля
можно добиться одинаковой степени использования воздуха и оди-
накового индикаторного к.п.д. Если, кроме того, предположить,
что весовая плотность воздуха перед цилиндрами одинакова, то
J = 2 '‘:'2
Nf4
(109')
В этой формуле величины т;„2 и т]„4 определяются по формуле (55);
следователоно, их отношение зависит от величин ра, Та и уост. При-
няв т]„2=т]И4, что практически возможно, если двухтактный двига-
тель выполнен с прямоточной продувкой и имеет наддув, а в четы-
рехтактном двигателе нет продувки камеры сжатия, то при ф=0,25
1,5W,4,
т. е. индикаторная мощность двухтактного двигателя в условиях
сравнения только примерно в 1,5 раза больше индикаторной мощ-’
ности четырехтактного двигателя.
Если же в четырехтактном двигателе обеспечена полная продувка
камеры сжатия, то, учитывая соотношение (57"), попучаем
1 л
N,-2^^-N/4= 1,40М4,
т. е. индикаторная мощность двухтактного дизеля примерно только
на 40% больше индикаторной мощности четырехтактного дизеля1.
Сравним теперь дизель и двигатель со сжатием горючей смеси
при одинаковых п, IVh и -[k. Снабдим параметры, относящиеся
к дизелю и к двигателю со сжатием горючей смеси, индексами соот-
ветственно (е) и (/;). Из формулы (108) можно получить:
к__
‘ч
Допустим, что оба
Приняв pft = l, ^ = 0,7,
Рй ____к
двигателя
т(1/=0,37 (sfe = 7), v)1(Z = 0,45 и' положив
1к
Vi
19
четырехтактные (zg = Zk — 4).
(НО)
1 Современные двухтактные дизели развивают литровую мощность 40—
50 л. с /л, в то время как четырехтактные дизели только 20—26 л. с./л; однако
это объясняется большими числами оборотов двухтактных двигателей (2800—
3000 об/мин.), в то время как четырехтактные дизели обычно имеют относи
тельно большую размерность и меньшее число оборотов коленчатого вала.
9Е
*
для двигателей без продувки камеры сжатия получим
Niu^0,85Nit;
если в дизеле степень использования воздуха меньше 0,7, то его
индикаторная мощность в условиях сравнения будет еще ниже;
если же предположить наличие полной продувки камеры сжатия
в обоих типах двигателей, то, учитывая (57") и (57"'), можно полу-
чить:
"'. = 0-85%Х‘ MSNV
г. е. в условиях сравнения индикаторная мощность дизеля составш
только приблизительно 80 % мощности двигателя со сжатием горючей
смеси.
При сравнении четырехтактного двигателя (зь=7) со сжатием
горючей смеси, но без продувки камеры сгорания с двухтактным
дизелем, считая ф=0,25 и полагая коэфициент наполнения, отне-
сенный к полезному ходу двухтактного дизеля, равным коэфициенту
наполнения четырехтактного двигателя со сжатием горючей смеси,
можно из формулы (НО) получить:
Nik _ L 1 ''>37 ~ л 78
N 4 0,7 1—0,25 0,45 ~ '
ИЛИ
Nin 1 ,287V,*,
т. е. индикаторная мощность двухтактного дизеля в условиях срав-
нения примерно на 28% больше индикаторной мощности четырех-
тактного двигателя со сжатием горючей смеси. Если же предполо-
жить наличие полной продувки камеры сгорания четырехтактного
двигателя со сжатием горючей смеси, то на основании (57"') по-
лучится
т. е. индикаторная мощность двухтактного дизеля будет на
10% больше индикаторной мощности четырехтактного двигателя
со сжатием горючей смеси и с полной продувкой камеры сжатия.
При сравнении дизеля и двигателя со сжатием горючей смеси
предполагались одинаковыми число оборотов п, суммарный литраж
iV h двигателя и весовая плотность у;, среды перед цилиндром. Пер-
вые два допущения являются вполне реальными: и дизель и двига-
тель со сжатием горючей смеси имеют одинаковые возможности для
развития числа оборотов и литража. Третье допущение об одинаковой
весовой плотности среды перед цилиндром не может быть признано
точным, так как у двигателя со сжатием горючей смеси при данной
величине степени сжатия давление наддува ограничено свойствами
топлива, в то время как у дизеля со стороны рабочего процесса
ограничений в наддуве нет.
Написанные выше соотношения показывают, что четырехтактный
дизель развивает меньшую индикаторную мощность, чем четырех-
96
тактный двигатель со сжатием горючей смеси. Таким образом дизель
в известном смысле эквивалентен несколько задросселированному
бензиновому двигателю. При заданном литраже четырехтактный
дизель развивает, правда с высокой экономичностью, только такую
мощность, которую двигатель со сжатием горючей смеси разовьет
при всех прочих равных условиях будучи несколько задроеселиро-
ван. Следовательно, максимальная, или взлетная, мощность бензи-
нового двигателя в том же литраже будет больше взлетной мощности
дизеля. Следовательно, в случае четырехтактного дизеля главная
задача сводится к увеличению взлетной и соответственно номиналь-
ной мощности при заданных основных размерах двигателя. Эту
задачу с точки зрения рабочего процесса можно решить улучшением
смесеобразования и увеличением степени использования воздуха,
форсированным наддувом в комбинации с продувкой камеры сжа-
тия. применением турбокомпрессора. С точки зрения надежности
требуется обеспечить работу поршневой группы в условиях напря-
женного процесса. Турбокомпрессор следует рассматривать как
неотъемлемый агрегат мощного авиационного дизеля. Однако, так
как при одинаковом секундном расходе газов мощность турбины
на дизеле будет меньше, чем на бензиновом двигателе из-за мень-
шей температуры газов, то установка турбокомпрессора не в
состоянии полностью разрешить вопрос о взлетной мощности дизеля.
Швейцер предложил и экспериментально проверил способ уве-
личения взлетной мощности дизеля путем впрыскивания во всасы-
вающий трубопровод жидкого кислорода Детали, связанные со схе-
мой и аппаратурой питания, не опубликованытока известны только
результаты этих работ. Согласно этим данным при увеличении со-
держания кислорода в воздухе до 35% можно поднять мощность
двигателя с 2000 л с. до 2700 л. с., т. е. на 35%, при этом для обес-
печения необходимой длительности работы дизеля на взлетном ре-
жиме потребуется 50 кг кислорода. Проблема кислородного питания
на взлетном режиме дизеля еще нуждается во всесторонней проверке.
Двухтактный дизель способен развить большую индикаторную
мощность, чем бензиновый двигатель одинакового с дизелем литража.
Поэтому многие исследователи и конструкторы считали, что мощ-
ный авиационный дизель должен быть двухтактным. Действительно,
выдающиеся успехи были достигнуты именно в двухтактной кон-
струкции авиационных дизелей. Однако термически более нагру-
женные детали двухтактного авиационного дизеля ограничивают
размер диаметра цилиндра сравнительно небольшой величиной.
Надежная работа выхлопного поршня при высокой литровой мощно-
сти до сих пор обеспечивается лишь при диаметре до 120 мм. Вслед-
ствие этого при современном требовании увеличения мощности еди-
ничного агрегата до 2000 л. с. и больше двухтактный двигатель по-
лучается многоцилиндровым, сложным и дорогим.
§ 24. Тепловой баланс двигателя
Тепло введенное с топливом в двигатель, распределяется
на тепло эквивалентное полезной работе, тепло QH.C, не успевшее
выделиться из-за неполноты сгорания, тепло Q/, содержащееся в от-
7 Т. М. Мелькучов ^7
работанных газах, тепло Qc, отданное в стенки двигателя, тепло
Qi, эквивалентное работе трения и работе привода вспомогатель-
ных агрегатов (фиг. 44), следовательно
Qi = Qe4'QH-c-f-Qr+Qc+QT. (41)
При испытаниях можно замерить и определить только величины
Qe и Qb.c. Механические потери полностью переходят в тепло Q,,
37-397°
Фиг. 44. Тепловой баланс двигателя.
причем часть AQ'T этого тепла, эквивалентная работе трения
поршня и колец, в большей своей части уходит через стенки в охла-
ждающую среду, а другая часть AQ'r' = QT — AQt переходит
в масло. Из тепла Qc, отданного в стенки газами, часть AQC сни-
мается маслом через поршень и цилиндр. Из тепла Q?, содержаще-
гося в отработавших газах, часть AQ,' отнимается стенками вы-
хлопного патрубка за пределами собственно цилиндра; эта часть
тепла отводится охлаждающей жидкостью или непосредственно воз-
98
духом. Часть ДЗм тепла, отданного маслу, рассеивается в окру-
жающую среду через картер; точно также часть &Q'C' тепла, отдан-
ного в стенки, рассеивается в двигателях жидкостного охлаждения
через наружные стенки рубашки цилиндра и головки. Если место
замера температуры выхлопных газов удалено от выхлопных окон
в головке, то на пути от головки до места замера рассеивается доба-
вочное количество тепла ЛЗг- Таким образом тепло, замеренное
в выхлопных газах, равно:
3г = 3г ^Qr ^Qr •
Тепло, замеренное в масле, равно:
Qm — Qr AQ-r-f-AQc' —AQh -
Тепло, замеренное в охлаждающей жидкости в двигателях жид-
костного охлаждения, равно:
з..=3с- aq'
Тепло, рассеянное через стенки в окружающую среду, равно:
Зл = АЗм -}-AQc +AQr .
Следовательно, в результате испытаний двигателя можно опре-
делить величину
31 = 3е + 3я.с+3г + 3м+3в+3л. (Н2)
В двигателях жидкостного охлаждения замеряются величины
Зе, Qm’ Qd и редко QH. с- Тепло, потерянное с газами Qr и рассеян-
ное в окружающую среду Зл, определяется в этом случае суммарно
как остаточный член баланса:
3г+3л=31- 2 3i = 3i (Qo+Qb+Qm + Qh.c).
Это имеет свои основания, так как для винтомоторной уста-
новки с двигателем жидкостного охлаждения важно знать вели-
чины QM и QB, как определяющие размеры масляного и жид-
костного радиаторов.
В двигателях воздушного охлаждения тепло Q„ передается
в окружающую среду также, как и тепло QB. При балансовых испы-
таниях двигателя воздушного охлаждения можно определять вели-
чины Qe> QH.C_, Зм и Qr. Тепло, отдаваемое воздуху, определяют
из выражения
Зв + Зл = 31 - 2 3i = 31 -- (Зе + Зн.с +3м +3г).
1
При испытании двигателя неизбежны небольшие неточности в из-
МеРениях; эти неточности «списываются» на тот член баланса, кото-
рый непосредственно не измеряется, а находится по разности
31- 2&-
1
7*
99
Для авиационного дизеля тепловой баланс на номинальном
режиме имеет примерно следующий вид (в процентах):
тепло, эквивалентное эффективной работе . 37—39
тепло, отдаваемое в охлаждающую жидкость 15-18
тепло, отданное в масло . . 1 1’2
неполнота сгорания . ................. 0—2
тепло, содержащееся в выхлопных газах и рас-
сеянное через стенки ... 40—45
Изучение теплового баланса показывает, в каком направлении
следует приложить усилия для повышения эффективного использо-
вания тепла. Один путь, в настоящее время уже получивший прак-
тическое применение, это, как уже указывалось,- установка тур-
бины на выхлопных газах, спаренной с нагнетателем или проду-
вочным насосом. Эффективная мощность турбины получается допол-
нительно к мощности основного двигателя. Надежность работы га-
зовой турбины, установленной на быстроходном дизеле, не может
вызывать сомнений, так как температура отработавших газов много
ниже температуры газов двигателей легкого топлива, вследствие
избытка воздуха при сгорании, более глубокого расширения в ци-
линдре и продувки у дизелей. Правда, как уже указывалось, из-за
меньшей температуры выхлопных газов быстроходных дизелей рабо-
тоспособность каждого килограмма газов уменьшается, так что при
прочих равных условиях мощность газовой турбинц, установлен-
ной на дизеле, меньше мощности газовой турбины, установленной
на двигателе со сжатием горючей смеси. Второй путь, не получив-
ший еще реализации, но в перспективе мыслимый для силовых
установок больших транспортных самолетов, это—утилизация тепла,
отдаваемого двигателем в воду, и тепла выхлопных газов для полу-
чения пара, с последующим преобразованием энергии пара в работу
в турбине или в поршневой машине.
ГЛАВА IV
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС. МЕХАНИЗМ
ВОСПЛАМЕНЕНИЯ ТОПЛИВА. МЕТОДИКА ФИЗИКО-
ХИМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
§ 25. Общая характеристика действительного процесса сгорания
в дизеле
В предыдущей главе были рассмотрены процессы реального дви-
гателя; очистка цилиндра от отработавших газов, наполнение его
свежим зарядом, процессы сжатия и расширения рассматривались
в соответствии с действительными условиями осуществления рабо-
чего процесса дизеля и в каких-либо новых уточнениях не нужда-
ются. Что касается сгорания, то оно предполагалось происходящим
по схеме Сабатэ, чего на самом деле нет; отклонения от этой схемы
практически велики, хотя для величины работы и среднего инди-
каторного давления они и не имеют существенного значения. Откло-
нения расчетной схемы от действительного процесса сгорания не
отражаются и на величине максимального давления вспышки, по-
скольку последнее задано на основании результатов испытания
конкретных конструкций быстроходных двигателей в различных
условиях их работы.
Отклонения действительного процесса сгорашут от расчетной
схемы заключаются в следующем. Топливо впрыскивается в цилиндр
за некоторый промежуток времени; момент начала впрыска всегда
устанавливается до ВМТ, чтобы обеспечить возможно более полное
сгорание топлива в цилиндре. Впрыскиваемое топливо имеет в об-
щем невысокую температуру, хотя последняя и выше температуры
топлива в баке, так как при движении через впрыскивающую си-
стему двигателя топливо нагревается вследствие теплообмена с де-
талями (особенно в форсунке), трения и частичного поглощения
работы насоса. По выходе из форсунки топливо поступает в среду
сжатого воздуха, имеющего высокое давление и температуру и здесь,
вкамере сгорания дизеля, развиваются физико-химические процессы,
подготавливающие топливо к воспламенению: топливо нагревается
путем теплообмена с горячим воздухом, частично испаряется; наряду
31 им идет разложение сложных молекул и образование пероксидов.
Се эти процессы совершаются и протекают с поглощением тепла.
, К началу воспламенения в цилиндре скопляется некоторое ко-
111Чество топлива, зависящее от скорости подачи топлива насосом
°' продолжительности времени подготовки топлива к воспламе-
10!
нению. Поступившие в цилиндр частицы топлива находятся на раз-
личной стадии подготовки — от начальной до конечной. Самовоспла-
менение частиц топлива может начаться в одной или нескольких
точках пространства камеры сжатия, — там, где раньше всего была
завершена фаза подготовки топлива к воспламенению. Повышение
давления и температуры в цилиндре, сопровождающее начавшееся
тепловыделение, ускорение теплообменных процессов как вследствие
более высокой температуры среды, так и вследствие прямого дей-
ствия на частицы топлива лучеиспускания от очагов пламени, ин-
тенсификация химических процессов при высоких температурах—
все это содействует дальнейшему непрерывному сокращению периода
физико-химической подготовк;’ частиц топлива и вовлечению их во
все возрастающем количестве в
процесс сгорания. Параллельно
с этим продолжается процесс
впрыскивания топлива.
Характер развития давления
в цилиндре сильно зависит как
от скорости сгорания топлива
или, иначе, от закона тепловы-
деления в цилиндре, так и от
момента начала сгорания относи-
тельно ВМТ. Под законом теп-
ловыделения понимается зависи-
мость Q=F(/) или Q=F(a), где
Q — количество выделившегося
тепла, / — время, а—пропорцио-
нальный времени угол поворота
коленчатого вала двигателя. За-
кон тепловыделения в сильной
степени зависит от закона пода-
чи топлива (от интенсивности
впрыска) и от условий смесеобразования в цилиндре (например
от наличия завихрений воздуха) и других причин. Момент на-
чала тепловыделения относительно ВМТ определяет влияние на
характер развития давления в цилиндре направления и ско-
рости движения поршня. Сгорание в цилиндре продолжается и
после окончания впрыскивания топлива. На фиг. 45 показаны
результаты опытов Неймана. Кривая у=/(а) показывает закон
подачи топлива; кривая х=/,(а) показывает закон выгорания топ-
лива. В данном случае продолжительность впрыскивания состав-
ляет около 40°, а продолжительность горения—около 78° угла
поворота коленчатого вала. На том же графике нанесена кривая
dq __ .
показывающая скорость выделения тепла. На режиме
максимальной мощности форсированного дизеля топливо не успевает
полностью сгореть даже за весь период расширения. В отдельных
двигателях наблюдается легкое дымление на выхлопе и на режиме
номинальной мощности; однако, это догорание на номинальном*
режиме мощности незначительно, что подтверждается низкими зна-
чениями удельных расходов топлива.
’02
Исключая из рассмотрения элемент догорания топлива, можно,
следуя схеме Рикардо, разделить весь процесс воспламенения и сго-
рания топлива на три периода, или три фазы. Первая фаза начи-
нается с момента фактического поступления топлива в цилиндр и
кончается в момент начала повышения давления газов в цилиндре
вследствие воспламенения. Именно в этот период происходят физи-
ческие и химические реакции, подготавливающие частицы топлива
к воспламенению. Этот период называется периодом запазды-
вания воспламенения1.
На фиг. 46 показана индикаторная диаграмма быстроходного
дизеля в координатах р, а. Линия 7 представляет процесс расшире-
ния воздуха в цилиндре без впрыска топлива. Линия 2 представляет
процесс сгорания и расширения в цилиндре; точкой а обозначено
начало фактического поступле-
ния топлива в цилиндр; точ-
кой b—начало повышения дав-
ления газов, принимаемое за
начало воспламенения. Углом р
обозначена величина угла опе-
режения впрыскивания. Линия
сжатия на участке ab при
впрыске топлива, строго говоря,
идет несколько ниже, чем в
случае без впрыска топлива,
ввиду понижения температуры
из-за теплоотдачи от воздуха
топливу; однако понижение дав-
ления незначительно.
Вторая фаза начинается с
Момента повышения давления Фиг. [46. Основные фазы рабочего про-
газов в цилиндре; этот период цесса.
характеризуется интенсивным
нарастанием давления. В течение второй фазы воспламеняются и
постепенно включаются в процесс сгорания'все частицы топлива, по-
ступившие в цилиндр за период запаздывания воспламенения и про-
должающие поступать с начала второй фазы. Момент прекращения
быстрого нарастания давления газов принимается условно за конец
второй фазы. Теоретически предполагается, что к концу второй фазы
все количество топлива, поступившего в цилиндр за первые две фазы,
Уже вовлечено в процесс сгорания. На фиг. 46 начало второй фазы
совпадает с концом первой (точка Ь), а конец второй фазы показан
точкой с. Сгорание за вторую фазу принято характеризовать ско-
ростью нарастания давления. Скоростьюнарастания давле-
ния называется отношение величины прироста давления газов к со-
ответствующему значению угла поворота коленчатого вала, за период
которого имело место указанное повышение давления. Если имеется
Висим°сть р=/(а), т. е. имеется индикаторная диаграмма, можно
Рсделить величину истинной скорости нарастания давления
1 Г>
индук1ши'ИТератУРе ин0ГДа применяется также неудачный термин — период
103
в любой точке процесса
W= а/,
d'J ’
а также величину средней скорости нарастания давлений за весь
второй период
или за какую-либо часть периода
при Аа = 1°
Ар.
ЬСкорость нарастания давления определяет плавность рабочего
процесса. При большой скорости нарастания давления мотор рабо-
тает жестко, со стуками. При малой скорости нарастания давления
двигатель работает мягко, без стуков. Пределом плавной работы
двигателя можно считать скорость нарастания давления 4—б кг/см2
на 1° угла поворота коленчатого вала.
Третья фаза начинается в точке с и кончается в точке (I, опре-
деляющей конец видимого сгорания; эта фаза может быть названа
фазой завершения видимого сгорания. В третий период топливо
воспламеняется немедленно по выходе из форсунки. Характер изме-
нения давления за третью фазу зависит от двух факторов: 1) от про-
филя кулачка топливного насоса, определяющего зависимость коли-
чества подаваемого насосом топлива от угла поворота коленчатого
вала, и 2) от положения точки с относительно ВМТ, т. е. от напра-
/ вления и скорости движения поршня. В зависимости от комбинации
подачи топлива и движения поршня давление в цилиндре может
повышаться, понижаться или быть постоянным. Последний случай
наиболее желательный, так как он обеспечивает при заданном Зна-
чении максимального давления большую мощность и меньший удель-
ный расход горючего. Регулировку двигателя’стремятся вести таким
образом, чтобы максимальное давление вспышки рг достигалось
после ВМТ. При средних и малых нагрузках двигателей третья фаза
отсутствует; в некоторых конструкциях двигателей (например авиа-
ционный дизель Паккард) третья фаза отсутствует даже на номи-
нальной нагрузке.
Первые две фазы процесса сгорания почти не поддаются конт-
ролю. Развитие давлений в цилиндре зависит от многих факторов,
влиять на которые конструктор полностью не в силах; изменение
давлений в цилиндре в третью фазу более доступно регулировке,
поэтому понятно стремление изыскать способы сокращения продол-
жительности первых двух фаз и перевода сгорания главной массы
впрыскиваемого топлива в третью фазу. Однако во многих случаях
возможности в этом направлении ограничиваются трудностью обес-
печения своевременного сгорания частиц топлива, особенно в конце *
третьей фазы, когда в цилиндре резко сокращены запасы кислорода.
Для обеспечения надежной работы поршневых колец, для получе-
104
уния бездымного выхлопа, для сокращения удельного расхода топлива
Ьажно сократить продолжительность общего периода сгорания.
Й отдельных конструкциях решающим фактором является величина
допустимого максимального давления вспышки р., на которой
строится вся регулировка двигателя, определяющая процесс сго-
рания.
Разделение процесса на три фазы достаточно обосновано исследо-
ванием действительных диаграмм, снятых с двигателей. На фиг. 47
представлена индикаторная диаграмма дизеля. де-ла-Вернь при
750 об/мин. На фиг. 48 представлена индикаторная диаграмма,
снятая автором при 1850 об/мин. с опытного цилиндра авиацион-
Период
Фиг. 47; Действительная инди-
каторная диаграмма дизеля де-
ла-Вернь. D -.228,6 мм,
S—279,4 мм, и=750 об/мин.
Фиг. 48. Индикаторная диаграмма опытного
цилиндра Д-11; л= 1850 об/мин.;
Р/=8,3 кг^м?.
ного дизеля Д-11 его конструкции. На обеих фигурах отчетливо
выделяются характерные фазы процесса воспламенения и сгорания.
Разделение процесса на три фазы помогло объяснить, в частно-
сти, природу стуков. Сначала эти стуки объясняли явлением дето-
нации в дизелях. Однако позднейшие многочисленные исследования
показали, что стуки в дизелях не имеют ничего общего с детонацией
в карбюраторных моторах. При детонации наблюдается падение
мощности, дымный выхлоп и повышение удельного расхода топлива,
перегрев отдельных точек камеры сгорания. Стуки же в дизелях
Не.сопровождаются уменьшением мощности и увеличением расхода
топлива; в отдельных случаях расход топлива при работе со сту-
ками даже понижается. При режиме работы со стуками'не наблю-
дается также местного перегрева деталей.
Изучение вопроса показало, что стуки в дизелях являются ре-
зультатом повышенной скорости нарастания давления, особенно в на-
чале второй фазы. Чем больше период запаздывания воспламене-
ния, тем, при прочих равных условиях, больше скорость нараста-
105
ния давления при сгорании, тем более жестка раоота мотора. Для
достижения плавной работы дизеля необходимо сократить период
запаздывания воспламенения или период физико-химической под-
Фиг.'г49. Влияние опережения впрыска
на максимальное давление вспышки р3
и скорость нарастания давления Др на
1 . Двигатель Заурер; п=1600 об/мин..
мии. На фиг. 50 приведены, кроме т
вания воспламенения в зависимости
готовки топлива к воспламе-
нению. От продолжительно-
сти первой фазы зависит так-
же и максимальное давление
вспышки: чем больше период
запаздывания, тем б.ольше мак-
симальное давление вспышки.
Все факторы, которые, при
прочих равных условиях, со-
кращают период запаздыва-
ния воспламенения, тем самым
уменьшают скорость нараста-
ния давления и максимальное
давление вспышки.
На фиг. 49 и 50 приведены
кривые изменения максималь-
ной скорости нарастания дав-
ления и максимального давле-
ния вспышки, по опытам авто-
ра в моторной лаборатории
Военной Воздушной Акаде-
го, значения периода запазды-
от момента впрыска топлива.
8 10 12 /4 16 18 20 22 24 26
ГрадусЬ/ мдорота коленчатого дала Во ВМТ
Фиг. 50. Влияние опережения впрыска на период запаздыва-
ния воспламенения В, максимальное давление вспышки р3 и
на скорость нарастания давления Др на 1°. Двигатель Бенц;
п= 1000 об/мин.
I/
Кривые на фиг. 49 получены на двигателе Заурер, а на фиг. 50 ч»
получены на двигателе Бенц. Оба мотора шестицилиндровые авто-
мобильного типа.
/
106
Зависимость скорости нарастания давления и максимального
давления вспышки от периода запаздывания воспламенения объяс-
няется следующим образом. Так как топливный насос впрыскивает
топливо не мгновенно, а в течение определенного времени, соответ-
ствующего в быстроходных дизелях углу поворота коленчатого
вала 20—25° (в отдельных конструкциях 10°), то чем больше период
запаздывания, тем больше топлива накапливается в цилиндре к
моменту воспламенения. После начала воспламенения давление и
температура в цилиндре повышаются, и топливо, находящееся в ци-
линдре, начинает сгорать ускоренно. Следовательно, чем больше
топлива будет в цилиндре к началу воспламенения, тем, при прочих
равных условиях, больше тепла выделится за второй период и тем
резче будут нарастать давления. .
§ 26. Механизм воспламенения топлив
Можно наметить три этапа эволюции взглядов на процесс вос-
пламенения топлив в дизелях. *
Рнппель и Дизель считали, что топливо перед воспламенением
должно перейти в газообразное состояние и само газообразование
является существенным элементом рабочего процесса дизеля. Так
как газообразование связано с испарением топлива, что доказано,
в частности, позднейшими опытами Иоахима и Ротрока, то перед
воспламенением топливо испаряется и затем уже переходит в газо-
образное состояние, причем молекулы сложных углеводородов рас-
щепляются, образуя более легкие углеводороды. Основываясь на
этой теории, Рипйель считал, что парафиновые углеводороды более
пригодны как топливо для дизелей, так как расщепление длинной
цепи легче и требует меньших затрат тепла, чем расщепление зам-
кнутого кольца ароматических углеводородов. Способность, топлив
к образованию газов и к легкому воспламенению их Рнппель связы-
вал с элементарным составом; по его мнению, водород выделяется
и воспламеняется прежде всего, поэтому углеводороды, в которых
отношение числа атомов водорода к числу атомов углерода >
или так называемое, водородное число — больше, будут воспламе-
няться и сгорать быстрее и, следовательно, будут более пригодны
для дизеля.
Пирогенетическое разложение сложных молекул при нагревании
и испарении топлив было установлено Нейманом при опытах
е бомбе. График фиг. 51 показывает на основании этих опытов объем-
ные соотношения паров (иа)и газов (vg) для различных топлив в зави-
симости от температуры. Из графика видно, что у дизельного топли-
ва и парафинового масла продукты распада образуются уже при
низких температурах. Дизель считал, что газообразование при низ-
ших температурах необходимо, чтобы началось воспламенение с вы-
делением тепла для ускорения газообразования остальной части
Г|.„т„ Здесь Н и С весовые до пи водорода и углерода в топливе по элементарному
X." 'С х ilHy
107
I Точку зрения первых исследователей процесса сгорания можно
резюмировать следующим образом. Топливо перед воспламенением
испаряется, переходит частично-в газообразное состояние, причем
молекулы углеводородов топлива расщепляются, выделяя водород,
метан и другие легкие углеводороды; газообразные продукты вос-
пламеняются, тепло от сгорания ускоряет процесс газообразования
и последующего сгорания остальной части топлива. Химическая
структура углеводородов и водородное число считались важными
характеристиками качества дизельных топлив.
Второй этап в формировании взглядов на процесс воспламенения
в дизелях начинается примерно с 1918 г. Сравнивая водородные
числа различных дизельных топлив. Альт установил, что эта вели-
чина не может характеризовать качество топлива, так как никакой
закономерности между водородным числом и поведением топлива
на двигателе установить нельзя. Для заведомо худшего топлива
водородное число оказывалось выше, чем для другого более подхо-
Фиг. 51. Объемные соотношения паров и газообразных продуктов при
нагревании и испарении топлив.
зеле, имели практически одинаковые водородные числа. К тому же
заключению пришли Нейман, Воллере и Эмке. Нейман, на основании
опытов в бомбе, установил, что легкость воспламенения топлив
определяется скоростью расщепления молекул и количеством осво-
бождающегося водорода. По мнению Воллерса и Эмке, количество
выделившегося водорода не всегда характеризует легкость воспла-
менения; например, ароматические углеводороды, трудно воспла-
меняющиеся в дизелях, при расщеплении, вследствие двойных свя-
зей между атомами углерода, легче выделяют водород, в то время
как алифатические углеводороды легче расщепляются по связи
между атомами углеродов.
Нейман исследовал скорость испарения топлива на специаль-
ной установке при низком давлении и при большой свободной по-
верхности топлива; эти условия отличны от условий движения с боль-
шой относительной скоростью капель малого диаметра в среде воз-
духа, имеющего большую плотность при высокой температуре.
Опыты показали, что количество образовавшихся паров незначи-
тельно; при завихрении воздуха количество испарившегося топлива
несколько возрастает, но остается все-таки незначительным. Поль- *
зуясь результатами этих опытов, Нейман математически исследовал
вопрос о количестве топлива, испаряющегося в двигателе. При
108
52. Процент испарившегося топлива в
от времени запаздывания вос-
пламенения (Нейман).
Фиг.
зависимости
расчетах Нейман полагал, что коэфициент теплопередачи от воз-
духа к топливу равен а =200 кал/м2 час °C и считал, что воспламе-
нение начинается с поверхности капли, когда температура послед-
ней достигает температуры самовоспламенения. Результаты этих
расчетов показаны на графике фиг. 52. По Нейману, за период за-
паздывания воспламенения (измеряемый тысячными долями се-
кунды) не может быть сколько-нибудь значительного испарения
топлива. Альт приводил следующий на первый взгляд веский до-
вод против возможности испарения топлива перед воспламенением:
если испарение топлива должно предшествовать воспламенению,
то сгорание было бы лучше у топлив, температура самовоспламе-
нения которых выше температуры испарения, так как в этом слу-
чае успело бы испариться
большое количество топ-
лива. В действительности
•наблюдается обратное —
температура самовоспла-
менения ароматических
топлив выше температуры
кипения, однако воспламе-
нение их в дизеле затруд-
нено.
Гартнер-Зеберих также
установил, что доля топ-
лива, которая успеет испа-
риться за время запазды-
вания воспламенения, не-
значительна. Основываясь
частью на опытных дан-
ных исследования воспла-
менения в специальной
бомбе и частью на математическом анализе Гартнер-Зеберих дает
для коэфициента теплопередачи значительно более высокие зна-
чения, чем Нейман. В зависимости от плотности воздуха сред-
ний за период запаздывания воспламенения коэфициент теплопе-
редачи достигает значений от 895 кал/м2 час °Ц (при плотности
воздуха 3,7 кг'м3) до 4134 кал)/^ час Ц (при плотности воздуха
13,96 кг/мя). Пренебрегая возможным образованием пероксидов и
выделением газов и считая нагрев равномерным по всей массе
капли, Гартнер-Зеберих все же пришел к убеждению, что доля
испарившегося топлива невелика. При запаздывании воспламе-
нения в 0,1 сек. доля испарившегося топлива не превышает 1%.
Воллере и Эмке установили, что кривые упругости паров не позво-
ляют судить о поведении топлив на двигателе. Кривые упругости
ПаРафинового масла и смолы вертикальных печей практически сов-
падают, между тем первое топливо легко воспламеняется и сгорает
Дизеле, а второе — трудно. Воллере и Эмке определяли темпера-
УРЫ самовоспламенения жидких топлив (в аппарате Мура) и про-
дуктов газообразования из этих топлив (в печи Диксона). По их
ытам, температуры самовоспламенения жидких топлив много ниже
М11еРатуры самовоспламенения горючих газов, получившихся в ре-
109
зультате пирогенетического разложения этих топлив; например, тем-
пература самовоспламенения жидкого парафинового масла равна
240°, а температура самовоспламенения горючих газов, получив-
шихся из него, равна 614—655°. Кроме того, оказалось, что темпе-
ратуры самовоспламенения горючих газов различных топлив почти
одинаковы, ввиду практического совпадения состава газовых смесей
с точки зрения качественного анализа. Эти опыты показали, что
температуры самовоспламенения топлив, находящихся в жидкой
фазе, полностью соответствуют поведению их на двигателе. Третья
серия опытов, проведенных Воллерсом и Эмке, заключалась в оп-
ределении количества газов, образовавшихся в результате пироге-
нетического разложения топлив; по этим опытам ароматические
топлива (например каменноугольное дегтярное масло и смола вер-
тикальных печей) образовали больше газов, чем парафиновое масло.
Результаты этих опытов дали основание отвергнуть теорию испа-
рения и газообразования топлива перед воспламенением, хотя сами
Воллере и Эмке признавали возможность испарения топлива в ци-
линдре.
На основании работ Неймана, Воллерса и Эмке была разработана
новая теория воспламенения и сгорания дизельных топлив — теория
сгорания топлива в жидкой фазе. Эта теория просуществовала около
десяти лет. Теория воспламенения и сгорания топлив в жидкой
фазе не могла дать объяснение ряду наблюдений. Боерледж и Брезе
установили для ряда углеводородов с одинаковой температурой
самовоспламенения, что, чем ниже точка кипения, тем меньше пе-
риод запаздывания воспламенения; этот результат нельзя объяснить
с точки зрения теории жидкофазного воспламенения. За последние
10—12 лет в связи с развитием быстроходного дизелестроения,
появилось много работ, посвященных вопросу воспламенения и сго-
рания топлив в дизелях. Эти работы подорвали основы теории вос-
пламенения топлив в жидкой фазе.
Опыты Шефера показали, что температура самовоспламенения
продуктов газификации в момент их образования равна темпера-
туре самовоспламенения жидкого топлива; результаты опытов Вол-
лерса и Эмке объясняются тем, что опыты были проведены в усло-
виях, не соответствующих условиям сгорания в двигателе.
Таусс связывает самовоспламенение с распадом неустойчивых
углеводородо-кислородных соединений, так называемых пероксидоа
• или молоксидов, образующихся при контакте молекул топлива с ки-
слородом воздуха при высоких температурах. Количество образо-
вавшихся пероксидов может быть и невелико, так как при распа-
дении пероксида выделяется достаточно много тепла для включения
в процесс сгорания остального топлива. Если образование перокси-
дов предшествует воспламенению топлив, то, как показал Мардлес,
образование пероксидов возможно только в том случае, если топливо
находится в паровой фазе. Опытами Боерледж и Брезе было доказано,
что прибавление к топливу перекисей ускоряет воспламенение и со-
кращает период запаздывания воспламенения. Это обстоятельство
установлено и другими исследователями. Однако, как указывают,
сокращение периода запаздывания воспламенения наблюдается при
добавлении к топливу именно перекисей; не всегда тот же результат
по
получается при добавлении веществ, склонных к образованию пере-
киси. Например, прибавление к газойлю 2—4% перекиси тетралина
сильно сокращает период запаздывания воспламенения, но приба-
вление самого тетралина не оказывает влияния на период запазды-
вания воспламенения. Исходя из этого, Боерледж и Брезе считают,
что главным фактором в процессе воспламенения является склон-
ность топлива к распаду молекул и к ослаблению связей между
атомами молекул. Опытным путем установлена зависимость периода
запаздывания воспламенения различных топлив от количества газо-
образных продуктов, образующихся в одинаковых условиях испы-
тания при распаде молекул топлив. Если процесс расщепления мо-
лекул топлива выполнен предварительно вне цилиндра и без доступа
воздуха (крекинг), то топлива воспламеняются хуже, чем исходные
продукты. Это объясняет результаты опытов Воллерса и Эмке по
определению температур самовоспламенения жидкого топлива и го-
рючих газов распада его молекул. Таким образом, по Боерледж и
Брезе воспламенению топлива предшествует распад его молекул;
для ускорения химических реакций необходимо хотя бы частичное
испарение топлива, так как пары способны лучше перемешаться
с воздухом, и расщепление молекулы в паровой фазе происходит
быстрее. Дизельное топливо обладает способностью частично испа-
ряться при небольших температурах, поэтому парообразование
в цилиндре возможно; при всех прочих равных условиях склонность
к распаду молекул ы зависит от ее термической устойчивости, кото-
рая, в свою очередь, определяется структурой молекулы и свя-
зями между ее атомами.
Экспериментальной проверке вопроса о возможности испарения
топлива в цилиндре посвящена работа Ротрока и Валдрона. Иссле-
дователи фотографировали процессы, происходящие в камере дви-
гателя, после начала впрыска топлива при помощи киноаппарата
через застекленные окна в камере сгорания. Число снимков за каж-
дый процесс составляло 13 (скорость 1000 снимков-кадров в се-
кунду). На каждой серии снимков, относящихся к одному процессу,
виден сначала темный конус струи на светлом фоне кадра, затем
следуют несколько совершенно светлых снимков и затем уже в конце
сгорания на линии расширения появляются темные снимки. Было
сделано предположение, что сплошные светйые снимки обусловлены
полным испарением топлива, а появление на линии расширения тем-
ных снимков есть результат конденсации паров топлива. Справедли-
вость такого предположения можно было проверить рядом опытов
с изменением условий испытания таким образом, чтобы эффект
влияния их на испарение и обратную конденсацию топлива мог быть
заранее предугадан; совпадение данных опытов с ожидаемым напра-
влением изменения процесса должно было служить подтверждением
правильности предположения. Опыты проводились при различных
опережениях впрыска, при различных количествах впрыскиваемого
темЛИВа’ ПРИ Разнь1х числах оборотов (500—1500 об/мин.), разной
КонПератУРе охлаждающей двигатель жидкости (глицерина), и, на-
лось'г Над различными топливами. Большинство опытов проводи-
Пе Вез воспламенения топлива, что достигалось уменьшением тем-
р тУры охлаждающей двигатель жидкости. Ожидаемые закономер-
111
ности были подтверждены. Таким образом предположение об испаре-
нии топлива было доказано. Некоторые кинокадры, снятые в случае
воспламенения при переменном угле опережения впрыска, могут
быть объяснены только в том случае, если признать одновременное
наличие двух химических процессов— образования перекисей и рас-
щепление молекул. Наблюдения Ротрока и Валдрона над воспла-
менением топлив в двигателе указывают на зависимость между ско-
ростью распространения пламени в дизеле и продолжительностью
периода запаздывания; при чрезмерно больших углах опережения
впрыска сгорание начинается одновременно во всей камере; при
меньших углах опережения впрыска воспламенение начинается
всегда по краям струи и пламя распространяется дальше с большой.
Фит. 53. Доля испарившегося топлива и температура
капли в зависимости от времени при температурах
воздуха 550‘ и 400е 11 и давлении соответственно
34 кг/см'1 и 27,8 кг/см- абс (Вептцель)
но конечной скоростью; это явление объясняется большим количе-
ством образовавшихся паров.
Вентцель показал, что принятый в расчетах Неймана коэфициент
теплопередачи от воздуха к капле (а=200 кал/м2 час °Ц) слишком
мал и что этот коэфициент для условий расчета по Нейману
будет равен 6000 кал/м2/час °C, хотя в действительности при
большой относительной скорости капли величина коэфициента
теплопередачи может быть и больше 50000 кал/м2 час °Ц. Выше
была сделана ссылка на работу Гартнера-Зебериха. По подсчетам
Вентцеля при температуре воздуха в бомбе 550 °C и давлении
34 кг/см'1 (что соответствует условиям в конце сжатия в дизеле)
впрыскиваемое топливо, при среднем радиусе капелек г =0,005 мм.
успевает испариться полностью через 0,00058 сек.; при 400 Ц. и
27,8 кг/см2 — через 0,00106 сек. (фиг. 53). Таким образом анализ
Вентцеля доказывает возможность значительного испарения топлива
за период запаздывания воспламенения.
112
Салден и Спенсер, исследуя в бомбе теплопередачу от нагретых
газов к впрыскиваемому топливу, установили по диаграммам давле-
ние—время заметное падение давления в бомбе немедленно после
начала впрыскивания топлива. Это не может быть объяснено только
теплопередачей к капелькам топлива, а может быть обусловлено
наличием испарения части топлива.
Довод Альта против возможности испарения топлива до воспла-
менения, который был приведен выше и который был основан на
кажущемся противоречии между теорией испарения и действитель-
ностью для топлив с низкой температурой кипения и высокой тем-
пературой самовоспламенения, был также отвергнут. Ротрок и Вент-
цель указывают, что, если теория воспламенения в паровой фазе
справедлива, то работа двигателя должна быть жесткой, как раз
именно вследствие образования большого количества паров топлива
при высокой температуре самовоспламенения и относительно низкой
температуре кипения. Так и получается в действительности; в част-
ности, это подтверждается опытами Дикси.
Весьма интересные результаты были получены Эриксеном, Бе-
ком, Карде и др. при помощи спектрального анализа воспламенения
и сгорания в бомбе и на двигателе. Хотя результаты исследований
совпадают не во всех деталях, но анализ спектрограмм всегда пока-
зывает наличие химических превращений, связанных с отщеплением
атомов водорода и распадом молекул топлива. Спектральным анали-
зом установлено наличие радикалов ОН, СН и СС, что возможно
только при распаде сложной молекулы. Причиной распада моле-
кулы может быть как образование неустойчивых пероксидов, так
и дегидрирование молекул топлива при высоких температурах
и соединение активного водорода с кислородом, сопровождаемое
выделением количества тепла, достаточного для последующего рас-
щепления остатка молекулы.
Что химические процессы совершаются еще до начала воспламе-
нения, доказано рядом опытов. Яковлев (НИДИ) установил, что
при нагреве топлива в присутствии воздуха при температурах, мень-
ших температуры самовоспламенения, возникает свечение (так назы-
ваемое холодное пламя)—результат очень вялого окисления то-
плива, сопровождающегося выделением тепла в столь малых количе-
ствах, что его недостаточно для воспламенения топлива. Таусс и др.
установили методом ионизации, что молекулы разлагаются еще до
начала воспламенения. Таким образом, до самовоспламенения то-
плива в цилиндре совершаются и физические и химические процессы.
Несмотря на большое число работ, посвященных вопросу воспла-
менения дизельных топлив, характер явлений, развивающихся при
предпламенпых процессах, в настоящее время окончательно еще не
установлен. После возникновения пламени испарение и разложение
молекул топлива и процесс полного окисления протекают ускоренно.
В конце второй фазы и в третьей фазе сгорание капелек распылен-
ного топлива происходит с поверхности непосредственно в жидкой
фазе. Паро-и газообразные продукты испарения, разложения и сго-
рания сдуваются с поверхности капли, которая, уменьшаясь при дви-
жении в объеме, встречает на своем пути новые молекулы свободного
кислорода. Гольфельдер путем фотографирования процесса сгора-
8 Т. М. Мелькумов ' >3
ния в особой бомбе установил, что в области сгорания можно наблю-
дать большое число горящих капелек топлива, движущихся
в пространстве бомбы, подобно комете.
На основании всего изложенного, наиболее вероятной можно
считать следующую схему процесса воспламенения. С начала посту-
пления топлива в цилиндр и до начала заметного повышения давле-
ния происходят физические и химические процессы. Физические
процессы заключаются в нагревании топлива и испарении части
его. Химические процессы заключаются в расщеплении сложных
молекул в результате выделения водорода и частичного сгорания
его; параллельно с этим идет образование пероксидов; химические
процессы протекают в паровой фазе. Тепловыделение в цилиндре
начинается еще до того, как это явление обнаруживается в вид?
повышения давления. Видимое воспламенение начинается в одной
или нескольких точках камеры сгорания, в которых предпламенные
процессы дошли до стадии, связанной или с распадом неустойчивых
перекисей или с более энергичным тепловыделением при сгорании
свободного водорода и обломков молекул. В дальнейшем процесс
сгорания может итти по различным путям, включая сгорание в жид-
кой фазе, а, при неполном сгорании, — даже в твердой. Увеличение
концентрации кислорода на поверхности капелек струи топлива
ускоряет течение предпламенных химических процессов. Если до
воспламенения образовалось много паров и они успели переме-
шаться с воздухом, то сгорание будет жестким и работа двигателя
будет сопровождаться стуками. Поэтому для дизелей предпочти-
тельны топлива с химической структурой, отличающейся малой
термической устойчивостью, с низкой температурой самовоспламе-
нения, близкой к средней температуре кипения.
§ 27. Методика физико-химического расчета процесса сгорания
Схематизация процесса тепловыделения в цилиндре двигателя
внутреннего сгорания по тому или иному теоретическому циклу,
необходимая для теплового расчета по Гриневецкому, не отражает
действительных физико-химических превращений в цилиндре за
время сгорания. Точность теплового расчета зависит от правиль-
ности выбора ряда параметров и, в частности, от правильности
выбора величины коэфициента выделения тепла Е.
Нейман разработал теоретически и обосновал экспериментально
метод кинетического анализа процесса сгорания. По кинетической
теории газов химическое превращение возможно лишь при столкно-
вении молекул реагирующих веществ, в нашем случае молекул
топлива и кислорода. Не всякое столкновение молекул приводит
к реакции; для того чтобы были разрушены химические связи моле-
кул исходных веществ при их столкновении должно освободиться
определенное количество энергии, которое называется энергией
активации и обозначается через Qa. Следовательно, из множества
столкновений молекул только такие могут привести к реакции,
при которых энергия столкновения равна или больше Qa. Источни-
ком активации может быть центральный удар двух молекул, обла-
дающих при данной температуре наибольшей скоростью и, следо-
114
тельно, наибольшей кинетической энергией; кроме того, источ-
₽иком активации может быть особое состояние молекулы, атомы
НоТорой в силу предшествовавших столкновений обладают большой
потенциальной энергией, вследствие перехода электронов на другие
обиты. Энергия активации возрастаете увеличением температуры.
F Если z0—полное число столкновений в течение 1 сек. молекул
газов, находящихся в 1 сма смеси, то, по Больцману, число столкно-
вений z, энергия которых превышает энергию активации Qu при
данной температуре Т, выражается формулой
Z = zve ART
(113)
где AR= 1,985—универсальная газовая постоянная, кал/кг-моль
гр^- „
Полное число столкновении двух различных молекул в 1 смя
смеси в 1 сек. равно:
z0 = 1,82. (114)
где s и о2 — диаметры молекул, см;
С* и С2 - концентрации реагирующих веществ;
Pi и р2 —молекулярные веса.
Принимая В182 = о2, где 8 —средний геометрический диаметр
молекул, и считая 8 = 3 • 10 s см, и определяя число столкнове-
ний числом кг-моль на 1 м3 в сек., получим:
__ 1.82 • 104С • Ю6 л2 г, । Y* 1*14~ Н»
Zo — 6,028 - IO23- 10s С* 2 У ~
^2,7 ПГСА Т (Н5)
где 6,028 - 1023 • 1О3 = Лго—число Авогадро, т. е. число молекул
в 1 кг-моль вещества.
По закону действующих масс число эффективных столкновений
молекул, или скорость химической реакции, равно
2=лса, (116)
где А:—действительная константа^скорости химической реакции. Из
(ИЗ) и (116), имея в виду (115), получим выражение константы
скорости химической реакции для бимолекулярной реакции в сле-
дующем виде
_Qff
k = -^~n— = 2,7 • Ю10
^.e~ART. (Ц7)
реак°Л”ЧеННОе ВЬ1Ражение действительно только для гомогенных
нахопИИ ВТ0Р°Г0 порядка, т. е. для реакции двух молекул веществ,
кой мо1^ИХСЯ в газ°вой или паровой фазе. Если с известной натяж-'
Реакци^110 Д0ПУстить, что в середине и в конце процесса сгорания
tqC в ня Гом°генна, т. е. происходит только в газо-паровой фазе,
РеагентыаЛЬН°в стаДии реакция безусловно гетерогенна, так как
находятся в двух фазах— газовой и жидкой. Следовало бы
8*
115
считать систему реагирующих в дизеле веществ системой гетеро-
генной на всех стадиях процесса сгорания, а в случае выделения
сажи—даже трехфазной системой. Однако такое предположение
сильно усложнило бы кинетический анализ процесса сгорания, так
как кинетика гетерогенных реакций изучена недостаточно.
В гетерогенных системах газовые молекулы адсорбируются на по-
верхности жидкости или твердого тела; в результате адсорбции
могут частично возникнуть химические реакции. Однако реагирую-
щие молекулы должны быть активированы, т. е. им должна быть
сообщена определенная энергия активации Qa. Опыт показывает,
что реакция в гетерогенной системе развивается быстро, иногда даже
в том случае, когда адсорбция газа на поверхности жидкости очень
мала; это позволяет применить теорию активации и к гетерогенным
системам. Исследования подтверждают, что уравнение Аррениуса
или
d In к Qo
dT ~ ART2 '
dig к Qa „
dT 4,574 T2 »
(H8)
(H8')
справедливо не только для гомогенных систем, но и для гетероген-
ных. В последнем случае к представляет собой кажущуюся кон-
станту скорости химической реакции. Так как при расчетах адсор-
бированные молекулы не учитываются, то величина Qa отличается
от истинной величины энергии активации.
Кажущуюся константу скорости гетерогенных реакций можно
определить из следующих условий. Можно допустить, что химиче-
ским превращениям подвергаются все Тазовые молекулы, которые
при столкновении с поверхностью вещества, находящегося в другой
фазе, приобретают энергию активации. Если20 — полное число столк-
новений газовых молекул с поверхностью в 1 см2 в 1 сек., то число
эффективных столкновений, приводящих к реакции, в этом случае,
будет, как и в случае гомогенных реакций,
z=zDe ART.
Сама величина z0 будет в данном случае иная.
^Полное число столкновений равно
zQ = kBC, (119)
где кв—константа скорости реакции по всему числу столкновений
газовых молекул с поверхностью второго вещества, — находящегося
в другой фазе, С—концентрация газа. Действительная константа
скорости реакции равна
Qa
_(120)
Если п — число г-моль газа в объеме V см3,'то концентрация равна
С=£ = £ г-моль/см3, (121)
V г\ 1
где р —давление г/смг, Т —температура °К, R = 84800 гем/г-моль
град —универсальная газовая постоянная.
116
Общее число молекул в 1 см3 газа будет равно
т = СА0 = А0-^,
-де No —число Авогадро; No = 6,028- 1023 молекул)! г-моль газа.
ГД Число столкновений, приходящихся на 1 см2 поверхности
в 1 сек. в долях числа молекул газа, заключенных в объеме
р 1 см3, равно
т v
2о— 6 i
где и —средняя квадратичная скорость движения молекул газа.
По кинетической теории газов
где 7?ft = 8,313 107 эрг/г-моль Г, р —молекулярный вес газа.
Имея в виду выражения для т и и, получаем
z =V1.N
6 0 R V Ту 5
Если отнести число столкновений не к молекулам, а к г-моль
и, основываясь на законе распределения скоростей по Максвеллу,
вместо коэфициента взять коэфициент —L-, то получим
6 |/ 2 л
° 1/2^ R Тр
Из формулы (119) с помощью (121) можно получить
С |/Йг '
1/ R*-.
На 1 м2 поверхности реагирующего вещества, находящегося
в жидкой или твердой фазе, и на 1 ма газа
101 • 103 ,/D т
— ----Г---~ I/ --------
}/ 2г Т р
По подсчетам Иноземцева
л; =3,72 • 10-3 j/y (122)
и> следовательно,
----------------------------------------- Qa.
к" = 3,72 • 10’2 1/ — (122')
У р>
Константа скорости гетерогенной реакции в цилиндре двигателя,
Нссенная к 1 ма объема газа и к / м2 поверхности всех капель,
водящихся в 1 ма газа, равна
к' = к"),
117
где предполагается
/=£’
F поверхность всех капель, находящихся в цилиндре,
V объем цилиндра.
Считая капли шаровыми, можно приближенно принять
р зв
Ттгт
где В -количество топлива, кг, находящегося в жидком виде в ци-
линдре в данный момент, ут —удельный вес топлива, кг/м3,
гт средний радиус капель, м. Выражая г в см и ут в кг/дм3,
получим
F= зв
На I м3 объема газов
F _ зв
V 10YTrTV ’
поэтому
г---—
к' = г.Л%- 3,72 10 2 1/ -Т-С-АЯТ,
10утгтУ Г Ц
ИЛИ
.— Qa
k' = 1,115 • Ю'2 в _ /Z-е’Авт . (123)
YTrTV Гу- v ’
Ho
—Св кг-моль1м3,
htv ' ’
где рт —молекулярный вес топлива, Св — концентрация топлива
в рассматриваемый момент. Поэтому
— Оа
Т_е~АИТ^ (123')
., , н
Конечные продукты реакции, углекислый газ и водяные пары,
образуются не сразу. Расчет не затрагивает промежуточных звеньев
химических превращений; он охватывает ряд равновесных состоя-
ний, во время каждого из которых остается справедливым закон
действующих масс. Скорость реакции определяют по формуле
бимолекулярных реакций, предполагая, что химическое взаимодей-
ствие является результатом столкновений молекул топлива и кисло-
рода:
z=-^ = ACbCo2, (124)
где Св и Соъ кг-моль/м3— мгновенные концентрации топлива и кисло-
рода в цилиндре;
— —j" кг-моль/м3 сек — уменьшение концентрации топлива за еди-
пицу времени;
118
Q„
, , *" AKl
/с = кое —действительная константа скорости химиче-
ской реакции по числу столкновений;
к0— константа скорости по числу столкновений
согласно кинетической теории газов.
Для газовых гомогенных реакций действительная константа ско-
рости реакции к определяется по формуле (117).
Для гетерогенных систем
кСв = к',
где к' определяется формулой (123').
Для гетерогенных систем в формулу (124) следует вводить кажу-
щуюся константу скорости реакции
Qa
^^=1,115-10- . 0^3")
Сб Ттгт V и
Пусть подача топлива в цилиндр определяется законом <j = jf(<p),
где а — доля всего введенного топлива за угол [поворота коленча-
того вала <р°. Пусть выгорание топлива подчиняется закону
х=А(?)-
Если Во—количество всего топлива, впрыскиваемого в цилиндр
за 1 цикл в кг,
V7 —объем цилиндра в рассматриваемый момент времени в м*,
—молекулярный вес топлива, то концентрация топлива равна
Св = -кг-моль/м3. (125)
Концентрация кислорода равна
- „ 0,2\LBo x0,21L„Bg
С03~ V V ’
или
С„2 = (^--х)^Ь^-й (126)
Здесь степень использования воздуха.
Lo —теоретически необходимое для сгорания 1 кг топлива
количество кг-моль воздуха.
Пользуясь выражениями (125) и (126) для мгновенных концен-
траций топлива и кислорода, можно переписать уравнение (124)
скорости реакции в следующем виде:
—<1ЭТ>
С другой стороны, скорость реакции можно определить через
скорость сгорания топлива из уравнения
_ dx В„
а-: d"- HTV
119
Так как
бя ’
то
Поэтому
dx с dx
. = 6л ~
dt de
— ^ = 6п ——
de U“ [irpV d? '
(128)
Приравнивая правые части уравнений (127) и (128), получаем
rfx . с х /J__ О,21£оВп
d’-f 6п р у V'
(129)
Полученное диференциальное уравнение (129) позволяет опре-
dye. *j
делить скорость сгорания топлива в любой данный момент про-
цесса, если известны константа скорости реакции к и доли а и х
введенного в цилиндр и использованного для сгорания топлива.
Наоборот, если из опыта известна величина ~ и, кроме того,
доли а их, то по формуле (129) можно вычислить мгновенное
значение константы скорости реакции к:
к
iV dx
0,21 L0B0 ' d® ’
(130)
Пользуясь формулой (117) или (123") и зная к, можно вычислить
величину энергии активации Qa.
Разделяя переменные в уравнении (129), получаем
________dx_________Q,21L0B0
. - . <1 \ К 6nV
(129’)
Если взять малый интервал значения углов <р2 — <р, и считать
в этом интервале значения а, к и V постоянными и равными сред-
ним значениям ai_2, ki-2 и Vj_2 этих величин в интервале <р2 — «р,
или, при очень близких углах <р2 и срп равными значениям этих
величин в начале участка (ах, klt V\), то интеграл уравнения (129’)w
по Нейману, будет
Сс 1
LC1— 2 — ft е
X
(131)
где С —постоянная интегрирования, определяемая из начальных
условий, х=х, при <р = <р!; х = 0 при <р— <рв;
o,21L£bo (р С1~8)
бП Vt-2
(132)
120
(133)
Доля х2 топлива, сгоревшая при повороте кривошипа на угол <j>2,
определится по формуле
1 _
Д X1 1 —
СХ- 2 ~~х £
у __ _____с1-8 *1 Р_____________
,.3— j—
3 1 —mi-a(<F2—Ф1)
_-------- —е
С1-2
Для практического пользования формулой (133) необходимо
звать а ==/(?>), А: = /2 (<р), V = /3(у) и период запаздывания воспла-
менения. Закон подачи топлива для данной впрыскивающей системы
может быть известен точно из опытов или приближенно определен
расчетным путем; период запаздывания воспламенения также на-
ходится из опыта; изменение объема цилиндра Vz=/3(<p) легко
установить из кинематики кривошипно-шатунного механизма. Для
вычисления мгновенных значений констант скорости реакции, как
показывают формулы (117) и (123"), необходимо знать функциональ-
ную зависимость энергии активации Qa от ф. К сожалению, в настоя-
щее время эта зависимость еще неизвестна, так как отсутствует
необходимый экспериментальный материал и картина течения реак-
ций и изменения свойств среды за период сгорания не вполне ясна.
В связи с этим дальнейшие расчеты могут быть приняты, как более
или менее достоверные. По опытным данным (Нейман и Иноземцев),
изменение константы скорости реакции к в зависимости от угла
поворота коленчатого вала можно представить уравнением
к = аеь\ (134)
где а и b—постоянные, значения которых можно определить, если
вычислить величины к по формулам (117) и (123") для начала и
конца реакции; в этом случае снова остается пока неизвестной вели-
чина энергии активации в крайних точках процесса сгорания.
Остается также неизвестной величина всего угла сгорания, что вно-
сит новую неопределенность в расчет.
По опытным данным Неймана на тихоходном двигателе (Ne =
= 50 л. с., л = 300 об/мин, 0 = 280 мм, S = 450 мм, е=1^):
1g к = 2,854 4- 0,0241 ?
и z
к = 713 е0-0353?.
Из графиков, приводимых Иноземцевым, для авиационного дизе-
ля ЮМО-4 можно получить в среднем
lg fc 3,70,034 ®
и
к х 5000 е°>°783'?.
Столь большую разницу в выражениях для констант скорости
Реакции можно объяснить различными значениями температур и
Давлений процесса, так как у ЮМО степень сжатия равна 17 и,
!21
кроме того, имеется наддув, в то время как в опытах Неймана сте-
пень сжатия равна 12 и двигатель не имел наддува. Подобная неопре-
деленность может быть устранена только в результате накопления
экспериментального материала и дальнейшего уточнения теории.
Если известна величина угла сгорания и выбраны значения по-
стоянных в формуле (134) для константы скорости реакции, то, решая
задачу по этапам и пользуясь формулой (133), можно получить закон
сгорания х=/, (?) и с его помощью построить индикаторную диаграм-
му на участке сгорания. Следует помнить, что не все тепло сгорев-
шего топлива используется для процесса; часть тепла теряется
в стенки и затрачивается надиссоциацию продуктов сгорания; таким
образом полезно используется для увеличения внутренней энергии
газов и производства внешней работы тепло
Xi = х — Ах, — Ax, = фх;
здесь AXj—тепло, отданное в стенки;
Ах,— тепло, затраченное на диссоциацию;
ф — коэфициент, оценивающий долю полезно использован-
ного тепла в каждый данный момент по отношению
к фактически сгоревшему количеству тепла.
По данным Иноземцева коэфициент ф мало изменяется за период
сгорания, уменьшаясь постепенно от величины 0,95 до 0,88. В сред-
нем ф —0.9. Коэфициент ф 'равен коэфициенту выделения тепла 5
только в конце процесса сгорания, когда х = 1.
По первому закону термодинамики1
dQ GcvdT + ApdV;
но
dQ -B„H^dx,
где Ни—низшая теплотворная способность 1 кг топлива.
Поэтому
(135)
B0Hutylx — Gc„dT -\-Apd E.
Из характеристического уравнения
,T= pdv + Vdp
GR
подставляя выражение dT в формулу (135), после некоторых пре-
образований получаем
ВпНиЫх = -A- - (kpdV + Vdp)
/V I
или
Здесь
• г(Т d» k — 1
с.
1 Нижеследующий вывод принадлежит проф. Иноземцеву.
122
Интересующее нас выражение —' равно
dp к — 1 D .. , dx , р dv
~d* =-лу- dt ~к V d? • <136)
Из кинематики кривошипного механизма известно, что
И = Гс^-у (^1 —cosa>+ 2 sin2<fQ ,
где © — угол поворота кривошипа, отсчитываемый от ВМТ'
р
>. - -у—отношение радиуса кривошипа R длине шатуна L;
Фиг. 54. Изменение ряда параметров процесса в зависимости
от угла поворота кривошипа.
Формулу объема цилиндра можно преобразовать в -следующем
виде
V = -~ (yz4~cos<p + sin3 <fQ ,
откуда
^ = '2Л (sin?^4sin2tp)-
Уравнение (136) после подстановки в него значений V
и ~2" =8^4 пРиннмает следующий, окончательный вид:
dp _ 854(fc - 1)В„Н„а dx Р (ь1,1^+ 2 sin2") _
I —coso-|-^-sin8®^ d' j— COS !f-|--у Sin8 э
Это уравнение позволяет подсчитать скорость нарастания да-
вления ~ в любой момент процесса сгорания, так как все вели-
(IV
И -
dy
(137)
чины, входящие в уравнение, известны; для точности рекомен-
дуется расчет вести по участкам через 2—3°. Интегрируя получен-
ную в результате расчетов функцию = /(<?), можно получить зави-
симость р = /(<р), т. е. часть индикаторной диаграммы, соответ-
ствующую процессу сгорания.. _
Нейман опытным и расчетным путем получил серию кривых
(фиг. 54 и 55), характеризующих изменение всех величин, необхо-
димых для кинетического анализа рабочего процесса. Расчетный
закон сгорания х=/х (<р) с большой точностью совпал с действитель-
ным законом сгорания, соответствующим индикаторной диаграмме.
Совпадение данных расчета с опытом установил и Иноземцев для
авиационного дизеля ЮМО-4. Так и следовало ожидать, потому
Фиг. 55. Изменение давления, температуры, энер-
гии активации, кинетической константы скоро-
сти реакции и фактора активации за время сго-
рания.
что целый ряд величин
(например s=/(<p), пе-
риод запаздывания вос-
пламенения, момент вос-
пламенения относитель-
но ВМТ, угол сгора-
ния) были взяты непо-
средственно из опыта.
С другой стороны, это
совпадение указываетна
правильность основных
предпосылок теории. На
фиг. 56 представлен гра-
, dx
фик изменения х и
по углу поворота колен-
чатого вала для различ-
ных оборотов по вин-
товой характеристике
(авиационный дизель
ЮМО-4). Закон сгора-
ния в данном случае хорошо выражается уравнением Неймана
x=s(2-i)’ (138)
где <р- угол сгорания.
По уравнению Неймана скорость сгорания равна
(139)
На фиг. 57 показано изменение х и по индикаторной диа-
грамме (сплошные линии) и по уравнению Неймана.
На фиг. 58 показано изменение lg/c,lgfc0 и энергии активации
Qa по углу 'поворота коленчатого вала для авиационного дизеля
ЮМО-4 при «=1700 об/мин. На фиг. 59 показано изменение сред-
них значений тех же величин при числе оборотов от 1400 до 1700
в мин. по винтовой характеристике в функции отношения
124
125
126
Сопоставляя графики фиг. 58, 54 и 55, мы видим, что начальное
значение энергии активации равно Qa =5000 6500 кал/кг-моль;
Б конце реакции Qa =50000 ->55000 кал/кг-моль. Некоторое умень-
шение энергии активации в начале реакции Нейман объясняет хими-
ческими процессами в период запаздывания воспламенения, в резуль-
тате которых ослабляются связи атомов внутри молекул. Константа
к действительной скорости реакции (по числу эффективных, активных
столкновений) и константа к0 по кинетической теории, соответству-
ющей полному числу столкновений молекул, возрастают; к концу
сгорания константа к0 достигает предельной величины /со=1О'1—101а,
соответствующей реакции между простыми газами. Это дает осно-
вание рассматривать конечную стадию процесса сгорания как реак-
цию гомогенную. По опытам Неймана температурный коэфициент
константы скорости реакции оказался в среднем равным
*°° =1,01 >1,07,
в то время как для чисто гомогенных реакций по правилу Вант-
Го ффа
ку -г 10° _2 g
к ij’
Несовпадение величин температурных коэфициентов консташ
скоростей реакции объясняется тем, что в двигателе реакция в тече-
ние значительного периода времени гетерогенна; это подтверждает-
ся спектроскопическими исследованиями пламени газойля.
Для ускорения реакций Нейман предлагает улучшить смесеобра-
зование, что может быть достигнуто главным образом с помощью
организованного вихревого движения воздуха при надлежащей регу-
лировке впрыскивающей системы.
Кинетический анализ процесса сгорания является ценным мето-
дом исследования работы двигателя, но для расчета процесса проек-
тируемого двигателя он еще не может быть рекомендован, так как
Для удовлетворительного решения задачи необходимо иметь много
опытных величин: закон подачи топлива, период запаздывания вос-
пламенения, угол сгорания, величину энергии активации или дей-
ствительные константы скоростей реакции в начале и конце процесса
сгорания.
ГЛАВА V
ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ВОСПЛАМЕНЕНИЕ
И СГОРАНИЕ
В предыдущей главе было установлено, что период запаздывания
воспламенения является важнейшим фактором рабочего процесса.
быстроходного дизеля. От продолжительности этого периода при
ngFHnx равных условиях зависит скорость нарастания давления при
сгорании, или, иначе говоря, плавность работы мотора, а также
величина максимального давления вспышки, определяющего раз-
меры и вес деталей. Весьма важно выяснить, как влияют различные
факторы на период запаздывания воспламенения и на весь процесс
сгорания. Эти факторы следующие: а) свойства топлива; б) конструк-
тивные факторы; в) условия на всасывании; г) эксплоатационные
ф<нсгорЫ{
§ 28. Влияние свойств топлив
По современным воззрениям топливо должно обладать склон-
ностью к распаду молекул и к образованию перекисей; при этом
воспламенение топлива начинается в смеси паров топлива с возду-
хом; следовательно, нужно время на испарение части топлива,
на распад молекул и на образование перекисей. Период запаздыва-
ния воспламенения короче для тех топлив, которые термически
менее устойчивы и склонны к образованию перекисей. Эта склон-
ность зависит от структуры углеводородов, составляющих топливо.
Влияние химической структуры топлива. Углеводороды, пред-
ставляющие собой разнообразные химические соединения углерода
и водорода, делятся по структуре и свойствам на три основные
группы: алифатические, нафтеновые и ароматические.
У алифатических углеводородов атомы углерода располагаются
в виде открытой, незамкнутой цепи. К этой группе относятся пре-
дельные (насыщенные) парафиновые или метановые углеводороды
(химическая формула СиН2и+2) и непредельные (ненасыщенные) —
олефины (химическая формула СПН2П). Нафтеновые углеводороды
(химическая формула СИН2П) имеют кольцевую структуру атомов угле-
рода, но в отличие от олефинов являются насыщенными, т. е. не
имеют свободных связей, ввиду замкнутости кольца. Атомы угле-
рода связаны между собой простыми связями, поэтому каждый атом
углерода способен присоединить к себе два атома водорода. Аро-
128
матические углеводороды (химическая формула бензольной группы
С„Н2П_6) так же, как и нафтены, характеризуются кольцевой зам-
кнутой связью атомов углерода; в данном случае углеродное кольцо
содержит шесть атомов углерода, каждый из которых способен при-
соединить только один атом водорода или группу углеводорода, так
как между атомами углерода в кольце существуют двойные связи.
Ниже даны структурные формулы парафинового углеводорода
(цетана С16Н34), олефина (цетена С10Н32), нафтена (циклогептан или
гептаметилен С7Н14) и ароматических углеводородов (бензола Св Нв
и а-метилнафталина С10Н7СН3.
HhHHHHHHHHH ННННН
I I I I I I I I I I I I I I I !
Н—С—С —С—С —С—С —С — С—С—С—С—С —с—с—с—с—н
I I I I I I I I I I I I Г I I I
НН HHHHHHHHHHH НН н
Структурная формула цетана С16Н34
нннн нннннн ннннн н
I I I I "1 I I I I I I I I I I I
Н—С—С—С—С— с—с—с—с—с—с—с—с—с—с—с=с
I .‘1 I I I I I I I I
ннннн нннн н
Структурная формула цетена
н н
Illi I
нннн н
С1бН32
Структурная формула циклогептана (гепта-
метилена) С7Н14
н
I
с
н — с^\с — н
н — н
с
I
н
Структурная формула
бенаола С«Нв
Н СН3
I
С с
Н— с/\с/^с — н
I Ч I
н сч/^\/с н
с с
I I
н н
Структурная формула
а-метилнафталина С10Н7СН3
Труктура а-метилнафталина состоит из двух бензольных колец; к
Двум центральным атомам углерода присоединены атомы углерода; к
ДНому атому углерода присоединена метиловая группа СН3, а к ос-
альным 7 атомам углерода присоединены по одному атому водорода.
9
М. Мелькумов
129
[paSycbi Bo BUT ГрадусО/ после ВМТ
Фиг. 60. Диаграмма сгорания трех
топлив в двигателе Юнкере при
1000 об/мин.
Углеводороды с кольцевой структурой (нафтены и, особенно, аро-
матики) отличаются большой прочностью молекулы, менее склонны
к образованию перекисей и расщеплению молекулы; поэтому их .
способность к самовоспламенению мала. Наоборот, парафиновые
углеводороды обладают менее прочной связью углеродных атомов,
легче поддаются расщеплению; образование перекисей у них облег-
чено. Поэтому они легче воспламеняются. Способность к воспламе-
нению возрастает по мере удлинения цепи или увеличения числа
атомов углерода, или, иначе, по мере увеличения молекулярного
веса. Если взять две фракции нефти (одну — низкокипящую с малым
удельным весом, например бензин, а другую—высококипящую с
большим удельным весом, например минеральное масло), то, в силу
изложенного, способность к самовоспламенению у тяжелой фракции
окажется выше способности бензи-
на к самовоспламенению. Это поло-
жение остается справедливым, не-
смотря на то. что для различных’
фракций одной и той же нефти
процентное содержание отдельных
групп углеводородов меняется
Химическая структура топли-
ва существенно влияет на продол-
жительность периода запаздыва-
ния воспламенения. Чем больше в
топливе парафинов, тем меньше пе-
риод запаздывания воспламенения;
чем больше ароматиков в топливе,
тем больше период запаздывания.
Соответственно продолжительно-
сти периода запаздывания воспла-
менения изменяется плавность хо-
да мотора или скорость нараста-
ния давления, а также максималь-
ное давление вспышки. Связь между химической структурой топли-
ва и периодом запаздывания воспламенения экспериментально бы-
ла проверена во многих лабораториях.
На фиг. 60 приведены верхние части диаграмм рабочего процесса,
полученные Ле Мезюрье и Стенсфилдом на одноцилиндровом дви-
гателе Юнкере при 1000 об/мин.'для трех различных топлив; нагрузка
и режим работы двигателя, а также момент впрыска топлива оста-
вались нейзменными. Кривая 5, полученная для топлива, состоя-
щего преимущественно из парафиновых углеводородов, соответствует
наиболее раннему воспламенению, более плавному подъему давлений
при сгорании и меньшему давлению вспышки. Кривая 10 (топливо,
главным образом, нафтено-ароматического основания) соответствует
наибольшему запаздыванию воспламенения, наибольшей скорости на-
растания давления и максимальной величине давления вспышки.
Среднее положение занимает кривая 12, относящаяся к топливу наф-
тенового основания.
Аналогичные результаты многократно получались и в других
лабораториях, в частности и в СССР. На фиг. 61 приведен график,-
130
показывающий верхнюю часть индикаторных диаграмм, снятых авто-
ром с двигателя Заурер при 1600 об/мин.
Если взять в разных пропорциях два чистых углеводорода, напри-
мер, алифатический углеводород — цетек и ароматический углеводо-
род— я-метил нафталин, и провести испытание на дзигателе их раз-
о баби-Зйбатский газойль л. Грозненский соляр.дест
• бинигадинский « л Грозненский парафф.бгст.
□ Сцраханский » х балаханский газойль
фиг. 61. Диаграммы сгорания различных топлив в двигателе Заурер
при 1600 об/мин.
'личньи смесей, то период запаздывания будет тем больше, чем больше
в смеси ароматиков. На фиг. 62 приведена кривая запаздывания вос-
пламенения в градусах угла поворота коленчатого вала в зависимо-
сти от состава смеси цетена и я-мстилнафталина (по данным Боерледж
Фиг. 62. Период запаздывания воспламе-
нения в зависимости от пропорции смеси
цетена и а-метилнафталина.
Фиг. 63. Зависимость между
цетеновым числом и склон-
ностью топлива к крекингу.
М Брезе). Графики наглядно показывают тесную зависимость’между
химической структурой топлива и характером развития рабочего
процесса двигателя. Мы указывали, что склонность топлива к рас-
цеплению молекул или к крекингу определяет способность топлива
воспламенению. Это подтверждают результаты опытов Боерледж и
Резе (фиг. 63). Здесь по оси ординат отложена условная величина,—
четеновсе число,— о которой будет сказано в свое время и которая
<?=»
ъ 131
характеризует величину периода запаздывания воспламенения по
испытаниям различных топлив непосредственно на двигателе; чем
меньше период запаздывания воспламенения, тем выше цетеновое
число. По оси ординат отложено число вновь образовавшихся в
результате крекинга молекул для тех же топлив. Крекинг произ-
водился одинаково для всех топлив: путем нагрева топлива в среде
азота до 625° в течение определенного короткого промежутка времени.
Температура самовоспламенения. Сгорание топлива в дизеле осно-
вано на принципе самовоспламенения; поэтому большое значение
имеет температура самовоспламенения топлива. Под температурой
самовоспламенения понимается наинизшая температура, при кото-
рой топливо воспламеняется и горит без постороннего источника
пламени. Эта температура не имеет строго постоянного значения
для данного топлива; величина ее зависит от условий эксперимента.
В частности температура самовоспламенения получается разной
в различных аппаратах, служащих для ее определения. Необходимо
всегда оговаривать, на каком аппарате и при каких условиях опре-
делена температура самовоспламенения; только в этом случае воз-
можно сравнение двух топлив по температурам самовоспламенения.
Температура самовоспламенения зависит от химической струк-
туры топлива; температура самовоспламенения парафиновых угле-
водородов ниже, чем для ароматических; для более тяжелых фрак-
ций ниже, чем для легких фракций. В табл. Ill приведены температуры
самовоспламенения некоторых углеводородов и топлив, определен-
ные в аппарате Мура в струе кислорода при атмосферном давлении.
Таблица III
Температуры самовоспламенения некоторых углево-
дородов и топлив в струе кислорода при давлении
1 ата
Вид углеводорода или топлива Температура самовос- пламенения, °C
Метан СН4 550—700
Этан С2Нв 520—630
Этилен С2Н4 500—519
Гексан СвН14 487
Бензол С6Нв 730
Бензин 470—530
Керосин 240—380
Г азойль 250—270
Парафиновое масло 240
Табл. III наглядно показывает уменьшение температуры само-
воспламенения для одной и той же группы углеводородов по мере
увеличения числа атомов углерсда (например, для парафиновых угле-
водородов СН4, С2Нв и СвН14). Температура самовоспламенения
ароматиков выше температуры самовоспламенения парафинов при
одинаковом числе атомов углерода. Наконец, температура самовос-
пламенения тяжелых фракций нефти ниже температуры самовоспла-
менения легких фракций. Эта таблица объясняет целесообразность
132
применения в дизелях легко воспламеняющихся керосино-газойле-
вых фракций нефти.
Опыты Таусса и Шульте показали, что температура самовоспла-
менения топлива зависит от давления среды, в которую вводится
Фиг. 64. Зависимость температуры самовоспламене-
ния от давления.
топливо. На фиг. 64 приведена кривая зависимости температуры
самовоспламенения различных топлив от давления. Из этих кривых
видно, что температура самовоспламенения падает с увеличением
давления. Нейман объя-
сняет такое влияние дав-
ления увеличением плот-
ности воздуха и тепло-
передачи от воздуха к
топливу. Если пере-
строить кривые, получен-
ные Тауссом и Шульте в
координаты Ts, у, где Т8—
абсолютная температура
самовоспламенения топ-
лива, а у—плотность воз-
духа в кг[м3, то можно
Установить математиче-
Фиг. 65. Зависимость температуры самовоспла-
менения от плотности воздуха (по Нейману).
скую связь между Tg и
X- Связь эта, по Нейману, имеет следующий вид:
Та=Сгт,
гДе С и т — постоянные, равные в среднем:
алифатические топлива.................... С = 709;
бензин................................... С 653;
керосин ................................ С — 725;
бензол................................... С = 1163;
т = 0,16
т = 0,142
m = 0,183
т = 0,231,'
133
На фиг. 65 показана зависимость температуры самовоспламене-
ния от плотности воздуха.
Опыты ЦИАМ, проведенные в специальной бомбе с газойлем пря-
мой гонки Константиновского завода, дали результаты, вполне удо-
влетворительно совпадающие с уравнением Неймана. На фиг. ббпока-
зано влияние плотности воздуха на
температуру самовоспламенения га-
зойля.
На фиг. 67 показано изменение
периода запаздывания воспламене-
ния в зависимости от давления воз-
Фиг. 66. Влияние плотности возду-
ха на температуру самовоспламене-
ния газойля (p^const, а=2,75).
S'ce/t.
Фиг. 67. Изменение периода запазды-
вания воспламенения в зависимости от
давления воздуха при постоянной тем-
пературе (600° Ц); р$=200 кг[см*\ a=2j
духа (опыты ЦИАМ) при постоянной температуре воздуха в бомбе.
Уменьшение периода запаздывания, несомненно, связано с умень-
шением температуры самовоспламенения при увеличении давления.
Хауке, определяя период запаздывания воспламенения в бомбе
при различных давлениях и температурах воспламенения, показал,
что для одного и того же топлива уменьшение температуры, при
Фиг. 68. Период запаздывания вос-
пламенения в зависимости от темпе-
ратуры воспламенения.
которой происходит воспламене-
ние, вызывает увеличение перио-
да запаздывания воспламене-
ния (фиг. 68). Это понятно, так
как уменьшение температуры
среды ухудшает теплопередачу
от воздуха к топливу и замед-
ляет химические процессы.
Уменьшение периода запазды-
вания воспламенения и темпе-
ратуры самовоспламенения при
увеличении давления или плот-
ности воздуха объясняется не толлько улучшением теплопередачи
от воздуха к топливу, но и увеличением концентрации кислорода
на поверхности капли, и следовательно, ускорением предпламен-
ных химических реакций, так как скорость реакции по закону
действующих масс пропорциональна концентрациям реагентов.
Влияние присадок к топливу. Для улучшения антидетонацион-
ных свойств топливо-воздушной смеси у двигателей со сжатием горю-
чей смеси к топливу добавляют в малых дозах ос обые вещества
134
(например тетраэтиловый свинец), повышающие стойкость смеси
против детонации. У дизелей можно уменьшить стуки и увеличить
плавность хода путем прибавления к топливу присадок, которые
сокращают период запаздывания воспламенения-
Свойства присадок к дизельному топливу должны быть пря-
мо противоположны свойствам присадок для топлив карбюратор-
ных моторов. Были испробованы многие присадки: амилнитрита,
ацетальдегида,'бензальдегида, этилнитрата, перекиси тетралина и др.
На фиг. 69 показано изменение угла запаздывания воспламене-
ния для трех топлив А, В и С в зависимости от количества добавлен-
ного к ним этилнитрата (опыты Уисера). Там же приведена кривая
D, которая относится к случаю добавки тетраэтилсвинца к топливу,
Фиг. 69. Влияние добавления этилнитрата и тетраэтилсвинца
на период запаздывания воспламенения различных топлив.
характеристика которого при присадке этилнитрата изображается
Кривой А.
В реальных условиях эксплоатации присадки не применяются,
вследствие их дороговизны, неустойчивости (в отдельных случаях)
и в общем малой эффективности. Попытки применения присадок к
топливу для уменьшения периода запаздывания воспламенения
были сделаны только на опытном авиационном дизеле Клерже.
Вебер указывает на значительное возрастание цетанового числа
топлива при добавлении небольшого количества амилнитрата. Так,
например, добавление 1,5% по объему амилнитрата к дизельному
топливу из бурых углей и крекинг-газойля, цетановые числа которых
были соответственно равны 39,5 и 37,0, увеличило цетановые числа
соответственно по 68,0 и 69,5.
Шмидт и Мори провели обширное исследование на двигателе с
переменной степенью сжатия с целью выяснения влияния присадок
органических пероксидов к топливу на период запаздывания вос-
пламенения. Двигатель, на котором проводились опыты, был одно-
цилиндровый, с однополостной камерой; режим работы двигателя
был следующим:
температура воздуха на всасывании . ; : ; 30° + 1
температура охлаждающей воды . . . s 5 70° i 3
число оборотов в минуту................ 450°+5
момент начала впрыска топлива ... . . 17° до ВМТ
крутящий момент........................... 5 кгм
давление впрыскивания.................... 145 ати +5
форсунка с пятью отверстиями, тип .... Д1Л2О85Р6
Были исследованы буроугольное и каменноугольное масла с при-
садками 2 и 1 % пероксидов. В качестве пероксидов были применены
диметилпероксид (СН3—00—СН3), диэтилпероксид [(С2Н5)— 00—
—(С2Н5)], диацетон—дипероксид
(СН3)2:С/ >С:(СН3)2
сн3
перекись этилена I
—00—-g--CeH5J , перекиси водорода, тетралина и др.
Испытания показали, что эффективность действия пероксидов зави-
, перекись ацетил-бензоила
X
СтепенЬ сжатия е
Фиг. 70. Влияние различных приса-
док (в количестве 2%) на период
запаздывания воспламенения буро-
угольного масла в зависимости от
степени сжатия.
Фиг. 71. Влияние различных присадок
(в количестве 1%) на период запазды-
вания воспламенения буроугольного
масла в зависимости от степени сжа-
тия.
сит от типа перекиси; в выше приведенном списке перекиси пере-
числены в порядке уменьшения их эффекта. Во всех случаях
период запаздывания воспламенения сравнивался с периодом запаз-
дывания воспламенения газойля из иранских нефтей, прекрасно
воспламеняющегося в дизеле. На фиг. 70 и 71 показана зависимость
периода запаздывания воспламенения от степени сжатия для двух
топлив при добавке к ним 2% и 1% различных присадков. Кри-
вые I относятся к иранскому газойлю, кривые II—к буроуголь-
ному маслу.
§ 29. Влияние конструктивных факторов
К числу конструктивных факторов, влияющих на процесс дви-
гателя, можно отнести степень сжатия, конструкцию камеры
сгорания, давление распццивания, завихрение воздуха, материал
136
поршня. Рассмотрим последовательно их влияние на процесс дви-
гателя.
Влияние степени сжатия. Изменение степени сжатия вызывает
При прочих равных условиях
в конце сжатия и к моменту на-
чала впрыска. Увеличение дав-
ления уменьшает температуру
самовоспламенения, а увеличе-
ние Температуры сжатого воз-
духа увеличивает перепад тем-
ператур между воздухом и ча-
стицами топлива. Поэтому при
увеличении степени сжатия
ускоряются физические и хи-
мические процессы подготовки
топлива к воспламенению.
На фиг. 72 показано влияние
степени сжатия на температуру
самовоспламенения топлива и
температуру сжатого воздуха.
Из графика ясно следует, что
изменение давления и температуры
Степень сМатиа £
Фиг. 72. Температуры воздуха в ВМТ
и самовоспламенения топлива в зави-
симости от степени сжатия.
увеличение степени сжатия сокращает период запаздывания вос-
пламенения.
На фиг. 73 показано для трех топлив влияние степени сжатия
на период запаздывания воспламенения (опыты Вентцеля^в бомбе)-
Фит. 73. Время запаздывания воспламенения 5 для
трех различных топлив в зависимости от температуры
воздуха или степени сжатия е. Плотность воздуха
ув=10 кг/м3.
При очень больших степенях сжатия, особенно в двигателях с
Малым числом оборотов, период запаздывания воспламенения может
незначительно уменьшаться с увеличением г, что объясняется увели-
чением теплоотдачи в стенки, как вследствие увеличения плотности
ноздуха, так и благодаря относительному увеличению поверхности
137
камеры сжатия. Эти факторы при определенных значениях е могут
преобладать над другими. На фиг. 74 показана зависимость мини-
мального периода запаздывания воспламенения двух топлив от вели-
чины степени сжатия. График получен Мак Грегором в результате
испытаний на двигателе CFR при п — 1200 об/мин. График свиде-
тельствует о сильной зависимости периода запаздывания воспламе-
Фиг.
74. Влияние степени сжатий на период
запаздывания воспламенения.
нения от степени сжатия
при малых значениях е;
различие свойств топлив
сглаживается при боль-
ших степенях сжатия.
Уменьшение периода за-
паздывания воспламене-
ния при возрастании сте-
пени сжатия увеличивает
плавность хода мотора,
однако максимальное дав-
ление вспышки становит-
ся больше.
На фиг. 75 (опыты
ЦИАМ на двигателе Мо-
.дааг) показано, как растет давление вспышки р„ в зависимости от
степени сжатия е при постоянном числе оборотов (500 об/мин.),
постоянной нагрузке (Pi = 5 кг/см2) и постоянном угле начала
впрыска топлива (10,5° до ВМТ). Однако давление в конце сжатия
рс растет быстрее, и вслед-
ствие сокращения периода
запаздывания воспламене-
ния, степень повышения дав-
Фиг. 75. Кривые изменения рс, р, и Л в
зависимости от е на двигателе Модааг
(л=500 об/мин.; р,=5 кг/см*=пост., угол
опережения впрыска 10,5° до ВМТ).
ления при сгорании
уменьшается, что и свиде-
тельствует об увеличении
плавности развития процес-
са.
Влияние конструкции ка-
меры сгорания. Подробно о
типах камер сгорания мы из-
лагаем в специальной главе.
Здесь мы только укажем, что
период запаздывания воспла-
менения будет при прочих
равных условиях меньше,
если в камере сгорания име-
ются искусственно созданные горячие точки (например, неохлаж-
даемые или плохо охлаждаемые вставки). Примером подобных камер
сгорания может служить камера сгорания автомобильного двигателя
Оберхенсли (фиг. 76). Аккумулирующая тепло вставка (так назы-
ваемый тепловой аккумулятор) вследствие своей высокой темпе-
ратуры содействует ускорению физико-химической подготовки топ-
лива к воспламенению.
138
Влияние давления распыливания топлива. Как будет показано
в дальнейшем, повышение давления впрыска уменьшает размер ка-
пель топлива в камере сгорания. Таким образом вопрос сводится
к тому, способствует ли сокращению периода запаздывания воспла-
менения и всего периода сгорания уменьшение размеров капель топ-
лива. Вообще можно утверждать,что если размер капель уменьшается,
то отношение поверхности к объему увеличивается, так как поверх-
ность капли пропорциональна квадрату, а объем пропорционален
кубу диаметра. Следовательно, в этом случае физико-химическая
подготовка топлива к воспламенению ускоряется, так как улучша-
Фиг. 76. Схема камеры сгорания Оберхенсли.
ются условия теплообмена всей капли с воздухом и, кроме того,
облегчаются процессы образования пероксидов и разложения моле-
кул топлива.
.На этом основании мы были бы вправе утверждать, что увели-
чение давления распыливания приводит к уменьшению периода запаз-
дывания воспламенения. Однако это не всегда так. Дело в том, что
при впрыскивании капельки топлива получаются различных раз-
меров. Процентное содержание капелек малого диаметра возрастает
с увеличением давления распыливания;*тем не менее и при малых
Давлениях распыливания капли малых размеров имеются в достаточ-
ном количестве. Воспламенение охватывает не сразу весь наличный
запас топлива в камере сгорания, а начинается в тех точках, где
условия для развития предпламенных процессов наиболее благо-
приятны. Следовательно, период запаздывания воспламенения прак-
тически не должен зависеть от давления распыливания, если оно
не слишком мало. Это подтверждается опытами Вентцеля (фиг. 77),
139
который исследовал период запаздывания воспламенения топлива
в бомбе при различных давлениях впрыска (от 145 до 500 ат и выше)
к при различной температуре воздуха (но при постоянной его плот-
ности). Как показано на фиг. 77, период запаздывания меняется
в зависимости от температуры воздуха Щбомбе закономерно, но экспе-
риментальные точки для разных давлений впрыска ложатся произ-
вольно, что и доказывает независимость периода запаздывания от
давления впрыска в области тех давлений, которые имеют место
в однополостных дизелях. Если же давление слишком мало (опыты
Намера), то значительное ухудшение распыливания может повлиять
на период запаздывания. Независимость периода запаздывания вос-
пламенения от давления впрыска выше 145 ата подтверждает и
Бреве для форсунок, диаметр отверстия которых превышает 0,3 мм.
О сск
0,03
о,ог
0.01
рз
ГЕ -------
% = ISO ат
Рс -105 ат
0 > 500ат
Р, > 520 ат
о
300 350 000 550 500 550
Фиг. 77. Влияние давления впрыскивания ре и давления
затяжки пружины ps на запаздывание воспламенения 6;
плотность воздуха ув=10 кг/№.
= 160 ат
= 100 ат
= 2Warn
=160ат
= 160от
= 120 ат
=250 ат
-160 ат
ЖйоЗ 82~
,7336
° Рс = 280~320ат
° 1} = 310 ат
° Р- = 320ат
+ PF = 360am
X
Приведенные выше соображения относятся только к периоду
запаздывания воспламенения. Было бы, однако, ошибочно делать
вывод, что давление распыливания не оказывает влияния на процесс
сгорания. Мелкость распыливания непосредственно влияет на улуч-
шение перемешивания топлива с воздухом, так как увеличивает
общую поверхность заданной порции горючего; следовательно, ско-
рость сгорания топлива может увеличиваться при увеличении давле-
ния впрыска. Опыты того же Вентцеля показывают, что время полного
сгорания топлива уменьшается с увеличением давления впрыска до
известного предела (в условиях опытов до 280 ат), выше которого
улучшения практически уже не происходит (фиг. 78).
Автор исследовал влияние давления впрыска на период запазды-
вания воспламенения и на индикаторный расход топлива на силу-час;
исследования проводились на двигателе конструкции автора. Резуль-
таты опытов (фиг. 79) показывают, что период запаздывания вос-
пламенения в условиях опыта не зависит от давления затя жки фор-
сунки в пределах 150—300 кг/см2; удельный индикаторный расход,
140
связанный с продолжительностью периода сгорания, мало меняется
в области от 200 до 300 кг/см2 и растет заметно при давлениях ниже
200 кг/см2.
Влияние завихрения воздуха. Вихревое движение воздуха в ка-
мере сгорания, при правильной его
мешивание топлива и воздуха и спо-
собствует более полному использо-
ванию располагаемого кислорода для
сгорания.
При равенстве всех прочих фак-
торов увеличение скорости движе-
ния воздуха в камере сгорания при-
водит к увеличению теплоотдачи в
стенки и к понижению температуры
и давления к моменту впрыска топ-
лива ;это неблагоприятно отражается
на продолжительности периода за-
паздывания воспламенения. С другой
стороны, увеличение скорости вихре-
вого движения воздуха улучшает
организации улучшает пере-
Фиг. 78. Влияние давления впры-
скивания на время сгорания z„.
условия теплопередачи от воздуха
к топливу, увеличивает число моле-
кул кислорода, соприкасающихся с
частицей топлива и, следовательно, ускоряет процесс физико-хими-
ческой подготовки топлива. Какой из этих двух факторов преоб-
Фиг. 79. Зависимость удельного индикаторного расхода и
периода запаздывания воспламенения В от давления за-
тяжки форсунки; и = 1820—1850 об/мин.; р2= 8 кг/см2.
Падает—зависит от ряда причин и, прежде всего, от степени сжа-
тия двигателя.
На фиг. 80 показана зависимость периода запаздывания воспла-
менения от температуры для случаев спокойного состояния и вих-
ревого движения воздуха в бомбе (опыты Гартнер—Зебериха). При
наличии завихрений воздуха период запаздывания при относительно
. 1И
высоких температурах воздуха в бомбе получается меньше, чем при
спокойном состоянии воздуха. Обратная картина наблюдается при
меньших температурах воздуха. Таким образом, вихревое движение
может сократить период запаздывания воспламенения в двигателе
только при высоких температурах воздуха в цилиндре; если же
температура воздуха в конце сжатия низка из-за малого значения
степени сжатия или из-за относительно сильно развитой поверхности
теплоотдачи, то период запаздывания может увеличиться. В дизелях,
степень сжатия которых достаточно высока, можно ожидать сокра-
щения периода запаздывания воспламенения при организации вих-
ревого движения воздуха. Практическим подтверждением этого поло-
жения является авиадизель Юнкерса, где имеется интенсивное вих-
ревое движение воздуха, которое
Фиг. 80. Влияние завихрения воз-
духа на период запаздывания воспла-
менения.
в совокупности с другими факто-
рами (высокое значение степени
сжатия е=17, наличие наддува,
подогрев воздуха от поршней)
обусловливает весьма короткий
период запаздывания воспламе-
нения (3—4° при 1700 об/мин.).
Влияние завихрения воздуха осо-
бенно сильно сказывается на сте-
пени использования воздуха и на
продолжительности периода сго-
рания. Последний сокращается
только в том случае, если напра-
вление и скорость вихревого дви-
жения воздуха согласованы с
конструкцией и месторасполо-
жением форсунки, скоростью подачи топлива и скоростью дви-
жения поршня. В авиадизеле ЮМО-4 период сгорания составляет
50—60° угла поворота коленчатого вала, в то время как в боль-
шинстве других быстроходных дизелей угол сгорания больше. Если
вихревое движение воздуха слишком сильно и неудачно органи-
зовано, то может наблюдаться обратная картина—угол сгорания
увеличивается и к. п. д. двигателя падает; такой случай был уста-
новлен Гессельманом для двигателя его конструкции, когда при
сильном увеличении скорости вихревого движения воздуха удельный
расход топлива возрастал (отчасти из-за уменьшения т)с). Степень
использования воздуха при правильной организации воздушного
потока, при одинаковых значениях величин удельного индикатор
ного расхода топлива, в вихревых камерах сгорания всегда выше,
чем в однотипных с ними, но безвихревых камерах. В вихревых
камерах дизелей вполне удовлетворительное сгорание топлива может
быть обеспечено при степени использования воздуха 70—75%,что
подтверждается опытом авиационных дизелей Юнкерса, двигателя
Рикардо «Комет» и двигателя конструкции автора. Соответствующие
значения удельных индикаторных расходов при безвихревых камерах
могут быть получены только при степени использования 60—65%-
Значение вихревого движения воздуха возрастает по мере увеличе-
ния числа оборотов вала двигателя, на что указывает и кинетиче-
ский (анализ Неймана.
142
При сильном вихревом движении воздуха затрудняется запуск
двигателя, особенно при низких температурах среды, но правиль-
ным выбором величины степени сжатия это обстоятельство мож-
но устранить.
Влияние закона подачи топлива. Под законом подачи или впры-
ска топлива понимается зависимость количества топлива, поступа-
ющего в цилиндр, от угла поворота коленчатого вала. Эта зависи-
мость определяется главным образом профилем топливного кулачка,
действующего на плунжер насоса, конструкцией и регулировкой
форсунки, длиной и диаметром топливного трубопровода. Кривая
закона подачи топлива по времени или по углу поворота коленча-
того вала может быть построена различным образом. На фиг. 81
Фиг. 81. Характеристика подачи топ-
лива, наложенная на диаграмму давле-
ния распыливания.
)т количество топлива, впрысну-
того через форсунку за угол
Г поворота насосного вала в
1,06°. Для целей наших иссле-
Фиг. 82. Закон подачи топлива в
цилиндр.
дований удобнее этот закон строить иначе, а именно так, чтобы
ордината кривой показывала общее количество топлива, впрысну-
того в цилиндр от начала впрыска до рассматриваемого момента
времени. Таким именно образом построен график фиг. 82, полу-
ченный из предыдущего графика; следовательно, для некоторого
значения угла поворота коленчатого вала аж, количество всего
впрыснутого топлива составляет Agx, выраженное ординатой кри-
вой для момента ах, полное же количество впрыснутого топлива
выражается конечной ординатой
Выше указывалось, что в дизелях воспламенение обычно начи-
нается еще до окончания процесса впрыска; следовательно, к началу
воспламенения в камере сжатия имеется очень большой избыток
воздуха. Исследования Неймана показали, что даже в предкамере
воспламенение начинается при избытке воздуха; поэтому изменение
закона подачи топлива не может оказать практического влияния на
период запаздывания воспламенения. Но при определенной вели-
чине периода запаздывания воспламенения закон подачи топлива
Может оказать существенное влияние на рабочий процесс двигателя.
Пусть кривая 7 на фиг. 83 представляет закон подачи топлива,
Кривая 2 диаграмму рабочего процесса. Период запаздывания выра-
143
жается отрезком о; количество топлива, впрыснутого в цилиндр к
на чалу воспламенения, выражается ординатой Lg'x. Ничего не меняя
в двигателе и во внешних условиях его работы, изменим профиль
кулачка на более крутой; в этом случае то же количество топлива
gr поступит в цилиндр в более короткий промежуток времени. Пусть
кривая 3 представляет закон подачи топлива для нового кулачка.
Условия подготовки топлива к воспламенению не изменяются и,
следовательно, период запаздывания о остается тем же; но количество
топлива в цилиндре к моменту воспламенения теперь будет боль-
ше. Поэтому после начала воспламенения больше топлива вклю-
чается в процесс сгорания, выделяется большее количество тепла,
и скорость нарастания давления и величина максимального давле-
ния вспышки возрастают по сравнению с предыдущим случаем.
Фиг. 83. Влияние закона подачи топ-
лива на рабочий процесс.
Рабочий процесс двигателя для
кулачка с более крутым профи-
лем представится кривой 4.
В ЦИАМ были проведены
исследования процесса сгора-
ния в специальной бомбе для
четырех различных профилей
топливного кулачка с продол-
жительностью хода нагнетания
(при одинаковой подаче) соот-
ветственно 9°30' (№ 1), 1 ИЗО'
(№ 2), 13°15' (№ 3) и 15°30'
(№ 4). При опыте были опреде-
лены период запаздывания вос-
пламенения о сек, количество
топлива HgxZ, поступившего в
цилиндр за время о, среднее дав-
ление распыливания кг/см2 и
максимальная скорость нараста-
ния давления ~ . Результаты этих исследований пока-
заны на графике 'фиг.^84; они подтверждают ранее указанную
независимость периода запаздывания воспламенения от давлении
впрыска. Из графика видна пропорциональность между количе-
ством топлива, поступившего в цилиндр за период запаздыва-
ния воспламенения, и максимальной скоростью нарастания дав-
ления, на что также было указано раньше. Наконец, график
подтверждает существование зависимости и характер зависимости
между законом подачи топлива и развитием давления при сгорании.
Теряя при прочих равных условиях в плавности нарастания давле-
ния, при коротком угле впрыска можно сократить общий угол сго-
рания и увеличить степень использования воздуха. -
Влияние материала поршня. Температура деталей камеры сгора-
ния имеет большое значение для периода запаздывания воспламене-
ния и всего процесса сгорания. Материал поршня также оказывает
влияние на процесс. Вследствие большей теплопроводности алюми-
ния температура поршня из алюминиевого сплава при прочих рав-
ных условиях должна быть ниже, чем температура чугунного порш-
144
ня. Вследствие этого период запаздывания воспламенения, скорость
нарастания давления и максимальное давление вспышки в слу-
чае поршня из алюминиевого сплава должны быть выше. Если же
Фиг. 84. Период запаздывания воспламенения, давление распыли-
вания, максимальная скорость нарастания давления и количество
топлива, поступившее за период запаздывания воспламенения для
четырех^профилей^кулачка?
при обоих поршнях подобрать наивыгоднейшее опережение впрыска,
то для чугунного поршня оно должно быть более поздним. Эти поло-
Фиг. 85. Кривые зависимости максимального давления вспышки
от среднего индикаторного давления при работе двигателя на
чугунном и алюминиевом поршнях; п=1850 об/мин.; опережение
впрыска наивыгоднейшее.
Ксения были проверены автором на опытном цилиндре его конструк-
ции. Наивыгоднейший угол опережения впрыска на полной мощ-
ности для случая чугунного поршня оказался на б—8° угла пово-
Т. М. Мвлъкумо'в ’^5
Угол пооор от коленчатого бала
Фиг. 86. Индикаторные диаграммы, сня-
тые при одинаковых нагрузках и индика-
торных удельных расходах топлива при
алюминиевом 1 и чугунном 2 поршне;
п=1850 об/мин.; рг-=7,5 кг{смй.
рота коленчатого вала меньше наивыгоднейшего угла опережение
впрыска для случая алюминиевого поршня. На фиг. 85 показана за-
висимость максимального давления вспышки от величины среднего
индикаторного давления при 1850 об/мин. для чугунного и алюми-
ниевого поршней при наивыгоднейших для каждого режима углах
опережения впрыска. Как видно из графика, максимальное давле-
ние вспышки снижается на б—8 кг]см2 в случае работы двига-
теля с чугунным поршнем. На фиг. 86 показаны индикаторные диа-
граммы рабочего процесса двигателя с чугунным и алюминиевым порш-
нем при одинаковом числе оборотов в минуту (л = 1850 об/мин.), при
одинаковой внешней нагруз-
ке, соответствующей экспло-
атационному режиму (ре= 7,5
кг/см2) и при одинаковом ин-
дикаторном расходе топлива
на силу-час. График показы-
вает уменьшение максималь-
ного давления вспышки на
8 кг/см2 в случае чугунного
поршня; скорость нараста-
ния давления в этом слу-
чае равна 5,2 кг]см21 °, вместо
7 кг/см2 1° для алюминиевого
поршня. Эти опыты доказы-
вают, что требования, предъ-
являемые к поршню ди-
зеля качеством рабочего
процесса, противоположны
требованиям, предъявляе-
мым к поршню двигателя со-
сжатием горючей смеси.
Мы уже отмечали корот-
кий период запаздывания
воспламенения в авиадизеле
Юнкере, поршни которого
имеют на днище стальные
накладки. Эти накладки при
работе двигателя приобретают высокую температуру, что благо-
приятно отражается на продолжительности периода запаздывания
воспламенения.
§ 30. Влияние условий на всасывании
К группе факторов, которые могут оказать влияние на рабочий
процесс, следует отнести: температуру и давление окружающего
воздуха; величину наддува или дросселирования на всасывании;
концентрацию кислорода в воздухе; содержание водяных паров
и остаточных газов в воздухе. Рассмотрим их последовательно.
Влияние температуры наружного воздуха. Изменение темпера-
туры наружного воздуха изменяет температуру в конце сжатия
и продолжительность периода запаздывания воспламенения. На
146
фиг. 87 показана зависимость периода запаздывания воспламенения
от температуры всасываемого воздуха для трех значений давлений
в цилиндре в момент начала впрыскивания. Опыты были проведены
ца форкамерном двигателе «КерТинг» при п = 517 об/мин., Е = 12.
Фиг. 87. Влияние температуры всасывания на период запаздыва-
ния воспламенения.
Фиг. 88. Влияние темпера-
туры и плотности воздуха
на период запаздывания
воспламенения.
Кривая а относится к давлению в начальный момент впрыска
25 кг!см?', кривая б —30 кг]см* и кривая в —35 кг!см*.
Хотя увеличение температуры воздуха уменьшает плотность в
конце сжатия и несколько повышает температуру самовоспламене-
ния топлива, тем не менее разность температур конца сжатия и
самовоспламенения увеличивается и это оказывает наибольшее влия-
ние как на процесс теплопередачи, так
и на скорость химических реакций до
воспламенения. На фиг. 88 показана за-
висимость периода запаздывания воспла-
менения от температуры и плотности воз-
духа, график составлен на основании
опытов Бэрда в бомбе и свидетельствует
о большом влиянии температуры на пе-
риод запаздывания воспламенения осо-
бенно в областиотносительно малых тем-
ператур.
Влияние давления на всасывании. Опы-
ты Таусса и Шульте, уже упоминавшие-
ся нами, показывают, что температура
самовоспламенения топлива при увеличе-
нии давления среды, в которую произ-
водится впрыск, уменьшается. Следова-
тельно, с увеличением давления на всасы-
вании и, соответственно, в конце сжатия
период запаздывания воспламенения должен уменьшаться. Это
отчетливо видно из графика фиг. 87 и 89. График на фиг. 89 полу-
чен Морозовым и Смирновым при исследовании сгорания в бомбе.
*^а графике фиг. 90 показано влияние плотности воздуха при раз-
личных температурах на период запаздывания воспламенения по
опытам Гольфельдера, проведенным в специальной бомбе. Период
Запаздывания воспламенения уменьшается с увеличением плотности
ВозДуха в бомбе и с увеличением температуры воздуха в бомбе.
10* 147
Весьма важно проследить совместное влияние давления и тем-
пературы воздуха в наиболее интересной для авиационного дизеля
обстановке—в условиях работы на разных высотах. Уменьшение
с высотой давления и темпе-
Фиг. 89. Запаздывание воспламенения в
зависимости отйначальпого давления воз-
духа,
ратуры наружного воздуха
влечет за собой увеличение
периода запаздывания воспла-
менения и должно привести к
более жесткой работе мотора.
На большой высоте при
планировании самолета (при
малых подачах топлива) вос-
пламенение в невысотном дви-
гателе или в двигателе, снаб-
женном только турбокомпрес-
сором, может выключиться;
чтобы включить двигатель в
работу, потребуется снижение
самолета до высоты, где плот-
ность и температура среды
обеспечат запуск. Такое явле-
ние может создать эксплоата-
ционные неудобства и требует
специального решения, в част-
ности, дополнительной установки ПЦН.
1_' Влияние наддува и дросселирования. Наддув повышает давле-
ние и температуру воздуха в цилиндре. Поэтому период запазды-
Заг.аздывание воспламенения 6
Фиг. 90. Запаздывание воспламенения в зависимости от плот-
ности воздуха при различных температурах воздуха.
вания воспламенения должен с наддувом сокращаться и плавность
хода мотора должна увеличиваться из-за уменьшения скорости
148
Фиг. 91. Запаздывание воспла-
менения в зависимости от дрос-
селирования воздуха на вса-
сывании.
нарастания давления при сгорании. Максимальное давление
вспышки не уменьшается, что объясняется сильным увеличением
давления конца сжатия при наддуве. Увеличение давления
наддува на 25% против атмосферного давления приводит к уве-
личению давления конца сжатия, примерно, на столько же про-
центов. Так как давление конца сжатия для дизеля без наддува
составляет 35—40 ат, то это давление возрастает при указанных
условиях на 8,5—10 ат. Рост давле-
ния в конце сжатия и является при-
чиной увеличения максимального дав-
ления вспышки в двигателе с наддувом
по сравнению с двигателем без над-
дува. Однако, как показывают испы-
тания, отношение максимального дав-
ления вспышки к давлению в конце
сжатия в двигателе с наддувом меньше,
чем в двигателе без наддува, что объяс-
няется сокращением периода запазды-
вания воспламенения.
При дросселировании падает дав-
ление и меняется (незначительно) тем-
пература воздуха; период запаздыва-
ния и скорость нарастания давления
увеличиваются; растет также отношение максимального давления
вспышки к давлению в конце сжатия, хотя сама величина макси-
мального давления и уменьшается сравнительно с незадросселиро-
ванным двигателем. На фиг. 91 показано увеличение периода за-
паздывания воспламенения с уменьшением давления всасывания
воздуха (опыты Брезе).
Если снять серию индикаторных диаграмм с двигателя при ра-
боте с наддувом и при дросселировании на всасывании, то указан-
нышвыше закономерности выявляются весьма отчетливо. Подобные
исследования проводили Боерледж и Брезе. Результаты, полученные
ими, показаны нафиг. 92 диаграммами, относящимися к одному и
тому же значению числа оборотов и к одинаковому моменту начала
впрыска. Наклонная линия, пересекающая диаграммы, проведена
через точки начала воспламенения и показывает увеличение периода
запаздывания при дросселировании и, наоборот, сокращение при
наддувез
149
Если для серии диаграмм, полученных с двигателя при наддуве
и дросселировании при постоянном моменте начала впрыска, опреде-
лить скорость нарастания давления, как тангенс угла наклона
линии сгорания к оси абсцисс и отложить скорости нарастания да-
вления в функции давления конца сжатия, то, как показано на
фиг. 93, получится кривая /, имеющая максимум при некотором опре-
деленном значении давления конца сжатия. Увеличение плавности
хода в правой части обязано наддуву и вызванному им сокраще-
нию периода запаздывания воспламенения; увеличение плавности
роста давлений в левой части обязано возрастающей скорости
поршня при чрезмерном увеличении периода запаздывания воспла-
Моненк.1.
Увеличение наддува двигателя вызывает увеличение среднего
индикаторного давления р;. Опыты показывают, что отношение
уменьшается с увеличением наддува двигателя. Уменьшение отно-
шения Psi pi означает выравнивание кривой крутящего момента и
Фиг. 93. Скорость нарастания давления в
зависимости от степени дросселирования.
ное давление вспышки. В последнее
снижение удельного веса
двигателя. Таким образом,
наддув в дизеле является
прекрасным средством уве-
личения мощности, увели-
чения равномерности хода
и уменьшения габаритов и
веса двигателя, а также
увеличения плавности раз-
вития давлений в цилиндре.
С точки зрения рабочего
процесса наддув в дизеле
не имеет ограничений; огра-
ничения могут возникнуть
только из соображений
прочности, поскольку при
данной степени сжатия при
наддуве растет максималь-
время широко распростра-
няется мнение о целесообразности применения в дизеле весьма высо-
кого наддува с одновременным уменьшением степени сжатия для
ограничения величины максимального давления вспышки. При этом
величина Ра/р£ уменьшается еще более и дизель становится по своим
данным более приспособленным для целей авиации. Однако сниже-
ние степени сжатия уменьшает к.п.д.*и ухудшает запуск двигателя
и работу его на малых нагрузках, поэтому такой метод наддува еще
нуждается в строгой эксплоатационной проверке.
Дросселирование воздуха на всасывании в дизелях, как правило,
не применяется. Между тем при работе авиадизеля в области малых
оборотов по винтовой характеристике, когда весьма сильно умень-
шается внешняя нагрузка на двигатель, дросселирование воздуха на
всасывании может в сильной мере способствовать устойчивой работе
дизеля. Подтверждением этому является авиационный дизель Пак-
кард, на котором впервые было применено дросселирование всасыва-
ния и выхлопа и который устойчиво работал при 250—300 об/мин.
150
Эффект дросселирования заключается в следующем. При дроссе-
лировании уменьшается весовое количество свежего заряда и воз-
растает доля остаточных газов, особенно если, кроме дросселирова-
Фиг. 94. Увеличение насосных потерь при
дросселировании всасыва-ия и выхлопа.
ния на всасывании, приме-
няется еще дросселирование
на выхлопе. ЬСроме того,
при дросселировании умень-
шается давление конца сжа-
тия, работа сжатия и макси-
мальное давление вспышки.
При дросселировании возра-
стает среднее давление Дд
насосных потерь, как это
видно из графика фиг. S4,
где сплошные линии относят-
ся к случаю работы без дрос-
селирования, а пунктирные
линии относятся к случаю
дросселирования одновре-
менно на всасывании и выхлопе. Увеличение насосных потерь при
определенной величине среднего эффективного давления имеет
Фиг. 95. Изменение ряда параметров ра-
боты мотора на малых числах оборотов
в зависимости от степени дросселирования
всасывания и выхлопа.
Фиг. 96. Изменение температур в
характерных точках цикла в пе-
риод сжатия и расширения в за-
висимости от степени дросселиро-
вания всасывания и выхлопа.
следствием увеличение среднего индикаторного давления. Вслед-
ствие увеличения среднего индикаторного давления и некоторого
уменьшения индикаторного к. п. д. из-за ухудшения условий
151
сгорания (влияние сокращения общего запаса воздуха и возра-
стания доли остаточных газов), порция топлива, впрыскиваемого
в цилиндр, увеличивается; это способствует устойчивости впрыска
и равномерности работы цилиндров двигателя из-за более равно-
Сойеряание кислорода вс
BcacbiBaeMON воздухе
Фиг. 67. Запаздывание воспламе-
нения при различном содержании
кислорода в воздухе для двух ве-
личин S.
мерной подачи топлива отдельными
насосными элементами. Уменьше-
ние р2 и увеличение рг при дрос-
селировании приводит к увеличе-
нию равномерности кривой крутя-
щего момента.Уменьшение весового
заряда воздуха и увеличение коли-
чества впрыскиваемого топлива
приводит к увеличению температу-
ры сгорания и расширения и способ-
ствует более устойчивому тепло-
вому состоянию двигателя на ма-
лы^ оборотах; запуск и прогрев
двигателя также облегчаются. На
графиках фиг. 95 и 96 показано
изменение всех вышеуказанных ве-
личин в зависимости от степени
дросселирования на всасывании,
при одинаковой степени дроссели-
рования на выхлопе. По мнению
автора дросселирование должно быть применено в авиационных
дизелях в области малых оборотов, как мощное средство обеспе-
чения устойчивой работы двигателя. Дросселирование проще всего
осуществить в четырехтактных дизелях с нагнетателем, у которого
на входе установлена за-
слонка.
Влияние концентра-
ции кислорода и приме-
сей в воздухе. Приба-
вление остаточных газов
к свежему заряду рав-
носильно разбавлению
концентрации кислорода
в воздухе; это особенно
сильно должно сказать-
ся при дросселировании
воздуха на всасывании.
Изменение концентра-
ции кислорода должно
отразиться не только на
го Z5 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100% С,
Фиг. 98. Влияние процентного содержания
кислорода в воздухе на период запаздывания
газойля (/=500° Ц, а=1,8).
мощности двигателя, но
и на скорости окислительных химических реакций до воспламе-
нения. Можно ожидать, что искусственное увеличение концен-
трации кислорода в камере сжатия должно привести к сокраще-
нию периода запаздывания; наоборот, уменьшение концентрации
кислорода должно увеличить период запаздывания. Это под-
тверждается и графиком фиг. 97, полученным Боерледж и Брезе
152
при испытании двигателя на разных степенях сжатия. Это подтвер-
ждается и испытаниями в бомбе. В частности, Паль, исследуя вос-
пламенение падающей капли в бомбе, наблюдал уменьшение пери-
ода запаздывания воспламенения с увеличением концентрации кис-
лорода (фиг. 98). Таким образом увеличение периода запаздывания
воспламенения при дросселировании на всасывании следует объяс-
нить не только уменьшением давления и отчасти температуры в
конце сжатия, но и уменьшением концентрации кислорода, вслед-
ствие относительного увеличения доли остаточных газов. На фиг. 99
показано изменение периода запаздывания воспламенения в зави-
симости от содержания остаточных газов в заряде (опыты прово-
дились в бомбе). По оси абсцисс отложено процентное количество
остаточных газов по отношению к количеству свежего воздуха; сле-
Фиг. 09. Зависимость периода запаздыва-
ния воспламенения от процентного со-
держания остаточных газов в воздухе
(р=30 am, t=580° Ц).
Фиг. 100. Влияние содержания
углекислоты в воздухе на период
запаздывания воспламенения.
довательно, 100% по оси абсцисс означают 50% свежего воздуха
и 50% остаточных газов. Г рафик показывает заметное влияние оста-
точных газов на период запаздывания воспламенения в области
больших значений доли остаточных газов. На фиг. 100 показана
зависимость продолжительности периода запаздывания воспламе-
нения от процентного содержания углекислого газа в воздухе для
различных средних индикаторных давлений (опыты Листа на ком-
прессорном тихоходном дизеле). Прибавление к воздуху водяных
паров в количестве до 120% от количества впрыскиваемого топлива
несколько увеличивает период запаздывания воспламенения; ма-
ксимальное давление немного уменьшается из-за увеличения коли-
чества инертных газов.
§ 31. Влияние эксплоатационных факторов
Влияние нагрузки и числа оборотов. При увеличении нагрузки
Двигателя возрастает общее тепловыделение в цилиндре; детали при-
обретают более высокую температуру. Если мощность мотора растет
вместе с числом его оборотов, то, кроме указанных выше обстоя-
тельств, имеет еще место увеличение вихревых движений воздуха
153
Фи:. ЮВлияние числа оборотов на запаз-
дывание воспламенения.
в камере сжатия и увеличение фактического давления распыливания
топлива. Все это благоприятно отражается на ходе подготовки топ-
лива к воспламенению и сокращает продолжительность периода
запаздывания воспламенения и период сгорания.
Ускорение физико-химических процессов подготовки топлива
к воспламенению и уменьшение периода запаздывания (в секундах)
с увеличением числа оборотов объясняются указанными выше обсто-
ятельствами и подтверж-
даются эксперименталь-
но. Факт уменьшения
периода запаздывания
воспламенения с увели-
чением числа оборотов
обусловливает возмож-
ность создания много-
оборотных бескомп рес-
сорных дизелей.
Фиг. 101 показывает
результат исследований
Девиса и Джиффена над
влиянием числа оборо-
тов на период запаздывания воспламенения (измеренный в секун-
дах и в градусах угла поворота коленчатого вала). В области
750—2000 об/мин. период'запаздывания в углах поворота колен-
чатого вала практически
остается постоянным.
Треттер провел исследо-
вание предкамерного дизеля
на 1350 об/мин. при различ-
ных средних эффективных
давлениях и для двух зна-
чений степени сжатия. Гра-
фик фиг. 102, составленный
по данным этих опытов, по-
казывает некоторое умень-
шение периода запаздыва-
ния воспламенения с увели-
чением ре и с увеличением
степени сжатия е. Тот же
результат получен и дру-
гими авторами, в частности
Бревсом(фиг. 103). Послед-
Фиг. 102. Период запаздывания воспламе-
нения предкамерного двигателя в зависи-
мости от нагрузки при двух значениях сте-
пени сжатия; п=1350 об/мин.; Vft=l,83 л.
ний измерял также продолжительность всего периода сгорания
при постоянном числе оборотов 500 в мин. в зависимости от на-
грузки (двигатель Моодаг-Крупп). Как показывают исследования об-
щий период сгорания возрастает почти пропорционально нагруз-
ке, что объясняется увеличением порции топлива и угла впрыска.
Совместное влияние нагрузки и числа оборотов двигателя по-раз-
ному сказывается на рабочем процессе в зависимости от внешней
нагрузки двигателя. При работе по внешней характеристике дви-
гателя в области меньших чисел оборотов продолжительность пе-
154
риода сгорания может несколько увеличиться из-за уменьшения фак-
тического среднего давления распыливания и уменьшения скорости
воздушного потока, но период запаздывания воспламенения и макси-
мальное давление вспышки практически остаются постоянными. Это
Подтверждается испытания-
ми авиадизеля ЮМО-4. При
работе по винтовой харак-
теристике период запаздыва-
ния воспламенения несколь-
ко возрастает с уменьшением
числа оборотов, вследствие
сильного падения мощности,
снижения температур дета-
лей и скорости движения
воздуха, но максимальное
давление вспышки падает,
так как сильно уменьшается
порция впрыскиваемого топ-
лива. На фиг. 104 показано
изменение средней скорости
нарастания давления и пе-
риода запаздывания воспламенения при работе на винтовой ха-
рактеристике (авиадизель ЮМ0’4).
Регулировка мощности дизеля осуществляется путем изменения
подачи топлива; следствием этого является изменение соотношения
Фиг. 104. Изменение средней скорости на-
растания давления и периода запаздывания
воспламенения по винтовой характеристике.
воспламенения в быстроходных дизелях, имеющих нормальную сте-
д сен.
0,00175- —
а. 5
5
| 0,00150-
I 4
§ 0,00125-
g 0,00100- -3
Крутящий полент М
Фиг. 103. Зависимость периода запазды-
вания воспламенения от нагрузки при
различных топливах.
впрыснутого в цилиндр топ-
лива и находящегося там
воздуха, т. е. изменение
коэфициента избытка воз-
духа а. При увеличении
мощности при постоянных
оборотах или при работе
мотора по винтовой харак-
теристике коэфициент из-
бытка воздуха падает. Не-
которые исследователи на
этом основании расчетным
путем устанавливают зави-
симость периода запазды-
вания воспламенения от коэ-
фициента избытка воздуха.
Такой путь исследования не
соответствует действитель-
ным условиям работы двига-
теля. Период запаздывания
пень сжатия, практически всегда короче периода впрыска топлива; по-
этому воспламенение начинается при большом избытке воздуха и при
различных соотношениях топлива и воздуха в разных точках камеры
сгорания. В противоположность двигателям со сжатием горючей
смеси, в дизелях коэфициент избытка воздуха в период впрыска
155
и сгорания не является постоянным ни по времени, ни по простран-
ству камеры. Поэтому нельзя представлять период запаздывания
как функцию коэфициента избытка воздуха, который характеризует
(в том виде, как он принят) только степень использования воздуха,
Фиг, 105. Влияние коэфициента избытка
воздуха а на время сгорания z„ и на время
т.р нарастания давления до максимума при
различных плотностях воздуха ув. Давле-
ние впрыскивания р(,=280 ат. Давление
затяжки пружины иглы р3=160 ат.
с
Фиг. 106. Вид индикаторных
диаграмм при нормальном, ран
нем и позднем опережении впры-
* ска.
но не условия воспламене-
ния и сгорания.
По опытам Вентце ля в
бомбе (фиг. 105) время пол-
ного сгорания топлива (z„) и
время достижения макси-
мального давления сгорания
(zp) с увеличением коэфициен-
та избытка воздуха умень-
шается.
Влияние опережения впры-
ска. Момент впрыска топлива
при всех прочих равных усло-
виях оказывает существен-
ное влияние на развитие ра-
бочего процесса — на период
запаздывания воспламенения
скорость нарастания давле-
ния, максимальное давление вспышки, полноту и своевременность сго-
рания топлива и, следовательно, на к.п.д. двигателя. В двигателе при-
ходится считаться с направлением и скоростью движения поршня в
начальный момент впрыска и после этого. Слишком ранний впрыск
имеет следствием малое давление и тем-
пературу в цилиндре в момент впрыска;
поэтому период запаздывания воспла-
менения может возрасти сравнительно
со случаем более позднего впрыска.
Одновременно, при продолжающемся
движении поршня к ВМТ и воспламе-
нении большой порции горючего, уве-
личивается скорость нарастания дав-
ления; максимальное давление вспыш-
ки достигает больших величин и
может иметь место даже полное сго-
рание топлива до ВМТ, с последую-
щим сжатием продуктов сгорания (так
называемая «петля» на индикаторной
диаграмме). При слишком позднем
спрыске (после ВМТ) начальные усло-
вия в цилиндре (давление и темпера-
тура) более благоприятны для воспла-
менения, но обратное движение поршня и связанное с этим быстрое
падение давления и температуры воздуха в цилиндре замедляют
течение предпламенных процессов и приводят к увеличению периода
запаздывания воспламенения. Скорость нарастания давления и мак-
симальное давление вспышки при этом резко падают, вследствие
возрастающей скорости обратного движения поршня на ходе рас-
156
Фиг. 107. Влияние угла”опережения’впрыскиваниЯ на про-
цесс сгорания.^
УделйнЬ/й расход топлиба ггол.с.ч
Фиг. 108. Диаграмма зависимости удельного расхода топлива и рабо-
чего процесса от угла опережения впрыска. Двигатель Заурер;
п=1000 об/мин.
157
ширения. Процесс развивается очень плавно, но слишком поздно,
поэтому сгорание протекает с меньшими скоростями и с меньшей
эффективностью, к.п.д. двигателя сильно падает.
На фиг. 1С6 показаны наложенные друг на друга три индикатор-
ные диаграммы, соответствующие:
опережения впрыска до ВМТ
Фиг. 109. Зависимость периода запаа-
дывания воспламенения, максимального
давления вспышки и максимальной ско-
рости нарастания давления от угла опе-
режения впрыска; двигатель Заурер;
п= 1600 об/мин. ।
1 — нормальному, 2 — слишком
раннему и 3 — слишком поздне-
му моменту впрыска топлива в
цилиндр. Более отчетливо вид-
но влияние опережения впрыс-
ка на процесс сгорания в дви-
гателе, если индикаторные диа-
-граммы представить в коорди-
натах: давление—угол поворота
коленчатого вала. На фиг. 107
представлена серия индикатор-
ных диаграмм, полученных Рот-
роком на двигателе с наддувом,
при различных опережениях
впрыска. Кривые 424 и 415 по-
лучены при слишком большом
опережении впрыска и показы-
вают жесткую работу двигате-
ля и высокое давление вспыш-
ки. Наилучшими по плавности
и по коэфициенту полезного дей-
ствия следует считать диаграм-
мы 411, 409 и особенно 407; воспламенение здесь начинается около
ВМТ. Диаграммы 398, 396 и 394 соответствуют чрезмерно поздне-
му впрыску. Давления при- сгорании нарастают круто, так как
влияние обратного движения поршня еще не сказалось. Макси-
мальное давление вспыш-
ки очень невелико, но
к.п.д. резко ухудшается.
Автор исследовал влия-
ние опережения впрыска
на вид индикаторной диа-
граммы ина удельный рас-
ход топлива. На фиг. 108
приводятся полученные
автором на двигателе Зау-
рер диаграммы зависимо-
сти рабочего процесса и
удельного расхода топли-
ва от опережения впрыс-
ка. Наивыгоднейший рас-
ход получается в том слу-
чае, когда воспламенение
Фиг. 110. Влияние температуры охлаждаю-
щей двигатель воды на момент начала воспла-
менения топлива.
происходит вблизи ВМТ; более ранний
впрыск вызывает увеличение давления вспышки.
На фиг. 109 показана зависимость периода запаздывания вос-
пламенения, максимальной скорости нарастания давления и мак-
симального давления вспышки от угла опережения впрыска, полу-
158
ценная автором на двигателе Заурер при 1600 об/мин. и при постоян-
ной температуре охлаждающей воды на входе и на выходе.
Влияние теплового состояния двигателя. Ротрок исследовал влия-
ние опережения впрыска на момент начала воспламенения при
различных температурах
воды в рубашке двигате-
ля, или, иначе, при раз-
личном тепловом состоя-
нии двигателя (фиг. ПО).
Исследования эти подтвер-
ждают, что период запаз-
дывания воспламенения за-
висит от опережения впры-
ска; кроме того, эти иссле-
дования установили, что
период запаздывание вос-
пламенения сокращается
при увеличении темпера-
туры воды в рубашке. Пи-
шингер показал, что пе-
риод запаздывания воспла-
менения у предкамерного
двигателя зависит от угла
Фиг. 111. Период запаздывания воспламене-
ния предкамерного двигателя при горячей и
сильно охлаждаемой форкамеое;
п= 1000 об/мин., VJt= 1,0 л., в= i9k
опережения впрыска (фиг. 111). В хо-
лодном двигателе период запаздывания воспламенения увеличи-
вается, вследствие чего необходим больший угол опережения
впрыска. Треттер измерял период запаздывания воспламенения трех
предкамерных дизелей Дейц, одинаковой конструкциями с одинако-
Фиг. 112. Зависимость периода запаздывания воспла-
менения от нагрузки для трех двигателей Дейц оди-
наковой конструкции, но различной размерности.
вой степенью сжатия, но с различным рабочим объемом цилиндра
При одинаковой температуре охлаждающей воды и воздуха на вса-
сывании увеличение литража цилиндра уменьшает период запазды-
вания воспламенения (фиг. 112); это объясняется более напряжен-
ным тепловым состоянием двигателя большой размерности с относи-
тельно меньшей поверхностью охлаждения.
159
ГЛАВА VI
ТОПЛИВО ДЛЯ ДИЗЕЛЕЙ
§ 32. Физико-химические константы топлива
Тихоходные стационарные и судовые дизели нетребовательны
к качеству топлива. Они надежно работают на жидких топливах неф-
тяного, каменноугольного, сланцевого, растительного и животного
происхождения с различным удельным, весом и разной вязкостью.
Имеются дизели, работающие на газообразном топливе; проводились
не совсем, правда, успешные опыты по сжиганию в дизеле твердого
пылевидного топлива (двигатель Павликовского).
Быстроходные дизели более требовательны к топливу. Это
объясняется главным образом тем, что вследствие большого числа
оборотов время, располагаемое для сгорания топлива в быстроход-
ном дизеле, уменьшается в 10—20 раз сравнительно с тихоходным
дизелем. Размеры топливной аппаратуры (насоса, форсунки, трубо-
проводов) значительно уменьшаются; аппаратура также предъя-
вляет свои требования к топливу.
В автомобильных и тракторных дизелях применяются менее высо-
кие сорта топлив; в авиационных дизелях, ввиду напряженности
их рабочего процесса и необходимости обеспечения более надежной
работы, применяется топливо}наивысшего качества. В Германии, где
нефтяное топливо импортируется, но имеется много бурых и камен-
ных углей, в быстроходных дизелях предкамерного типа, предназна-
ченных для наземного транспорта, применяются каменноугольные
и буроугольные смолы. Для авиационных дизелей применяется
только жидкое топливо, полученное из нефти.
Нефть представляет собой жидкость со специфическим запахом;
цвет ее различен: от светлокоричневого до черного; встречаются
и светлые нефти. Удельный вес сырой нефти составляет в среднем
от 0,80 до 0,S0, хотя имеются и более легкие нефти (уд. вес до 0, 73)
и более тяжелые (уд. вес до 0,97). Нефть содержит в себе различные
углеводороды, начиная от простейших, легких (малоатомных) и кон-
чая сложными, тяжелыми (многоатомными). Легкие углеводороды
имеют низкую температуру кипения, тяжелые углеводороды—•
высокую.
Ниже дается графическая схема (фиг. 112а) прямой перегонки
нефти. В табл. IV даны главнейшие характеристики различных
фракций нефтей по ОСТ.
160
_ 1 Основные данные, кроме солярового масла, взяты из «Технических норм нефтепродуктов», изданных Государственной
2 нефтяной инспекцией, 1940 г.
Авиационный дизель должен надежно оксплоатироваться в раз-
личных климатических зонах. Для удобства'эксплоатации топливо
должно обладать достаточной текучестью при низких температурах.
Следовательно, температура застывания авиадизельного топлива
должна быть ниже тех температур воздуха, которые могут встретиться
в эксплоатации зимой или в северных широтах. Кроме того,топливо
должно хорошо фильтроваться во избежание засорения отверстий
форсунок и быстрого износа насоса и форсунки; для этого топливо
должно иметь малую вязкость. Этим требованиям отвечает газойль,
смеси газойля и керосина и чистый керосин. Керосин и, в особен-
ности, газойль обладают достаточными смазывающими способ-
ностями, что позволяет впрыскивающей аппаратуре работать на-
дежно.
Газойли и керосины, полученные из разных нефтей, имеют различ-
ную химическую структуру. Для авиационных дизелей употребляют
Фиг. 112а. Схема прямой перегонки нефти.
топлива, полученные из определенных нефтей и отличающиеся боль-
шой склонностью к самовоспламенению.
При детальном лабораторном исследовании топлива определяют:
удельный вес, теплотворную способность, элементарный состав,
вязкость, фракционный состав, температуры вспышки, воспламене-
ния и самовоспламенения, содержание воды, механических примесей,
серы и золы, коксуемость, нейтральность, температуру застывания.
Независимо от этого специальным испытанием определяется пригод-
ность топлива для двигателя. Наконец, обязательно знание место-
рождения нефти, из которой получено топливо.
Удельный вес. Удельный вес является важной характеристикой
топлива. Зная месторождение нефти, можно по удельному весу
быстро убедиться в том, что топливо имеет нужные для двигателя
свойства. Удельный вес газойля колеблется в пределах от 0,84
до 0,88. Газойли отдельных нефтей имеют более узкие пределы значе-
ний удельного веса. Керосины имеют удельный вес 0,820—0,836.
Удельный вес солярового масла 0,86—0,89. Удельные веса определя-
ются при температуре+20°. Если при контроле температура топлива
не равна +20°, а равна, например/°Ц, то замеренную при темпера-
162
" ---------------------------------
туре t величину удельного веса ут приводят к температуре +20°
по формуле
Узо Тг+ 0,00068 (Г-20).
Теплотворная способность. Теплотворная способность опреде-
ляется числом калорий тепла, которое выделяет 1 кг топлива при
полном сгорании. Если продукты сгорания охлаждаются до началь-
ной температуры (до температуры окружающего воздуха), то водяные
I пары, содержащиеся в продуктах сгорания, конденсируются и кало-
, рммстр регистрирует также некрытое тепло парообразования. В этом
случае измеряется полная теплопроизводительность,
или, как принято говорить, высшая теплотворная способность топли-
ва. Если продукты сгорания сохраняют высокую температуру (как
это имеет место в двигателях внутреннего сгорания), то скрытое
I тепло образования водяных паров не выделяется, и фактически заме-
ренное количество тепла при сгорании будет меньше, чем в первом,
случае. Теплопроизводительность 1 кг топлива, определенная в усло-
виях, когда скрытая теплота образования водяных паров не учиты-
вается, называется низшей теплотворной способностью. Низшая
теплотворная способность 1 кг газойля и керосина равна
10 200—10 500 кал. Знание величины теплотворной способности
топлива нужно для определения баланса тепла и коэфициента полез-
ного действия мотора. Кроме того, теплотворная способность также
является средством контроля топлива.
Элементарный состав. Пренебрегая содержанием золы, воды и меха-
нических примесей, количество которых в топливе, как будет видно
из дальнейшего, невелико, можно считать, что топливо состоит из раз-
личных углеводородов; кроме того, в топливе содержится небольшое
количество кислорода, азота, серы. Целью определения элементар-
ного состава топлива является установление весового процентного
содержания углерода С, водорода Н, как главных составляющих эле-
ментов топлива, серы S и прочих элементов, обычно приписываемых
в расчетах к кислороду От. В соляровом масле, газойле и керосине
содержится в среднем 85,5—86,5% углерода, 13,0—13,5% водорода
и прочих элементов не более 1—2%.
Знание элементарного состава топлива необходимо при испы-
таниях двигателя, если нужно определить состав продуктов сгора-
ния, количество теоретически необходимого воздуха, коэфициент
избытка или степень использования воздуха, баланс тепла в двига-
теле .
Вязкость. Под вязкостью понимают внутреннее трение частиц
жидкости при их движении друг относительно друга. Вязкость зави-
сит от сил сцепления между молекулами; чем больше эти силы сце-
пления, тем больше вязкость жидкости. О вязкости жидкости судят
по времени, необходимому для истечения определенного количества
жидкости, при определенной температуре, из стандартного сосуда
с отверстием. За техническую единицу вязкости принимают вязкость
Дестиллированной воды при 20° Ц в вискозиметре Энглера. Вязкость
Дестиллированной воды в аппарате Энглера представляет время
в секундах, которое необходимо для истечения из аппарата 200 см3
воды при 20° Ц. Эта величина равна 1° по Энглеру. Отношение
n* 1G3
времени истечения другой жидкости ко времени истечения дестилли-
рованной воды представляет вязкость данной жидкости в градусах
Энглера.
Вязкость авиадизельных топлив должна быть в пределах 1,2—
2,0°Э при температуре в 20° Ц и 2,0—4,0° Э при температуре 0° Ц.
В последнее время в стандартах дается кинематическая вязкость,
измеряемая в стокс ах. Кинематическая вязкость определяемся
в аппарате Оствальда.
Вязкость в комбинации с удельным весом может косвенно харак-
теризовать содержание парафиновых углеводородов в топливе. Так
как содержание парафиновых углеводородов определяет способ-
ность топлива к воспламенению, то цифры вязкости и удельного веса
могут служить средством косвенной оценки качества топлива.
Фракционный состав. Исследование фракционного состава топлива
позволяет установить объемное процентное содержание углеводо-
родов, выкипающих в определенном интервале температур. В резуль-
тате испытаний можно построить кривую зависимости объема испа-
рившегося топлива от температуры. Такая кривая называется кривой
разгонки. ,
В бензиновых моторах фракционный состав топлива имеет особое
значение, так как именно этой характеристикой определяются пуско-
вые качества и испарение топлива во всасывающем трубопроводе,
а также приемистость мотора. В быстроходных дизелях до последних
лет фракционному составу не придавали большого значения, так как
предполагалось, что топливо в двигателе не успевает испариться
и сгорает главным образом в жидком виде. Кроме того, было устано-
влено, что различные топлива с одинаковыми кривыми разгонки
по-разному ведут себя в двигателе и, наоборот, при различных фрак-
ционных составах одинаково проявляют себя в двигателе. Однако за
последние годы взгляд на процесс воспламенения топлива в двигателе
изменился; как мы уже указывали, есть много оснований предпола-
гать, что значительное количество топлива испаряется до воспламе-
нения. Затем экспериментальным путем было установлено, что топ-
лива с одинаковым удельным весом, но с различным фракционным
составом по-разному сгорают в двигателе. Поэтому в настоящее время
в технические нормы на дизельное топливо включается фракционный
состав. Для авиадизельного топлива можно установить следующие
нормы фракционного состава:
начало кипения
10% выкипает при температуре
60% » » »
95% » » »
. . . .180—220°Ц и не выше 230°
.................. » » 240°
........ . . » » 300°
. . . . » » 360°
На фиг. 113 приведены кривые фракционной разгонки газойля,
солярового масла, керосина и для сравнения бензина.
Температура вспышки. Под температурой вспышки понимается
та наименьшая температура топлива, при которой количество испа-
рившихся наиболее легких фракций может образовать над поверх-
ностью топлива горючую смесь с воздухом, способную воспламениться
от постороннего источника пламени. Так как скорость испарения
при этой температуре недостаточна для поддержания горения, то
горючая смесь после вспышки гаснет.
164
Температура воспламенения. Температура воспламенения — наи-
низшая температура топлива, при которой горючая смесь паров
топлива и воздуха над топливом вспыхивает от источника пламени,
причем после вспышки горение не прекращается, а поддерживается
благодаря испарению топлива.
Температуры вспышки и воспламенения не характеризуют пове-
дения топлива на моторе. Эти величины определяют только пожар-
ную опасность. Чем выше температура вспышки и воспламенения,
тем менее опасно топливо в пожарном отношении. Температура
вспышки бензина равна —25СЦ и ниже; температура вспышки газойля
4-65° Ц и выше. Дизель, работающий на газойле, в по-
жарном отношении менее опасен, чем мотор, работающий на бензине.
Температура самовоспламенения. Под температурой самовоспла-
менения понимается та наименьшая температура нагрева топлива,
при которой в условиях опыта оно воспламеняется без постороннего
пламени и горит. Темпе-
ратура самовоспламенения
зависит от условий опре-
деления, испытания: от
среды (воздух или чистый
кислород), от величины
давления, от устройства
испытательного прибора.
Дизельное топливо дол-
жно обладать возможно
меньшей температурой са-
мовоспламенения. В этом
случае период запаздыва-
ния воспламенения будет
Фиг. 113. Кривые фракционной разгонки
топлив.
коротким и сгорание в
двигателе будет протекать
более плавно.
Содержание воды. Присутствие воды в топливе нежелательно.
Во-первых, это понижает теплотворную способность единицы веса
горючего, залитого в баки. Во-вторых, на испарение воды затра-
чивается тепло, значительная часть которого отнимается от топлива
бесполезно, так как продукты сгорания удаляются из цилиндра при
высокой температуре и водяные пары не конденсируются. Присут-
ствие влаги в топливе может привести к коррозии деталей впрыски-
вающей системы, а зимой может привести к образованию льда в топлив-
ной системе и к нарушению питания двигателя. По этим и вышеука-
занным причинам воды в дизельном топливе не должно быть.
Небольшое содержание воды в топливе не мешает процессу сгорания.
В так называемых нефтянках — двигателях с небольшой степенью
сжатия (3,5—4,5) с калильной головкой, служащей для целей воспла-
менения, в цилиндр впрыскивают воду для поддержания температуры
накаленной головки в определенных наивыгоднейших пределах,
и это ни в какой степени не мешает сгоранию топлива. Наоборот,
наличие водяных паров в воздухе или небольшой примеси воды в то-
пливе оказывает каталитическое действие на реакцию полного
окисления углерода.
165
Содержание механических примесей. Механические примеси
в дизельном топливе недопустимы, так как наличие их влечет за собой
износ топливного насоса и форсунки, засорение отверстий форсунки;
возможно даже заедание плунжера во втулке насоса или иглы форсун-
ки в корпусе сопла. Так как условия транспортировки и хранения
топлива не могут гарантировать отсутствия механических примесей,
топливо перед заливкой в баки необходимо тщательно фильтровать;
независимо от этого в топливной системе моторной установки должна
быть предусмотрена дополнительная фильтрация горючего.
Содержание серы. Топлива нефтяного происхождения могут содер-
жать серу и сернистые соединения. Заметное количество серы (в сред-
нем 0,5%) содержится в нефтяных остатках. В бензцне, керосине
и газойле серы обычно содержится не более 0,05—0,15 В отдельных
нефтях и их продуктах серы может быть и больше. Присутствие
серы в топливе не вызывает опасений; опыты по сжиганию в быстро-
ходных дизелях топлив с содержанием серы до 2% по весу показали,
что сера не влияет на работу двигателя. При наличии серы выхлоп-
ные газы имеют неприятный запах. Опасения, что сернокислый газ
в продуктах сгорания может в соединении с водой дать серную кислоту
и вызвать разъедание деталей камеры сгорания и поверхности цилин-
дра практически не подтверждаются. С точки зрения коррозии пред-
ставляют опасность могущие быть в топливе различные сернистые
соединения и, особенно, меркаптаны. Гарантируемое нефтяной про-
мышленностью содержание серы в газойле не более 0,20% вполне
удовлетворяет условиям работы мотора.
Содержание золы. Зола представляет собой твердые минеральные
негорючие примеси в топливе. Большое количество золы может вы-
звать износ топливной аппаратуры и зеркала цилиндра; в дизель-
ном топливе содержание золы не должно быть более 0,01 % по весу.
Коксообразование. Выделение смол. Дизельное топливо, подобно
смазочному маслу, может содержать смолы и асфальты, которые
образуют кокс. О склонности топлива к нагарообразованию и отложе-
нию кокса судят косвенно по коксовому числу путем испытания топли-
ва в аппарате Конрадсона. По американской спецификации содер-
жание кокса по Конрадсонуне должно превышать 0,2%. Этой норме
удовлетворяют газойли и керосины большинства советских нефтей.
При известных условиях в цилиндре дизеля образуется лаковая
пленка, состоящая из прозрачного, слегка окрашенного в желтова-
тый цвет вещества, не растворяющегося в бензине и керосине. Лак
быстро твердеет и прочно пристает к поверхности поршня, на грибке
клапана, на поршневых кольцах. Если во-время не обнаружить при-
сутствия лака, то возможно прихватывание колец в канавках поршня
со всеми неприятными последствиями. Лакообразование наблюдается
только в том случае, если по тем или иным причинам в цилиндре
не получается вспышки. Тогда под влиянием кислорода воздуха,
при повышенных его температурах от сжатия, происходит процесс
неполного окисления топлива, выделение смол и образование лака-
Если неработающий цилиндр заставить работать, то образовавший-
ся лак, еще неуспевший затвердеть, выгорает и состояние деталей
цилиндровой и поршневой группы после остановки будет удовлетво-
рительное. Не все топлива склонны к лакообразованию.
1G6
изико-химические константы некоторых дизельных топлив
-9
Пс, aiTodoir -ЗИМ S Льне ОН иинанэивииэопои -вз EdXiedauwaj, .g 1 Й S 1 S 1 g 1 1 ? 12 II СМ СМ СМ CM CM СМ СМ
По кпнанэиигиэоя I’dAiBdauwajL 132 1 90 103 90 98
По "LT'W он имппчиэя t’dAiedoHwajL с О -ф тг СО Ф О Г- — X Ф С> ОО О СМ Ф — СМ О г- О О О X см с
Фракционная разгонка Выкипает в % по объему \О \О С " о ^1С, СМ О О СМ -тГ Г- СО Ф Ф г— о - - - - - - Q-, - ф - - - ~ I СО г© см со * Ф Г- I ю г Ф Ф Ф XI ’-Г Г- X О) X О г*- х х о* ф со со
до до 250° 300° о Ю СО О CD — о ио г- — >о ст -ё 1 о ст о 1 ст । х СО СО t"- см »П Ь- С Ю г- Ф
о О СМ ОФ Г- -,о 1 х 1 1 1 х' 1 1 1, -Р 1 &=' см — см см _ X о к[
Начало кипения И о — о , ИО О | Ф СО О Ю СО Ф Ф ф£? СО Ф СО Ф ф Ю — D> — Ф СМ ” — СМ 1 СМ СМ —" —' СМ СМ СЧ — — „ Kt 1
гл/кта чюон -дозопэ KBiidoax -Oimaj. ввшсиц О — СО О О Ф Ф Ю о СОСО СМ — О СО S 1 S 3 ISIS 1 S S S < »—< —• ' •— —‘
Элементар- ный состав в % по весу I X СМ ф со ко ФИО ю г- со гч со <М 1 е$ 1 со 1 1 со со 1 V—- *— *—
- 1П г~* ко со ф Ф КО Ф СО ТГ г— to | о t~ | кс 1 >о I I to ® 'fl XXX X X XXX
Удельный вес кг л 2 Й ь.-2 S s S 2 | S Ь s s- g OS «г-S S *c»^SS^SS rf Q. E. S. Q. Q-q.B-Q.S.S'C.Q. °" O. = c Cc Cc-ecEcc c к CO r- r-л CO KO _ Ф o o CM Q} co Zi Ф 01'0 §53 — ctSJ^^SSctcm 2$C4 S 8 ® X g 00 X =0 °° x oo CO. S о o“ ° o' o' ° o' ° ° o' ° ° о °
Наименование топли ва Газойль балаханский Газойль тяжелый балахан- ской нефти Газойль биби-эйбатский Газойль биби-эйбатский легкий Газойль кара-чухурский Газойль бинагадинский » » » сураханский » » Газойль грозненский Газойль доссорский Керосин грозненский па- .раф. нефти Керосин доссорский ) Керосин тракторный 1 сорт
doll OU -—см С© ФФГ- хоо — см со
167
Продолжение табл.
Примечание 1 27.6 Панные топлив 1. 8 6. R и 12 -по Мелькумову; то- пливо 14 по ОСТ 6460. Данные топлив 2, 5,-7, 9 и 10 по Гольдштейну и Бернштейну. ’ Данные топлив 4, 11 и 13 1 по Толстому. 6,4 27.35 м с
Химический состав в % по весу аониф -Bdeu 47,36 О о со * о 1 ю
аонэ±фвн 8 43,0 74.2 69,7 ' 57.8 ОС г- о — со оо
SOMIIJL -вюобв 1Г 9.64 23,5 23.9 14.85 -*Г об о? 1
% Лноэ -TEdHOyi Ou ЭМО}[ с с СО СЧ О LQ сч сч со еч — еч со — со о со о о о с. о о о о о осоооо X X с ю о — 1 С о
% иэаюисЗи аимэаьинвхэод £ 8 С с 0,00045 0,015 0,00015 0,00065 0,00045
% виое с* о о GO «о сч I о со 1 о с о о 0,002 0.0025 - 6,0007 0,0085
Вязкость • Энглеру о СЧ о «О 1 2.85 — “Г 1,75 — _ — 2,14 1,71 । - 1,46 1,67 — 1.52 1,6 1,29
— О С По ИИ1 cdKi о О IB0NXOBE Bdauwax 1 со 1С 1 -52 Г 9,8 — 18 —57 ' — —60 —60 2,1 -28 — —13 2.2 +6 г о 1 - L- 91 -
| Наименование топлива 1 Газойль балаханский Газойль тяжелый балахан- ской нефти Газойль биби-эйбатский Газойль биби-эйбатский легкий Газойль кара-чухурский Газойль бинагадинский » » » сураханский » » Газойль грозненский Газойль доссорский Керосин грозненский па- раф. нефти Керосин доссорский, Керосин тракторный I сорт
dou ou еч со w С Г"* 00 С о — сч со
168
Нейтральность. Топливо должно быть нейтральным, т. е. не содер-
жать кислот и щелочей, которые могут вызвать коррозию деталей.
Температура застывания. Под температурой застывания понимают
ту температуру, при которой топливо теряет текучесть. Температура
застывания должна быть достаточно низкой для обеспечения тече-
ния топлива по трубам при всех условиях эксплоатации мотора.
При низких температурах зимою после остановки двигателя, а иногда
и во время работы, если топливо имеет высокую температуру засты-
вания, фильтры забиваются, прекращается движение топлива
по трубопроводам и двигатель не запускается или после запуска
останавливается. Эти явления наблюдаются при температуре на
б—10° выше температуры застывания. Для обеспечения надежной экс-
плоатации в зимних условиях необходимо, чтобы авиадизельное топ-
ливо имело температуру застывания—40—50° Ц и даже—50—60° Ц.
В табл. V приведены физико-химические константы различных
топлив.
Групповой химический состав. Перечисленные выше физико-
химические параметры, характеризующие топливо, не определяют
полностью его пригодность для двигателя. Способность топлива
к воспламенению в двигателе представляет весьма важную характери-
стику, которая должна быть установлена дополнительными специаль-
ными исследованиями. Одним из способов оценки качества топлива
могло бы быть определение структуры отдельных углеводородов,
составляющих в сумме топливо. Этот способ чрезвычайно громоздкий
•и пока еще не разработан. Более простым является способ группового
химического анализа, в результате которого определяется общее
количество ароматиков, нафтенов и парафинов, содержащихся в
топливе. Такой метод группового анализа химического состава
топлива применяется в лабораторной практике; он дает удовлетвори-
тельные результаты только при определении ароматиков; нафтены
и парафины определяются ориентировочно. Сопоставление данных
испытания различных топлив на двигателях с данными лаборатор-
ного исследования группового химического состава топлив дает удо-
влетворительные результаты: топлива, содержащие по групповому
анализу больше ароматиков, имеют больший же период запазды-
вания воспламенения на двигателе. Такое соответствие результатов,
установленное рядом исследований (Ле Мезюрье и Стенсфилд,
автор и др.), позволяет относиться к методу группового анализа
химической структуры топлива с известным доверием. В табл. V наря-
ду с целым рядом констант для некоторых топлив дан и групповой
химический состав углеводородов.
§ 33. Методы оценки качества топлива
Тесная связь между химической структурой углеводородов
топлива и характером развития давления в цилиндре быстроходного
Дизеля была отмечена многократно. Период запаздывания воспламе-
нения в двигателе при прочих равных условиях определяется свой-
ствами топлива и не зависит от конструкции камеры сгорания двига-
теля. Однако характер изменения усилий, действующих на поршень,
и величина угла сгорания топлива во многом определяются конструк-
169
имей двигателя, законом подачи топлива, способом смесеобразования
и другими факторами. Испытаниями было установлено, что топливо,
сгорающее неудовлетворительно в двигателе одной конструкции,
может вполне успешно сжигаться в двигателе другой конструкции.
Поведение топлива в двигателе с достаточной полнотой можно оце-
нить лишь несколькими параметрами. Методика оценки топлива
должна быть проста и доступна для широкого применения; получае-
мая по этой методике классификация топлив должна полностью соот-
ветствовать реальным характеристикам поведения топлив в эксплоа-
тационных условиях; должна быть обеспечена сходимость и повторяе-
мость результатов испытаний.
До настоящего времени еще нет общепринятого стандартного мето-
да оценки качества дизельного топлива. Все предложенные до сего
времени методы оценки качества дизельного топлива можно разде-
лить на две группы: а) моторные методы, основанные на испытаниях
топлив на стандартном одноцилиндровом моторе в стандартных усло-
виях; б) лабораторные методы, основанные на определении физико-
химических констант топлива.
В качестве эталона для оценки качества горючего можно выбрать
два углеводорода в чистом виде, один из которых, с точки зрения
воспламенения в дизеле, является наилучшим топливом, а вто-
рой—наихудшим. Смеси этих углеводородов в различных пропор-
циях могут служить исходным стандартом для оценки дизельного
топлива. Этот метод вполне сходен с методом оценки легких топлив
октановым числом.
В качестве компонентов для составления первичной шкалы
оценки качества топлива вначале, по предложению Боерледж и
Брезе, были выбраны цетен и мезитилен. Цетен представляет собой
алифатический углеводород С1вН32 (структуру см. стр. 129). Цетен
легко воспламеняется в дизеле. Мезитилен (С9Н12) принадлежит
к ароматическим углеводородам с прочной кольцевой структурой
и весьма трудно воспламеняется в дизелях. Структурная формула
мезитилена следующая:
н
I
н
Цетен и мезитилен охватывают с точки зрения воспламеняемости
все сорта дизельных топлив и могут поэтому дать основную срав-
нительную шкалу для оценки качества горючего. Приняв за основу
эти углеводороды, можно выразить качество топлива, так называе-
мо
мым, цетеновым числом. Цетеновое число данного образца топлива
представляет число, показывающее процент содержания цетена
в "смеси с мезитиленом, эквивалентной испытываемому топливу по
определенному принятому признаку, характеризующему свойства
воспламеняемости (например по периоду запаздывания воспламе-
нения и др.).
Позднее мезитилен был заменен другим углеводородом, а имен-
но, а-метилнафталином (С10Н7СН3), относящимся к ароматикам.
трудно воспламеняющимся в дизелях. В настоящее время в США,
вместо трудно добываемого и дорогостоящего цетена в стандартную
смесь вводят легко воспламеняющийся углеводород цетан (С,вН34)
и оценивают качество топлива цетановым числом. Таким образом
в настоящее время стандартными компонентами смеси для получения
первичной сравнительной шкалы для оценки качества горючего
являются цетан и а -метилнафталин. В табл. VI приведены некото-
рые константы цетана и а-метилнафталина по Ренделю.
Табли ца VI
Константа Цетан а-метилнафта- лин
Удельный вес при 15,5° LJ Температура кипения, ° Ц Температура застывания, °Ц 0.775 285- -290 + 16 1,025 243 -22
Вместо стандартных углеводородов—цетана и а-метилнафталина,
дающих первичную шкалу, можно получить вторичную шкалу с помо-
щью двух других, более распространенных топлив или углеводородов,
проверенных и периодически контролируемых по основной первич-
ной шкале.
Общество по исследованию топлива для дизелей (США) в качестве
вторичных эталонных топлив применяет газойль прямой гонки нефти,
полученный из определенного участка южной части штата Иллинойс
и коммерческий метилнафталин (смесь а-.и р-метилнафталина).
§ 34. Моторные методы
Метод периода запаздывания воспламенения. Моторный метод
оценки качества дизельного топлива впервые был предложен Боер-
ледж и Брезе (Дельфт, Голландия). За базу оценки качества топлива
Боерледж и Брезе приняли продолжительность периода запаздыва-
ния воспламенения.
Непосредственное определение периода запаздывания довольно
сложно, так как требует точного значения момента начала впрыска
топлива в цилиндр и момента воспламенения, поэтому был разрабо-
тан способ косвенного определения периода запаздывания.
Как мы уже указывали, период запаздывания воспламенения
возрастает по мере дросселирования воздуха и сокращается с увели-
чением .наддува. Было найдено, что если соединить точки, соответ-
ствующие началу воспламенения, в серии диаграмм при наддуве
f
171
и дросселировании, относящихся к одному произвольному топливу,
то получается плавная кривая, названная кривой запаздывания
(фиг. 92). Было доказано, что между периодом запаздывания 8
и давлением в конце сжатия рс имеется гиперболическая зависимость
Фиг. 114. Характер кривых запаздыва-
ния воспламенения в серии диаграмм
при наддуве и дросселировании.
рс8 = const
и сама кривая замедления
представляет гиперболу с ося-
ми координат рс и 8 (фиг. 114).
Метод Боерледж и Брезе
заключается в следующем: с
двигателя снимают две диа-
граммы—одну при полном от-
крытии дросселя на всасыва-
нии и при давлении рс в конце
сжатия, другую при дроссели-
ровании так, чтобы давление
в конце сжатия равнялось бы
0,5 рс. Период запаздывания
воспламенения при давлении
0,5 рс должен быть вдвое боль-
ше периода запаздывания вос-
пламенения при давлении рс,
поэтому разность между периодами запаздывания при 0,5 рс и рс будет
равна действительному периоду запаздывания при давлении рс
(фиг. 115 и 116). Стандартными давлениями конца сжатия были
приняты 30 и 15 ат (двигат'ель Томассен, 40 л. с., 250 об/мин.).
Таким образом можно определить период
запаздывания воспламенения любых топ-
лив и любых смесей двух эталонных
Фиг. 115. Измерение пе-
риода запаздывания по
теоретической кривой за-
паздывания.
Фиг. 116. Косвенное измерение периода за-
паздывания. А—кривая запаздывания.
топлив, например, цетена и а-метилнафталина и получить первич-
ную шкалу для цетеновсго числа.
Метод снятия двух диаграмм сложен и не получил распростра-
нения.
Фирма Socony WacuumOil С° (США) применяет следующий метод
определения периода запаздывания и цетенового числа топлива.
В отверстие головки вставляется особая диафрагма, с наружной
стороны которой поддерживается постоянное давление, превышающее
давление конца сжатия на 3,515 кг/см2. На конце иглы форсунки
устанавливается контакт. Как только игла поднимается контакты
172
на конце форсунки соприкасаются и по электрической цепи, в которую
включается также и уравновешивающая диафрагма, протекает ток.
Течение тока продолжается до тех пор, пока повышение давления
в цилиндре, вследствие воспламенения топлива не деформирует
диафрагму и не разорвет электрическую цепь и не прекратит течение
тока. Продолжительность течения тока условно представляет период
запаздывания воспламенения и может быть измерена с помощью
Приемник впрыскивание
ПО вольт I
' переменный ток
Фиг. 117. Схема электромагнитного индикатора Пенсильван-
ского колледжа для определения периода запаздывания вос-
пламенения.
осциллографа. Начало впрыска определяется вспышкой неоновой
лампы под шкалой маховичка, градуированной на градусы.
Швейцер и др. в Пенсильванском колледже (США) применяют
электромагнитный приемник, якорь которого соединен короткой
жесткой трубкой с мембраной, воспринимающей давление газов
(фиг. 117). При воспламенении в цилиндре электродвижущая сила,
возбуждаемая в катушке якоря, воздействует на тиратрон, вызы-
вает разряд конденсатора; вследствие этого вспыхивает неоновая лампа
и указывает по шкале маховичка значение угла поворота криво-
шипа, соответствующее началу воспламенения. Второй электро-
173
Фиг. 118. Критические сте-
пени сжатия восьми образ-
цов топлива, определенные
при двух температурах воз-
духа на всасывании.
магнит, включенный в ту же электрическую схему, связан с иглой
форсунки и регистрирует момент начала впрыска.
Метод оценки качества топлива по периодузапаздываний воспла-
менения в стандартном моторе является хотя и довольно сложным,
но вместе с тем и наиболее надежным, так как в данном случае усло-
вия испытания ближе всего воспроизводят действительную картину
работы топлива в двигателе.
Метод критической степени сжатия. Поп и Мэрдок предложили
применить для оценки качества дизельного топлива мотор CFR,
служащий для определения детонационных свойств легких топлив,
видоизменив головку и поршень мотора.
В карбюраторном моторе CFR определяется октановое число горю-
чего по той степени сжатия, при которой начинается детонация или
происходит сгорание с определенной интенсивностью подъема давле-
ний. Поскольку для дизеля важна способ-
ность топлива к воспламенению, то пред-
лагалось определять такую наинизшую
степень сжатия, при которой воспламе-
нение прекращается.
Средняя величина между степенью сжа-
тия, прекращающей воспламенение, и сте-
пенью сжатия, обеспечивающей начало
воспламенения, называемая критической
степенью сжатия, и принимается за ве-
личину, характеризующую склонность
топлива к воспламенению.
Испытание производится следующим
образом. Вал двигателя вращается элек-
тромотором. При установившихся внеш-
них условиях работы перепускной клапан
у форсунки закрывают на 3 сек. и в тече-
ние этого времени производят впрыск
топлива; если воспламенение, судя по
степень сжатия уменьшают и опыт повто-
воспламенения. Метод работы с прекра-
так как при
выхлопу, состоится, то
ряют до прекращения
щением воспламенения оказался неудобным,
пропусках в воспламенении увеличивалось нагарообразование и,
главное, при увеличении сжатия до величины, обеспечивающей
начало воспламенения, не было уверенности, что воспламенилось
именно только что впрыснутое топливо, а не продукты, оставшиеся
в цилиндре от предыдущих впрысков. Ввиду этого Поп и Мэрдок
несколько видоизменили метод и стали определять ту степень сжатия,
при которой начинается жесткое сгорание, т. е. сгорание со стуками.
Стуки определялись на-слух или с помощью иглы Миджпея.
При исследованиях по методу критической стёпени сжатия было
установлено, что величина критической степени сжатия зависит
от условий испытания; в частности, была установлена зависимость
величины критической степени сжатия от температуры воздуха
на всасывании. Было замечено также, что для некоторых топлив поря-
док расположения по величине их критической степени сжатия,
установленной при одной температуре воздуха, меняется при измене-
174
нии температуры воздуха на всасывании. На фиг. 118 показаны вели-
чины критических степеней сжатия восьми образцов топлив, опреде-
ленных при двух температурах (37,8 и 21—24° Ц) воздуха на всасы-
вании. Если расположить образцы топлив в порядке возрастания
величин их критических степеней сжатия, например, при температуре
воздуха 37,8° Ц, то, как видно из графика фиг. 118, образцы топлив
3 и 6 при температуре воздуха 21—24° Ц имеют более высокое значе-
ние критической степени сжатия, чем соответственно образцы 2 и 7.
Различное поведение топлив при изменении температуры воздуха
может быть объяснено различной химической структурой и термиче-
ской устойчивостью молекул углеводородов. Была установлена так-
же зависимость величины критиче-
ской степени сжатия от барометри-
ческого давления воздуха.
Метод критической степени сжа-
тия не дает полного совпадения ре-
зультатов оценки качества топлив
с поведением их в двигателях.
Швейцер и Хетцель предложили
фиксировать период запаздывания
воспламенения определенной вели-
чиной, например, 18° при начале
воспламенения точно в ВМТ. Для
различных топлив подбирается такая
величина степени сжатия, чтобы
были обеспечены указанные условия.
Моменты начала впрыска и начала
воспламенения устанавливаются спе-
циальными электромагнитными при-
емниками, о которых было упомя-
нуто выше.
При наличии тарировочной кри-
вой (фиг. 119) определение цетано-
вого числа методом фиксирования
Фиг. 119. Тарировочная кривая
для цетана и а-метилнафталип.
по методу фиксирования запазды-
вания воспламенения. Баромет-
рическое давление 730 мм рт. ст.
продолжительности периода запаздывания воспламенения проще,
быстрее и точнее, чем методом критической степени сжатия, так как
нет необходимости немедленно после испытания образца подбирать
на моторое эквивалентную смесь углеводородов. Тарировочные кри-
вые должны быть получены для различных барометрических давле-
ний воздуха.
Общество по исследованию топлив, применяемых в двига-
телях с воспламенением от сжатия (США), провело в течение несколь-
ких лет большую работу по сравнительной оценке различных методов
определения качества дизельного топлива и приняло в основу метод
запаздывания воспламенения и метод критической степени сжатия,
хотя метод критической степени сжатия не всегда дает одинаковые
результаты при повторении опыта. Предлагаемый Обществом стан-
дартный метод периода замедления требует определения момента
подъема иглы форсунки помощью прерывателя электрической цепи
и определения начала воспламенения при помощи иглы Миджлея;
степень сжатия регулируется так, чтобы начало воспламенения имело
175
место при угле поворота кривошипа 1° после ВМТ; нокметр в это
время должен показывать отсчет 50 при напряжении генератора 120 V.
За критическую степень сжатия образца принимается средняя
величина между двумя степенями сжатия, при которых воспламене-
ние на-слух начинается или прекращается. Методика определения
начала воспламенения была впоследствии несколько усовершен-
ствована. Вместо включения форсунки наЗ сек., в течение которого
при отсутствии воспламенения возможно смолообразование и другие
химические процессы неполного окисления, влияние которых может
сказаться позже, в лаборатории Standard Oil С° применяется авто-
матический распределитель впрыска. В этом случае форсунка делает
на каждые 30 циклов только два последовательных впрыска; если
воспламенение не состоялось, то в течение остальных 28 циклов
цилиндр полностью очищается от возможных остатков топлива и его
продуктов. Стандартные условия испытания топлив по обоим мето-
дам, предлагаемые Обществом исследования топлив, приведены
в табл. VII.
Таблица VII
Стандартные условия испытаний топлив по методу периода запаздывания
и критической степени сжатия
Метод Параметры режима Период запаздыва- ния воспламенения Критическая степень сжатия
Число оборотов в мин. Температура рубашки цилиндра Охлаждающая жидкость Температура воздуха, поступа- ющего в мотор Давление впрыскивания Опережение впрыска Количество впрыскиваемого то- плива Температура воды, охлаждаю- щей форсунку Головка Давление масла Зазоры клапанов в холодном СОСТОЯНИИ Диаметр цилиндра Ход поршня ' 900 ±3 96—1ео° П Дестиллированная вода 65+ 1° Ц 105± 3,5 Кг!см* 10° до ВМТ 13,0 + 0,5 см3 в мин. 38 ± 3° Ц Вихревая камера сгорания 1,7—2,1 кг/см2 Всасывающий кла- пан: 0,2 мм. Выхлоп- ной клапан: 0,25 мм 82,57 мм 114,3 мм 900 ±3 96—1О.РЦ Дестиллированная вода 65 ± 1° Ц 105 + 3,5 кг[сл(г 12° до ВМТ 18,0 + 0,5 см* в мин. Стандарта, с чашко- образной выемкой в поршне 1,7—2,1 кг) см2 Всасывающий кла- пан: 0,2 мм. Выхлоп- ной клапан: 0,25 мм 82,57 мм 114,3 мм
Метод гептановых чисел. В 1933 г. Дюмануа Франция) предло-
жил простой мотдрный способ качественной оценки дизельного
топлива. Основываясь на теории образования пероксидов перед вос-
пламенением топлива, Дюмануа предложил использовать стандарг-
ную моторную установку CFR, служащую для определения октано-
вых чисел легких топлив, для проверки качества дизельного тон-
176
лива. Чем ниже октановое число дизельного топлива, тем выше, следо-
вательно, его способность к воспламенению, тем скорее образовыва-
ются пероксиды и тем лучше топливо для дизель-мотора. Но прямое
применение дизельного топлива в стандартном моторе, служащем для
определения октановых чисел, легко испаряющихся топлив, невоз-
можно. Ввиду этого Дюмануа предложил испытывать топливо в
смеси с бензином в пропорции 15 объемов дизельного топлива на 85
объемов бензина. При этом качество дизельного горючего выра-
жалось не в октановых числах, а в дополняющих до 100% гептано-
вых числах. Бензин всегда должен быть один, и тот же, чтобы
его свойства не влияли на относительную классификацию.
На фиг. 120 дано сопоставление гептановых чисел образцов
дизельных топлив по Дюмануа с цетеновыми числами, определен-
ными Боерледж по методу периода запаздывания воспламенения.
Фиг. 120. Сравнение результатов классификации топлив по цете-
новым и гептановым числам.
Метод гептановых чисел для оценки качества дизельного топли-
ва вполне надежен и удобен, так как не требует особого специ-
ального оборудования и новых приемов испытания; он может быть
применен на установках, служащих для определения качества лег-
ких топлив.
Метод гептановых чисел был принят в ряде лабораторий США
в несколько измененном виде: вместо 15% по объему дизельного то-
плива в смесь вводят 25% дизельного топлива и 75% бензина.
1 Метод пуска. Некоторые исследователи (например Стенсфилд)
считают необходимым проверять качество дизельного топлива не толь-
ко с точки зрения воспламенения в нормальных рабочих условиях
с помощью величины периода запаздывания воспламенения, но
и специальными испытаниями на легкость пуска. Швейцер считает,
что метод критической степени сжатия более соответствует испы-
танию топлив в условиях запуска, так как двигатель, прокручи-
ваясь от электромотора, перед воспламенением имеет относительно
холодные стенки. Между периодом запаздывания . воспламенения
и пусковыми свойствами топлив имеется некоторая закономерность.
12
Т. М. Мелькумов
177
На фиг. 121 приведен график зависимости между углами запазды-
вания воспламенения и минимальными значениями температур воз-
духа, обеспечивающими запуск (опыты Уисера). Из графика видно,
что два топлива — например, 15 и 19 или 4 и 20, имеющие одинако-
вый период запаздывания воспламенения, отличаются заметно по
своим пусковым качествам, что Уисер объясняет влиянием вязко-
сти. В среднем период запаздывания воспламенения с известной
точностью определяет и пусковые’ свойства топлива.
Методика проверки качества топлива по легкости пуска может быть
различна. Можно менять температуру воздуха на всасывании или
температуру охлаждающей жидкости до такой величины, при которой
начинается вспышка; в этом случае температура воздуха или охла-
- ждающей жидкости будет служить мерой легкости запуска. Можно,
Фиг. 121. Зависимость между углами за-
паздывания и предельными значениями
-Температур запуска.
оставляя Неизменными все
температурные параметры,
дросселировать воздух на вса-
сывании и судить о легкости
запуска по степени дроссели-
рования воздуха. Вебер уста-
новил, чтс повторяемость ре
зультатов испытания только
тогда удовлетворительна, ког-
да давление в конце сжатия
каждый раз достигает оди-
наковой величины. Величина
же давления сжатия для пус-
кового режима зависит от
качества, температуры и ко-
личества смазки, поступаю-
щей в зазор между цилинд-
ром и поршнем, а также от
температуры двигателя и воз-
духа. Вебер применял сле-
дующую методику. Двига-
тель устанавливается в хо-
лодильной камере. При определенном сорте и способе смазки, а
также при определенной величине давления в конце сжатия, кон-
тролируя давление индикатором, меняют температуру воздуха до тех
пор, пока при прокручивании двигателя от электромотора со скоро-
стью 120 об/мин. получается первая вспышка через 15 сек. (или
30 циклов) после установки на данный режим, причем за этот период
последовательно чередуются 3 цикла со впрыском и 3 цикла без
впрыска, Переход от одного контрольного режима к другому совер-
шается с интервалом в 30 сек., в течение которого устанавливается
новая температура на всасывании, и для улучшения смазки двига-
тель прокручивается от электромотора при 200,об/мин. Испытания
различных топлив показали, что зо всех случаях между температурой
воздуха на всасывании и числом циклов при прокрутке до появления
первой вспышки существует гиперболическая связь. Кривые зави-
симости числа циклов до первой вспышки от температуры воздуха
жа всасывании показывают быстрое увеличение числа циклов до пер-
178
рой вспышки при уменьшении температуры воздуха и стремятся
к бесконечности при определенной температуре воздуха. Кроме того,
установлена закономерная связь между температурой воздуха, обеспе-
чивающеи получение вспышки
через 30 циклов, и цетановым
числом топлива. Характер свя-
зи не зависит от типа мотора,
но численные значения вели-
чин зависят от типа мотора,
принятой величины давления
сжатия и условий испытания.
На фиг. 122 показана полу-
ченная опытным путем зави-
симость между цетановым чис-
лом топлива и температурой
воздуха на всасывании, обе-
спечивающей на моторе, усло-
вно обозначенном маркой А,
первую вспышку через 30 цик-
лов при давлении в конце
сжатия 28 ати и при числе
оборотов вала 120 в мин. Циф-
ры означают номера топлив;
кружками обозначены смеси
цетана и а-метилнафталина,
О Ю 20 30 00 50 60 70 80 90 100
Цетановое число
122. Зависимость температуры воз-
при запуске от цетанового числа
топлива.
также проверенные по пуско- фИг.
вому методу. На основании духа
испытания топлив в трех дви-
гателях с различной камерой
сгорания Вебер дает следующую
математическую зависимость:
здесь
, . _ f 1000 . \
tb~ l>5^2Yr —5 +
Ur—цетановое число топлива;
ре—давление конца сжатия в ати;
и — постоянная величина, вообще различная для разных
двигателей.
§ 35. Лабораторные методы
Индекс воспламенения. Батлер (США, 1931) предложил опре-
делять качество топлива по величине, названной им индексом воспла-
менения (ignition index). Индекс воспламенения является функцией
Удельного веса, средней температуры кипения и коэфициента рефрак-
которые определяют в известной мере химическую структуру
склонность топлива к воспламенению. Батлер предложил следу-
Щую формулу для определения индекса воспламенения:
г _ (! — Т)
J 100 к ’
12*
179
Здесь:
J—индекс воспламенения;
у— удельный вес при 100° Ф (37,78° Ц);
th — средняя температура кипения;
к— коэфициент рефракции при 100° Ф (37,78° Ц).
Так как определение кривой разгонки и коэфициента рефракции
нельзя сделать в рядовой контрольной лаборатории, то метод оценки
топлива по индексу воспламенения не получил широкого распро-
странения.
Анилиновая точка. Под анилиновой точкой топлива понимается
температура помутнения раствора испытуемого топлива в анилине,
причем топливо и анилин взяты в одинаковых объемах. Смесь подо-
гревается и при ее остывании фиксируется температура помутнения
раствора. Анилиновая точка характеризует содержание ароматиков
в топливе. Чем больше в топливе ароматиков, тем ниже анилиновая
точка и соответственно тем хуже топливо. Моторные испытания топлив
показали настолько удовлетворительное совпадение с оценкой топлив
по анилиновой точке, что анилиновая точка введена в спецификацию
дизельных топлив Британским Институтом Стандартов. По данным
этого Института минимальная величина анилиновой точки для
дизельного топлива 60° Ц. Установлено, что анилиновая точка
вполне подходит для классификации дизельных топлив нефтяного
происхождения, но не подходит для топлив другого происхождения
(например, сланцевого или каменноугольного масла).
Дизельный индекс. Бекер и Фишер (США, 1934) предложили
оценивать качество топлива не только по анилиновой точке, но и по
удельному весу. Функция удельного веса и анилиновой точки была
названа дизельным индексом (Diesel index). Дизельный индекс вычи-
сляется по формуле:
n_ GVapjt
U 100 ’
где /а —анилиновая точка в °Ф;
{ЛР1 — удельный вес в единицах API при 60° Ф.
Если от американских единиц перейти к принятым у нас мерам,
то дизельный индекс можно определять по формуле:
£> = (1,8*4-32) 1,315^) ,
где у —удельный вес топлива при 15,5° Ц;
t — анилиновая точка в °Ц. \
Многократные сравнительные испытания и оценка топлив по раз-
личным методам, проведенным за границей и у нас в Союзе, показали,
что дизельный индекс достаточно удовлетворительно характеризует
качество' дизельного топлива. Дизельный индекс принят во всех
спецификациях в США и в ряде спецификаций Европы. Дизельный
индекс характеризует парафинистость топлива; вычисление его,
основанное на двух параметрах, один из которых (удельный вес)
всегда определяется, доступно всякой лаборатории.
180
На фиг. 123 сопоставлены вычисленные для восьми образцов
топлив индексы воспламенения и дизельные индексы; как видим,
оба метода дают удовлетворительное
На фиг. 124 и 125 приведены
дизельный индекс и соответствен-
но критическая степень сжатия и
цетеновые числа по методу перио-
да запаздывания воспламенения,
найденные для Одних и тех же об-
разцов топлив. Эти графики пока-
зывают полную возможность ис-
пользования дизельного индекса
для оценки качества топлива.
Вязкостно-весовая постоянная.
Хилл и Коутс установили, что
парафинистые качества топлива,
или, иначе, способность топлива
к воспламенению могут быть пред-
ставлены в функции удельного
веса и вязкости топлива. Исследо-
вания Ле-Мезюрье и Стенсфилда,
а также исследования автора пока-
зали, что вязкость и удельный вес
совпадение.
Фиг. 123. Связь между дизельным
индексом и индексом воспламенения.
сами по себе не могут характеризовать качества топлива. Но косвенно
вязкость в комбинации с удельным весом может характеризовать
парафинистость топлива. Мур и Кей предложили формулу для вычи-
Фиг. 124. Связь между дизельным ин-
дексом и критической степенью сжа-
тия (по оси ординат масштаб лога-
рифмический).
Пете новое число
Фиг. 125. Связь между дизельным
индексом и цетеновым числом.
сления функции удельного веса и вязкости, назвав эту функцию
вязкостно-весовой постоянной (viscosity—gravity constant).
Вязкостно-весовая постоянная по Муру и Кею определяется по
формуле:
Гарт = 1,082 А - 0,0887 + (0,776 - 0,72 A) log log (К„ - 4),
181
где yap। — удельный вес в единицах API при 60° Ф;
А— вязкостно-весовая постоянная;
—кинематическая вязкость в миллистоксах при 100° Ф.
Формулу для вязкостно-весовой постоянной можно переписать
иначе, пользуясь связью между удельным весом в градусах API
v 1^.1-- I • 1-1 . .
0,78 0J80 0J8Z 0,84 Q86 0,88 0,90 0,92 0,94
Вязкостно -весовая постоянная
Фиг. 126. Связь между вязкостно-ве-
совой постоянной и числом запаздыва-
ния на дизеле CFR;
и принятым у нас удельным ве-
сом; в этом случае вязкостно-
весовая постоянная определяет-
ся по формуле:
—— = 1,082 Д + 131,4113 +
Т
(0,775-0,72 A) log log(Kv-4),
где у — удельный вес при15,5°Ц;
/(„ — кинематическая вяз-
кость в милли стоксах
при 37,8° Ц.
Сравнительные исследова-
ния качества топлива по раз-
личным методам показали, что
вязкостно-весовая постоянная
дает качественную классифика-
цию топлив, удовлетворительно совпадающую с данными моторных
испытаний (фиг. 126 и 127). Вязкостно-весовая постояннная вклю-
чается (особенно в СШД) в спецификацию дизельного топлива.
Для удобства пользования функцией удельного веса и вязкости,
для суждения о свойствах топ-
лива Мур и Кей составили таб-
лицу, по которой непосредствен-
но определяется цетеновое число
топлива, если известны удель-
ный вес в единицах API при
60° Ф и универсальная Bjfe-
кость по Сейболту при 100° Ф.
Метод вязкостно-весовой по-
стоянной имеет то большое
удобство, что для суждения о
качестве топлива в данном слу-
чае необходимы только удель-
ный вес и вязкость, которые для
Фиг. 1-27. Связь между вязкостно-весо-
вой постоянной и цетеновым числом на
дизеле CFR.
дизельного топлива всегда опре-
деляются.
Постоянная удельного веса—
точки кипения. Джексон пред-
ложил определять качество топлива по величине, представляющей
функцию удельного веса и точки кипения 50% образца (температуры
перегонки 50% образца топлива). Это предложение основывается на
том, что экспериментальным путем установлена закономерная зави-
симость между цетеновым числом топлива, определенным на моторе, и
удельным весом, если взять топлива с одинаковой точкой кипения. Эта
182
зависимость по данным Мардера и Шнейдера представлена на фиг. 128.
Экспериментальным путем бьто установлено, что для различных
топлив с одинаковым удельным весом, но с разной характеристикой
разгонки, также существует закономерная связь между цетеновым
числом и точкой кипения. Эта связь по данным Хинце и Мардера
представлена на фиг. 129. Джексон предложил следующую формулу
Фиг. 128. Зависимость цетенового
числа различных топлив от удель-
ного веса при одинаковых темпера-
турах кипения 50% образца.
Фиг. 129. Зависимость цетено-
вого числа различных топлив
с одинаковым удельным весом
от температуры кипения 50%
образца.
для определения постоянной удельного веса — точки кипения (boi-
ling—point—gravity number):
Yapt = Д + (68 — 0,703 Д) log fcp,
где Л —постоянная удельного веса—точки кипения;
у ап — удельный вес в градусах API при 60° Ф;
/ср —В. Р. (Boiling Point) точка кипения 50% топлива в ° Ц.
В наших мерах формула напишется так:
= А + 131,5 (68 - 0,703 A) log /ср,
где у —удельный вес при 15,5° Ц.
Удельный парахор. Хинце и Мардер предложили применитьдля
суждения о структуре топлива так называемый удельный парахор.
Удельный парахор (specific parachor) представляет функцию поверх-
ностного натяжения и удельного веса топлива. Это понятие как
характеристика структуры топлива было ранее (1924 г.) введено
С ег деном.
Для вычисления удельного парахора применяют следующую
формулу:
С®'25
P==V’
183
где р — удельный парахор;
а —поверхностное натяжение;
у —удельный вес.
По опытам Хинце и Мардера оценка качества горючего по удель-
ному парахору совпадает с оценкой топлива по цетеновым числам.
Качественное число воспламенения. В США предложена еще одна
характеристика свойства дизельного топлива, названная качествен-
ным числом воспламенения (ignition quality number). Это число пред-
ставляет собою функцию удельного веса, анилиновой точки и разгон-
ки топлива и вычисляется по формуле:
> q__ ТдР/^а^ср
4 ~ 100 ’
где Q — качественное число воспламенения;
у ар г— удельный вес топлива при 60° Ф в единицах АР Г,
G —анилиновая точка в °Ф;
/ср — температура перегонки 50% топлива в °Ф.
В наших мерах формула пишется так:
<? = С7-131,5) д8'. + 321 (1,ЧР-1-32),
где у — удельный вес при 15,5° Ц;
G — анилиновая точка в°Ц;
tCp — температура перегонки 50% топлива в ° Ц.
Характеристический фактор UOP. Фирмой Universal Oil Products
С°(США) предложена особая постоянная, названная по заглавным
буквам названия фирмы характеристическим фактором UOP (UOP
characterisation factor), который представляет функцию двух вели-
чин—удельного веса и температуры перегонки 50% образца топлива.
Фактор UOP вычисляется по формуле:
г API
где К— характеристический фактор UOP;
удр/— удельный вес в единицах API при 60° Ф;
Тв-температура перегонки 50% образца топлива в градусах Ренкина.
Приведенными выше лабораторными методами оценки качества
дизельного топлива мы и ограничимся. Из всех этих методов наиболее
проверены и получили распространение методы анилиновой точки,
дизельного индекса, вязкостно-весовой постоянной и постоянной
удельного веса — точки кипения.
§ 36. Сопоставление различных методов оценки качества дизельного
топлива
Хабнер приводит графики, сопоставляющие классификацию
топлив по цетеновым числам, определенным на моторе по методу
периода запаздывания воспламенения и по методу критической сте-
пени сжатия, с классификацией тех же топлив по различным лабора-
184
торным методам. Эти графики (например фиг. 130) показывают, что
лабораторные методы также удовлетворительно определяют качество
дизельных топлив, как и моторные методы.
Швейцер и Хетцель приводят сравнительные данные для 19 ди-
зельных топлив по анилиновой точке, дизельному индексу, вязко-
стно-весовой постоянной и по цетановому числу, определенному
методом фиксирования величины периода запаздывания воспламене-
ния. Сравнительные данные этих исследований приведены в таблице
VIII. Если исключить смеси вторичных эталонов, отмеченные звез-
дочками, то совпадение результатов различных методов с цета-
новыми числами характеризуется для метода анилиновой точки
По оси абсцисс всюду от/инбень/ цетановые числа
Фиг. 130. Сопоставление цетановых чисел, определенных по методу пе-
риода запаздывания воспламенения с лабораторными методами оценки
качества топлива.
величиной 95%, дизельного индекса — 97%,вязкостно-весовой пос-
тоянной— 94%.'
В Моторной лаборатории Военной Воздушной Академии имени
проф. Жуковского автор провел опыты по исследованию качества
некоторых отечественных дизельных топлив и по проверке различ-
ных методов оценки топлив. Были испытаны: керосин, парафиновые
дестиллаты и соляровое масло, полученные из грозненской парафи-
нистой нефти; кроме того, исследовались газойли апшеронских
нефтей — сураханской, бинагадинской, балаханской и биби-эйбат-
ской. Ставилась задача путем непосредственного испытания топлив
в двигателях определить период запаздывания воспламенения и клас-
сифицировать топлива по этому признаку. Далее было намечено срав-
нение этой классификации с химической структурой топлив, с темпе-
ратурами самовоспламенения, гептановыми числами по Дюмапуа,
дизельными индексами и цетеновыми. числами, найденными по
методу вязкостно-весовой постоянной.
Моторные испытания проводились на моторах Бенц, Заурер и
Юнкере. Химическая структура топлив определялась по методу Гроз-
ненского НИИ в топливной лаборатории ВВА; там же были получены
все физико-химические константы топлив, включая температуру
самовоспламенения на аппарате Энч.
185
Таблица VIII
Сравнительные данные девятнадцати дизельных топлив
Образец топлива Вязкость при 0° Ц Сейболт сек. Вязкость при 37,8° Ц Сейболт сек. Удель- ный вес Анилино- вая точка, °Ц Дизель- ный индекс Вязкост- но-весо- вая по- стоянная Цетановое число (по методу фик- сированного Запаздыва- ния воспла- менения)
Bi 44,1 33,6 0,8607 48,0 38,8 0,864 42,5
В.. 42,2 33,2 0,8448 52,0 45,0 0,849 43,5
Ва 45,8 34,1 0,8388 61,0 52,8 0,839 48,8
В4 59,5 37,2 0,8398 73,5 60,6 0,829 58,5
в5 59,1 37,2 0,8265 77,0 67,9 0,815 63,3
40* 42,5 33,1 0,9358 25,0 15,2 0,933 31,5
50* 42,6 33,2 0,9153 34,5 21,7 0,918 38,5
60* 43,6 33,5 0,8956 45,0 33,0 0,894 44,8
70* 45,0 33,9 0,8751 53,0 38,4 0,876 52,3
80* 46,8 34,4 0,8555 61,5 48,5 0,854 62,0
90* 49,1 35,1 0,8363 69,0 58,8 0,832 68,0
100* 52,6 35,0 0,816) 78,0 72,1 0,807 73,5
А 78,7 40,7 0,8358 80,5 66,5 0,816 65,4
В 183,7 53,0 0,84'3 86,0 65,7 0,819 60,7
С 45,1 33,9 0,8576 52,0 42,2 0,858 43,9
D 103,4 44,1 0,8383 83,0 67,5 0,815 63,7
Е 81,8 41,3 0,8358 80,5 66,9 0,817 60,4
S 81,1 40,8 0,8607 68,5 51,0 0,845 52,4
V 61,3 45,5 0,8676 72,0 51,2 0,846 54,3
при 20°
Примечание. * Обозначает вторичную эталонную смесь; число пока-
зывает объемный процент «Диро» в смеси «Диро» с коммерческим метилнафтали-
ном. Под «Диро» понимается высокоцетановый газойль прямой гонки Shell Petro-
leum Corp, с цет. числом 74, уд. весом 0,814 при 15,5° Ц; начало кипения 183°;
50% выкипает при 273° Ц; 90% при 327° Ц; конец кипения 370° Ц.
Гептановые числа определялись на установке Ethyl Gasolin
Corporation (НИИ ВВС).
Испытания показали, что классификация топлив" по периоду
запаздывания не зависит от типа моторов; химическая структура
определяет качество дизельного топлива; классификация топлива
по данным моторных испытаний прекрасно согласуется с дизель-
ными индексами топлив и вполне удовлеторительно с температурами
самовоспламенения, с цетеновыми числами, вычисленными по методу
вязкостно-весовой постоянной, и с гептановыми числами. В та-
блице IX приведены величины, относящиеся к различным методам
определения качества горючего.
Опыты автора показали, что метод периода запаздывания воспла-
менения следует рассматривать как основной метод проверки каче-
ства горючего. Дизельный индекс, вязкостно-весовая постоянная
и гептановые числа дают достаточно удовлетворительные резуль-
таты и могут быть включены в спецификацию дизельных топлив. Все
газойли и керосин, подвергнутые сравнительным испытаниям, неза-
висимо от различных их свойств и характеристик могут быть успе-
шно использованы в быстроходных дизелях, причем практически
нельзя отметить какого-либо изменения в поведении мотора при
переходе от одного горючего к другому. Это положение можно счи-
186
Таблица IX
Сравнительная таблица классификации топлив по различным методам
Наименование и классифика- ция топлив по периоду за- паздывания воспламенения (по моторным испытаниям) Содержание по весу в % Температура самовоспламения °Ц Дизельный индекс Цетеновое число (по методу вяз- костно-весовой постоянной) Гептановое число
Арома- тиков Арома- тиков-1- иафтены
Керосин из грозненской па- 8,47 43,17 245 67,2 —. 47
рафинистой нефти Парафиновый дестиллат из 13,72 70,0 250 59,7 64,5 44
грозненской парафинистой нефти Соляровое масло 15,32 73,3 248 64,5 60,5 , 59,54 44
Биби-эйбатский газойль 9,64 52,64 253 .—. 45
Сураханский газойль 14,85 72,65 256 54,3 58,0 46
Балаханский газойль 15,7 72,4 256 40,5 45,5 40
Бинагадинский газойль 23,87 93,5 262 33,7 45,0 42
тать справедливым для всех топлив, способность к воспламенению
которых в принятой системе сравнения выше некоторой минимальной
величины. По опытам Мак-Грегора при правильной регулировке
двигателей практически никакой разницы в работе двигателей на топ-
ливах с цетановым числом 40 и 60 не обнаружено. Следовательно,
дизель менее требователен к топливу, чем двигатель со сжатием горючей
смеси. Значение цетанового числа для дизеля вообще меньше, чем зна-
чение октанового числа для двигателей легкого топлива.
По современным воззрениям наиболее подходящим топливомдля
быстроходного дизеля является топливо со следующими свойствами:
удельный вес ................................. 0,83—0,88
вязкость по Энглеру при 20°Ц . 1,2—2,0
» » » » О’Ц . 2,0—4,0
разгонка:
10% выкипает при температуре не свыше . . 240° ц
50% » » » » » ... 300' Ц
90% » » » » » ... 360° Ц
Конец кипения » » » » .... 360е И
Анилиновая точка минимум . . 60° Ц
Дизельный индекс минимум............................... 45
Цетановое число по периоду запаздывания или по критиче-
ской степени сжатия минимум.............................. 45
Вязкостно-весовая постоянная максимум............... 0,86
Постоянная удельного веса—точки кипения максимум . . . 188
Для авиационного топлива, кроме того, следует еще установить
температуру застывания, так как авиадизелю приходится работать
в различных широтах и в разное время года. При назначении этой
величины приходится считаться с тем, что низкая температура засты-
вания характерна для топлив, у которых парафиновых углеводородов
мало, а ароматиковмного. У бинагадинского газойля температура за-
стывания равна минус 60° Ц, а у биби-эйбатского газойля—минус 18°Ц.
Этот параметр находится в известном противоречии со склонностью
топлива к воспламенению. Но это противоречие можно устранить
правильно подобранным методом приготовления дизельного топлива.
187
ГЛАВА Vll
РАСПИЛИВАНИЕ ТОПЛИВА
§ 37. Общие определения
Распиливание представляет процесс раздробления на мельчайшие
частицы порции топлива, впрыскиваемого в цилиндр. Но одно только
распыливание недостаточно для обеспечения полноты сгорания топли-
ва при возможно меньшем избытке воздуха; необходимо надлежащее
распределение топлива в среде сжатого воздуха. Распределение
топлива по камере сгорания зависит от различных факторов, среди
которых наибольшее значение имеют— число форсунок и их место-
расположение: число, диаметр и направление отверстий сопловых
наконечников форсунок; конструкция сопла; конструкция камеры
сгорания; наличие организованного воздушного потока в камере;
продолжительность и давление впрыскивания, особенно в связи с за-
вихрением воздуха; физические свойства топлива. Экономичность
двигателя при прочих равных условиях определяется полнотой
и своевременностью сгорания введенного в цилиндр топлива, а мощ-
ность, при надлежащей экономичности, определяется полнотой
использования воздуха; все это в значительной степени определяет-
ся распиливанием топлива и смесеобразованием в цилиндре. На сме-
сеобразование и сгорание в быстроходном дизеле отводится весьма
короткий промежуток времени (около 0,003—0,005 сек.), в течение
которого топливо должно поступить в цилиндр, пройти стадию под-
готовки к воспламенению, достаточно перемешаться с воздухом, что-
бы успеть полностью сгореть еще в начале Хода расширения
с максимальным использованием находящегося в цилиндре кисло-
рода. Поэтому вопрос о качестве распыливания и смесеобразования
должен привлечь и привлекает внимание исследователей. Только
правильная комбинация многочисленных факторов определяет со-
вершенство процесса дизеля; среди этих факторов распыливанис
топлива (микросмесь) и распределение топлива в объеме сжатого
воздуха (макросмесь) имеют огромное значение.
Процесс распыливания топлива оценивается с различных сто-
рон, более или менее важных для сгорания топлива и использования
воздуха. Исследуются — тонкость и однородность распыливания,
дальнобойность струи, угол конуса струи, относительное распреде-
ление топлива, как в поперечном сечении, так и по длине струи-
Тонкость распыливания характеризуется средним диаметром капелек;
18*
чем меньше средним диаметр, тем тоньше распиливание. Однородность
распыливания определяется пределами изменения величин диаметра
капелек; чем уже пределы, между которыми располагаются диаметры
капелек распыленного топлива, тем более однородно распыливание.
Дальнобойность струи характеризуется глубиной проникновения
в воздух конца струи в зависимости от времени. Угол конуса струи
представляет величину, характеризующую, при данной дальнобой-
ности, компактность струи и широту охвата воздуха топливом;
угол конуса струи представляет плоский угол между касательными
к контуру струи, сходящимися у сопла форсунки. Только что дан-
ные определения понятий тонкости и однородности распыливания,
дальнобойности и угла конусности струи топлива дают представления
о тех больших экспериментальных трудностях, которые необходимо
преодолеть исследователю для получения надежных сравнительных
данных изменения этих параметров в зависимости от целого ряда
факторов.
В последующем изложении рассматривается только бескомпрес-
сорное распыливание как основное для дизелей, хотя в отдельных
случаях встречается распыливание и с помощью сжатого газа, напри-
мер, вторичное распыливание в предкамерных двигателях.
§ 38. Причины и формы распада струи
Распад топливной струи на мельчайшие частицы представляет
собою сложный процесс, зависящий от многих причин. До сих пор
еще не удалось полностью объяснить последовательность всех явле-
ний, вызывающих распыливание. Несомненно наличие внешних по
отношению к струе и внутренних причин распыливания топлива.
Внешние силы, вызывающие распыливание топлива, обусловлены, пре-
жде всего, аэродинамическими силами воздействия воздуха на по-
верхность с1руи и отдельных ее ответвлений и частиц. Величина
внешних сил зависит от относительной скорости топлива и воздуха,
от плотности воздуха, от величины и состояния поверхности, на кото-
рую действует воздух. Сопротивление воздуха стремится оторвать от
струи частицы топлива, выступающие на поверхности и, действуя на
лобовую поверхность струи, стремится разбить последнюю. Противо-
действуют этим силам силы поверхностного натяжения топлива, стре-
мящиеся .сохранить целостность струи и сгладить неровности на ее
поверхности, а также силы внутреннего сцепления частицтоплива, за-
висящие от свойств топлива. Помимо аэродинамических сил распыли-
вание может быть вызвано также и нарушением цилиндричности струи
при выходе из сопла вследствие возмущений на поверхности струи,
которые могут быть результатом: не точного изготовления отверстия;
не вполне гладкой поверхности сопла; наличия пузырьков воздуха
(газа) и соринок в топливе; тряски двигателя; неперпендикулярности
выходного сечения оси канала сопла и пр. При наличии начальных
возмущений на поверхности струи аэродинамические силы при про-
чих равных условиях увеличиваются. Распаду струи способствуют и
внутренние силы — центробежные силы частиц в движущемся потоке
жидкого топлива. Чем больше завихрений в струе, тем больше цен-
тробежные силы и тем скорее наступает распад струи. В данном случае
189
отрыву частиц препятствуют силы поверхностного натяжения наруж-
ного слоя и силы внутреннего трения. Эффект действия аэродинами-
ческих сил возрастает с увеличением относительной скорости топлива
и воздуха. Эффект действия внутренних сил тацже возрастает с
ростом скорости струи. Поэтому увеличение скорости струи при
прочих равных условиях улучшает расйыливание топлива.
Трибниг, основываясь на предположении, что распад и форма
капель топлива обусловливаются действием сил поверхностного
натяжения и трения частиц топлива о воздух, выводит следующую
формулу для определения радиуса капли:
Фиг. 131. t Возмущения по-
верхности струи.
. с а Тт 1
г = 4,6,- • — • ---.
* Тв Рф - Рс
Здесь: г —радиус капли в ju;
а — поверхностное натяжение топлива в кг)м‘,
ф —коэфициент трения между струей топлива и средой
(воздухом);
ут, Yb-весовая плотность топлива и воздуха в кг/м3;
РФ—Рс — избыточное давление впрыскивания в кг/м3.
Сохранениие целостности струи воз-
можно лишь до тех пор, пока длина
струи (если считать ее цилиндрической)
не превзойдет диаметра капли теорети-
чески в те, а практически в четыре раза.
Если отношение длины к диаметру боль-
ше, то струя разрывается.
Засс путем сравнения расчетных диа-
метров капель по формуле Трибнига с
диаметрами, определенными эксперимен-
тально при различных давлениях впрыс-
ка при противодавлении рс=1 ата.
показал, что радиус капли по Трибнигу
получается в 15—100 раз больше дейст-
вительных величин. Эберман указывает
на неточность формулы Трибнига, по которому при iv= 0, г —со,
чего быть не может.
Кюп первый исследовал процесс распыливания топлива и дал
ряд зарисовок различных форм распада струи в зависимости от давле-
ния. Гейнлейн подробно исследовал распад четырех жидкостей,
различающихся по своим физическим свойствам, главным образом,
по вязкости (воды, газойля, глицерина и касторового масла). Меняя
скорость струи, диаметр и материал сопла, Гейнлейн изучил методом
фотографирования характерные формы струи и установил для всех
жйдкостей некоторые общие закономерности. По выходе из сопла
струя даже при малой скорости не бывает вполне цилиндрична;
на поверхности ее наблюдаются возмущения, вызванные причинами,
перечисленными выше.
Гейнлейн считает, что главнейшие возмущения — это симметрично
вращательные (фиг. 131, а и 131, 6) и односторонне волнообразные
(фиг. 131, с); последние могут возникать в различных плоскостях.
Гольфельдер указывает, что кроме симметрично-вращательных воз-
мущений,при которых струя остается телом вращения, наблюдаются,
особенно в соплах с закругленными краями и с коническим ушире-
нием, и несимметричные возмущения (фиг. 132). Вследствие приле-
гания струи к кромкам сопла сечение струи вытягивается, но силы
поверхностного натяжения стремятся восстановить форму; поэтому
возникает колебание, в процессе которого струя проходит через
состояние равновесия, при-
нимая круглую форму, и Кажущаяся струя
удлиняется вновь, но уже в _______—
перпендикулярном направле- '
нии. Наличие несимметрич- kJ
ных возмущений подтверж- K~yydx ах
дается также исследованиями Фиг. 132. Распад струи, колеблющейся
Де Юхаца, Цана и Швейцера. около точки равновесия^.
На фиг. 133, по данным пос-
ледних, представлены различные формы струй топлива; относящиеся
к ним пояснения соответствуют также более ранним наблюдениям
Кюна, Гейнлейна и Гольфельдера. На фиг. 133, а изображено исте-
чение в виде отдельных капель* рю может получиться при очень
малых значениях скоростей и давлений жидкости. При увеличении
скорости струя принимает форму, показанную на фиг. 133, Ь, где
L обозначает длину сплошной части струи. Если еще более увели-
чить давление и скорость
жидкости, то длина сплош-
ной части струи (фиг. 133,
с) увеличивается, на ее по-
верхности появляются воз-
мущения, пока еще симмет-
ричные. По мере увеличе-
ния до известной величины
скорости струи длина сплош-
ной части возрастает, а за-
тем начинает уменьшаться.
Фиг. 133, d соответствует
моменту, когда с дальней-
шим увеличением скорости
жидкости длина сплошной
части, уменьшается; в дан-
Фпг. 133. Различные формы распада струи;
ном случае возмущения на
поверхности становятся нессиметричными. Начиная с некоторой ве-
личины скорости струя уже не имеет сплошной части и распадается
на капельки непосредственно у сопла (фиг. 133, е). Этот случай
носит название распыливания. С дальнейшим увеличением скорости
струи распыливание улучшается, а угол конуса струи увеличивается
(фиг. 133, /).
Гейнлейн делит процесс распада струи на четыре характерные
стадии. Первая стадия соответствует случаю движения струи с малы-
ми скоростями, когда действием воздуха на поверхность струи можно
пренебречь. В этом случае, при наличии возмущений на поверхности,
струя может, благодаря силе поверхностного натяжения, остаться
непрерывной, если отношение длины волны I к диаметру струи d
191
(фиг. 131) не более определенной величины. По исследованию Релея
(1878 г.) распад струи невязкой жидкости на капли происходит при
— 4,42. Для вязких жидкостей, по расчетам Вебера, отношение
где т]—абсолютная вязкость в г секшем2;
р —массовая плотность г а№/сл/4;
а —поверхностное натяжение,
г/см;
d — диаметр струи, см.
На фиг. 134, а схематически пока-
зана первая форма струи (без воздей-
ствия воздуха). Отделившиеся от
Фиг. 134. Формы распада струи, струи капли продолжают двигаться по
найр'авлению движения струи, то вы-
тягиваясь, то сплющиваясь, совершая колебания. У вязких жидкостей
колебания затухают быстро, вследствие большого внутреннего трения.
На фиг. 135 приведен фотоснимок струи воды при различных скоро-
стях истечения из сопел с отверстиями диаметром 0,51 мм и 1,04лш.
Фиг. 135. Фотографии различных форм распада струи воды.
Гольфельдер установил, что качество рабочей поверхности сопла
сильно влияет на длину сплошной части струи и на момент начала
распада струи; по его наблюдениям в зависимости от качества изгото-
вления сопла колебания во времени начала распада доходили до
50%- По опытам Юхаца и других, чем более вязко топливо и чем
больше его поверхностное натяжение, тем больше длина сплош-
ной части струи (фиг. 136). С увеличением давления впрыска влия-
ние вязкости на длину сплошной части струи уменьшается.
192
Вторая форма распада
соответствует случаю>
когда с увеличением ско-
рости струи начинает ска-
зываться влияние сил
воздуха. Схема действия
сил воздуха показана на
фиг. 134, в. Для газойля
указанная форма распада
наблюдалась уже при ско-
рости 7,5 м/сек при исте-
чении в атмосферу из ла-
тунного сопла диаметром
0,51 мм; для воды при тех
же условиях, но при стек-
лянном сопле с диаметром
отверстия в 1 мм вторая
форма распада наблюда-
лась при скорости истече-
ния 7,8м/сек (фиг. 135, с).
Третья форма распада
получается при дальней-
шем увеличении скорости
струи, когда действие воз-
духа усиливается и по-
являются волнообразные
возмущения струи. Фор-
ма струи и схема дей-
ствия сил воздуха изо-
бражены на фиг. 134, с.
Исследования показы-
вают, что волнообразный
характер возмущения
струи проявляется тем бо-
лее отчетливо, чем более
вязка жидкость; в слу-
чае газойля и воды силы
действия воздуха пре-
пятствуют образованию
волн.
На фиг. 137 приведе-
ны фотоснимки характер-
ных форм распада струи,
полученные Ли и Спенсе-
ром. На фиг. 137, а от-
четливо видны вращатель-
но-симметричные возму-
щения и отрыв капель,
сохраняющих еще на не-
котором пути колебатель-
ные движения; в данном
13 Т* М. Мелькумов
Фиг. 136. Зависимость длины сплошной
части струи от вязкости топлива при раз-
личных давлениях распыливания. 7?—чи-
сло Рейнольдса.
Фиг. 137. Три характерные формы распада.
а—давление впрыскивания . . 0,7 ати
b— » » .... 3,5 »
с— » » .... 7 »
193
случае отрыв капель происходит в двух местах. Фиг. 137, b показывает
вторую форму распада: вращательно-симметричные возмущения еще
сохраняются, но узлы становятся яснее выраженными. На фиг. 137, с
показана третья форма распада с образованием волн.
Четвертая форма распада — собственно распиливание — получается
при дальнейшем увеличении скорости струи. Под воздействием зави-
хрений внутри струи и благодарая возросшему действию сил воздуха'
струя жидкости распадается на части уже у выходного отверстия
сопла. Степень распыливания зависит от скорости струи.
Между различными формами распада нет четкой границы; одна
форма переходит в другую постепенно по мере увеличения скорости.
Тем не менее можно установить некоторую границу скоростей струи,
соответствующих переходу из одной формы в другую. На фиг. 138
по Гольфельдеру изображены скорости, соответствующие границам
характерных форм распада струи
м/сек
а/130
120
I/O
too
90
80
70
00
50
90
30
20
Ю
— Опытные данные Зля иг
— Расчетные данные
Область
распыливания'
хС
'бласте
образования волмР^:
образного профиля
'т^с отрывом
Область образа __
^Леония волнообразного-- —
\прифиля I
'Область;—1~------------—
распада ---------
0 2 9 6 б 10 12 /4 16 18 20 22
Рс ата
Фиг. 138. Зависимость граничных
скоростей истечения от противода-
вления ре или плотности воздуха
для различных форм распада струи.
Сопло d=0,5 мм.
воды в зависимости от давления
воздуха. Пунктиром на графике на-
несены кривые, удовлетворяющие
уравнению
w - щ1 ,
где 1V и IV, — граничные скорости
м/сек при противодав-
лении р и р, ;
р и р, — соответствующие плот-
ности воздуха;
х = 2 —для первой кривой, от-
делящщей область рас-
пада без заметного
воздействия воздуха и
без образования волн;
х =3 — для второй кривой, от-
деляющей область рас-
пада с образованием
волн от области распа-
да с волнообразным
возмущением и с отры-
вом частиц;
х =2,7 —для третьей кривой,
отделяющей область
распыливания.
•’В соплах дизельных форсунок, у которых отношение длины отвер-
стия к диаметру невелико (не более 3—4), характер движения струи
в сопле в сильной степени зависит от условий на входе. Поэтому в дан-
ном случае число Рейнольдса не может полностью характеризовать
движение струи. Гольфельдер при опытах истечения воды в атмосферу
не смог установить зависимости между числом Рейнольдса и длиной
сплошной части струи; поток оказывался турбулентным уже при
малых числах Рейнольдса из-за входных возмущений в сопле. Тем
не менее, при постоянстве всех условий исследования можно полу-
164
ft V-
струй при
Фотографии
топливных
Фиг. 139.
впрыскивании в вакуум для различных чисел
Рейнольдса. Фотографии снимались у устья
сопла.
чить некоторую зависимость между формой распада струи и числом
Рейнольдса.
Швейцер установил, что независимо от давления впрыска и вязко-
сти топлива при истечении в вакуум поток остается ламинарным при
/?< 1600; заметное рассеивание наблюдается в вакууме при А?>3500.
Ли и Спенсер выражают известное сомнение в том, что число Рейнольд-
са может быть приме-
нено для струи впрыс-
киваемой жидкости с
целью определения ха-
рактера движения пото-
ка, ввиду малого отно-
I г.
шения у сопла. Одна-
ко некоторая характе-
ристика числом Рей-
нольдса все-таки дается.
На фиг. 139 приведены
фотоснимки струй ди-
зельного топлива (вяз-
кость 0,102 пуаза при
22° Ц ) для различных
чисел Рейнольдса при
впрыскивании в вакуум
(~0,0013 -ата) через
сопло с диаметром от-
верстия 0,508 мм. Кри-
тическое число Рей-
нольдса в условиях дан-
ного опыта равно Ro&
2500. На фиг. 136 по
опытам Юхаца, Цана и
Швейцера были приве-
дены кривые зависимо-
сти длины сплошной ча-
сти струи от кинемати-
ческой вязкости при раз-
личных давлениях впры-
скивания; на том же
графике пунктирно на-
несены кривые постоян-
ных значений чисел
Рейнольдса; график показывает вобщем уменьшение длины сплошной
части струи с увеличением числа Рейнольдса.
На фиг. 140 приведены фотоснимки различных участков непрерыв-
ной струй,имеющей мтлую скорость истечения; фотоснимки получены
Ли и Спенсером. Видно, как на относительно гладкой поверхности
струи у сопла отчетливо появляются и постепенно усиливаются воз-
мущения; на расстоянии 127 мм в условиях 'опыта зафиксирован
распад струи, причем отдельные, ранее оторвавшиеся частицы,, уже
теряют свою скорость, оформившись в виде капель; на расстоянии
13* 195
Фиг. 140. Фотографии топливной струи с малой скоростью истечения,
снятые на разных расстояниях от сопла. Диаметр сопла 0,508 мм.
Давление впрыскивания 7 ати\ противодавление 1 ата.
Фиг. 141. Влияние давления впрыскивания на
распад струи. Диаметр сопла 0,508 мм. Проти-
водавление 1 ата. Расстояние от сопла 63 мм.
190
натяжения. Как сказывается
поверхностного
£
Фиг. 142. Распад струй различных жидкостей. Дав-
ление впрыскивания 105 ати: противодавление
1 ата; диаметр сопла 0,508 мм. Расстояние от соп-
ла 127 мм.
178 мм от сопла фотоснимок показывает процесс дальнейшего рас-
пада, когда под воздействием сил воздуха отрываются частицы струи
в виде длинных тонких нитей, которые в последующем делятся еще
на несколько частей, размеры которых уже в значительной степени
определяются силами
давление впрыскива-
ния или скорость
истечения на распад
струи, видно из фо-
тоснимков, получен-
ных Ли и Спенсером
для струи топлива,
снятой на одном и том
же расстоянии от соп-
ла (фиг. 141). Касле-
ман считает, что обра-
зование нитей есть
результат действия
воздуха на поверх-
ность струи и объяс-
няет процесс распы-
ливания, в частности,
образованием нитей.
Мы уже указы-
вали, что распад и
распыливание струи
жидкости при про-
чих равных условиях
сильно зависит от фи-
зических свойств са-
мой жидкости — от
поверхностного натя-
жения и от вязкости,
определяющей внут-
реннее трение частиц.
На фиг. 142 показа-
ны фотоснимки струй
различных жидко-
стей, снятые на одном
и том же расстоянии
127 мм от сопла при
давлении впрыскива-
ния 105 ати, противодавлении 1 ата и диаметре сойла 0,508 мм.
Снимок а относится к газолину, & —к воде, с —этиловому спирту, d —
Дизельному топливу № 1, е —дизельному топливу №2, / — смазоч-
ному маслу. В табл. 1Ха даны величины вязкости и поверхност-
ного натяжения указанных жидкостей, определенные пр'и +22J Ц
и при атмосферном давлении.
Сопоставление данных таблицы с фотоснимками показывает, что
и вязкость и поверхностное натяжение имеют самостоятельное зна-
чение для качества распыливания. В этом легко убедиться; доста-
197
точно сравнить фотоснимки due для дизельного топлива № 1 и 2,
чтобы наглядно видеть влияние вязкости, так как величины поверх-
ностного натяжения обоих топлив мало отличаются; сравнение фото-
снимков b и с для воды и этилового спирта покажет влияние величины
поверхностного натяжения, так как величины вязкости этих жидко-
стей близки друг к другу и у этилового спирта вязкость даже несколь-
ко больше.
Таблица 1Ха
Жидкость Вязкость Поверхностное
натяжение.
в пуазах дин!см
Газолин 0,0042 21
Вода 0,0096 68
Этиловый спирт 0,0115 24
Дизельное топливо № 1 0,022 27
Дизельное топливо № 2 0,102 28
Смазочное масло 3,07 31
Для распада струи важна относительная скорость топлива и воз-
духа, когда речь идет об эффекте воздействия сил воздуха, и абсолют-
ная скорость топлива, когда дело касается эффекта действия внутрен-
них причин, вызывающих распад струи. При определенном значении
величины скорости самой струи надлежаще организованный воздуш-
ный поток не только содействует улучшению распыливания, вслед-
ствие увеличения относительной скорости и аэродинамических сил,
действующих на струю, но помогает также и более равномерному
распределению частиц топлива в объеме воздуха, т. е. улучшает
макросмесь. Чем быстроходнее двигатель, тем больше роль движения
воздуха в распиливании и распределении топлива в камере сгорания.
Ротрок и Спенсер установили, что .даже умеренная скорость воздуха
(4,5—6 м/сек) улучшает распределение топлива по камере. При скоро-
сти до 18,3 м/сек воздух разрушает только оболочку струи и способ-
ствует распределению всего топлива в камере сгорания; для того
чтобы разрушить сердцевину струи, требуется значительно более
высокая скорость воздуха (порядка 90 м/сек).
§ 39. Распределение топлива в струе
Распределение топлива вдоль и поперек струи не может быть
равномерным. В случае простого цилиндрического отверстия сопла
струя по выходе из форсунки расширяется, следовательно, по длине
струи постепенно меняется средняя плотность топлива от одного
поперечного сечения к другому. В пределах одного поперечного сече-
ния распределение топлива также переменно. Развитие струи можно
представить следующим образом. Первые частицы топлива, внедряясь
в сжатый воздух, быстро теряют свою кинетическую энергию, но со-
здают более благоприятные условия для движения вслед идущим ча-
стицам. На некотором расстоянии от сопла передовые частицы оттес-
няются в стороны задними частицами топлива, которые имеют
еще достаточную кинетическую энергию для продвижения еще дальше,
198
На некотором большем расстоянии от сопла энергия этих частиц
теряется и они, в свою очередь, отбрасываются в стороны и заменяются
новыми частицами топлива, обладающими относительно большим
запасом энергии. Процесс обновления состава головной части струи,
процесс оттеснения одних частиц и замена их другими представляют
собою непрерывный процесс. При своем движении топливная струя
увлекает за собой воздух, что также облегчает продвижение последу-
ющих частей струи. Таким образом в середине поперечного сечения
движется компактная, обладающая большой энергией и скоростью,
центральная струя, вокруг которой с постепенно уменьшающейся
к периферии скоростью движутся. — отчасти еще благодаря запасу
энергии, отчасти увлекаемые струей — остальные струйки топлива.
На внешней поверхности струи находятся мельчайшие частицы топли-
ва, составляющие оболочку струи. На первый взгляд может показа-
ться, что, при изложенной схеме развития струи и при непрерывном
истечении топлива из сопла, струя способна углубиться в сжатый
воздух сколь угодно далеко. Однако глубина проникновения струи
топлива при данных конкретных условиях впрыскивания не может
быть больше определенной величины, соответствующей условию
равновесия, при котором энергия струи в выходном сечении затра-
чивается на проталкивание и оттеснение впереди идущих частиц,
на трение между частицами топлива, благодаря переменной скорости
в поперечном сечении, на трение струи о воздух и на увлечение воз-
духа или на создание вихревых потоков воздуха в камере. Распреде-
ление топлива в струе сильно зависит от конструкции сопла, так как
угол конуса струи и форма струи при прочих равных условиях
определяются конструкцией сопла.
Юхац разработал теорию рассеяния струи, которая совместно
с Цаном и Швейцером была применена при обработке эксперимен-
тальных данных. Если Q—-количество г топлива, приходящееся на по-
верхность Fсм2, находящуюся на расстоянии R см от сопла, то коли-
чество топлива, отнесенное к единице телесного угла, будет равно:
/ — = Q г -
F * F стерадиан * (141)
R*
' 4г/?2
Напомним, что полный телесный угол сферы составляет-^- = 4к,
а единица телесного угла равна ~ и называется стерадиан. Следо-
F
вательно, отношение представляет телесный угол конуса струи,
сечение которой на расстоянии R от сопла равно F.
Абсолютная величина /q была названа «потоком». Относительная
величина потока или удельный поток может быть получен из выра-
жения
1 Qo F ’
где Qo — все количество впрыснутого топлива. Удельный поток харак-
теризует в условиях опыта распределение одного грамма топлива
в рассматриваемом месте пространства. Удельный поток в пределах
199
одного поперечного сечения непостоянен, но можно считать, что
в любой точке каждой окружности удельный поток приблизительно
остается постоянным, хотя опытные данные и показывают некоторое
изменение удельного потока даже в пределах одной окружности,
описанной из центра, лежащего на оси струи. Обозначим через
/г<3 и /,• величины потока и удельного потока на окружности радиуса г
в некотором произвольном поперечном сечении струи на расстоянии R
от сопла. Если взять площадь 2^rdr, то количество топлива, попада-
ющее на данное элементарное сечение, на основании формулы (141)
будет dQ)=^2~rdr, а все количество топлива, попадающее на
данное поперечное сечение, будет равно
о>
2т- С
Q = ^\f<-Qrdr, (142)
о
।
относительное количество топлива, достигшее данного сечения, будет
равно
«”£=« (143)
О
Чтобы определить величины Q и q из формул (142) и (143). необхо-
димо знать /г = <р(г). Была проведена аналогия распыливания с выстре-
лом картечью. Основываясь на данных теории вероятностей, относя-
щихся к этому случаю, и допуская что размеры капелек и их началь-
ная скорость одинаковы, был принят закон
fr = foe~^, (144)
где /„ — удельный поток по оси струи,
/г —величина, характеризующая плотность струи
Функция (144) имеет максимум при г=0, минимум при г = со и точ-
ку перегиба при г = ^-. Из формулы (144) следует, что
ln/r = ln/0 — h2r,
т. е. уравнение прямой в системе координат In /,, г; поэтому достаточно
знать из опыта два произвольных значения frn,nn соответствующих г,
чтобы определить h и /0, а следовательно, и функцию (144).
Для экспериментального изучения распределения топлива по
длине и по сечению струи была применена специальная установка,
позволяющая производить один или несколько- последовательных
впрысков. Улавливание топлива на разных расстояниях от сопла
и на разных радиусах в данном поперечном сечении производилось
с помощью особой дисперсионной клетки или с помощью спиральной
лестницы. Б первом случае (фиг. 143) к восьми стойкам прикрепля-
лись передвижные радиальные ручки, на каждой из которых распола-
галось пять круглых малой высоты стаканчиков с пропускной бумагой
внутри для впитывания топлива. Эти ручки имели такую длину,
что центральная часть струи проходила мимо и захватывалась отдель-
ной девятой ручкой. Схема и расположение стаканчиков показано
200
на фиг. 144. Во втором случае к стойкам крепились отдельные стакан-
чики, в форме сегментов, причем эти сегменты располагались по вин -
Фиг. 143. Дисперси-
онная клетка для ула-
вливания частиц топ-
ливной струи.
Фиг. 144. Размеры п расположение улавливающих
г_ стаканчиков в дисперсионной клетке.
товой линии относительно оси струи; в стаканчики для улавливания
топлива закладывалась пропускная бумага. Зная число впрысков,
ф”г. 145. Диаграмма рассеяния впрыскиваемой струи. Сопло Д=0,35льи, давле-
ние впрыскивания 155 ати-, противодавление 14 ати; п=202 об/мин. Количество
впрыснутого топлива 0,502 г.
общее количество впрыснутого топлива, расстояние от сопла и от оси
струи, а также взвесив бумагу до и после эксперимента, можно полу-
201
чить представление о распределении топлива в струе. Нафиг. 145
приведен для иллюстрации график распределения топлива в четырех
поперечных сечениях струи; во всех сечениях показаны кривые изме-
нения потока по радиусу; для крайнего сечения показана, кроме того,
кривая относительного количества топлива q, достигшего данного
Фиг. 146. Распределение топ-
лива в четырех различных по-
перечных сечениях струи. Диа-
метр сопла 0,507 мм.
сечения, в зависимости от радиуса се-
чения. Тонкие линии, идущие наклон-
но к оси струи, представляют геоме-
трические места точек пространства, в
которых поток имеет одинаковое зна-
чение. График показывает- большую
плотность струи в центре и постепенное
уменьшение плотности к периферии.
Ли исследовал распределение топ-
лива в струе путем улавливания.струек
отдельными цилиндрическими или коль-
цевыми концентрическими стаканчика-
ми, которые устанавливались на раз-
ных расстояниях от сопла. Взвешива-
нием стаканчиков до и после опыта
определялось количество топлива, до-
стигающего данной точки или данного
кольцевого сечения пространства. На
фиг. 146 приведен график, показываю-
щий распределение топлива в четырех
сечениях от сопла. Как и в предыдущем
случае, график показывает большую
плотность центральной части струи.
Чем дальше от сопла, тем, во-первых,
меньше разница в плотности между
центральной частью и более удален-
ными от центра точками сечения и,
во-вторых, меньше абсолютное количе-
ство достигающего данное сечение топ-
лива.
Швейцер с помощью спиральной
лестницы исследовал и обработал по
методу Юхаца распределение топли-
ва в струе. На фиг. 147 и 148представ-
лены графики результатов исследова-
ния распределения топлива для случая
впрыскивания в сжатый воздух и в
атмосферу. Тонкими линиями обозна-
чены геометрические места одинаковых
потоков; в случае впрыскивания в атмосферу, линии потока предста-
вляют лучи, идущие от сопла; в случае впрыскивания в сжатый
воздух, во-первых, весь конус струи получается больше и, во-вторых,
линии потока смыкаются по оси струи. Для каждого сечения нане-
сены кривые потоков. На фиг. 147 и 148 пунктирной кривой очерчена
теоретическая граница сгорания, которая в случае впрыскивания
в сжатый воздух располагается ближе к соплу. Граница сгорания
202
построена на основании следующих предпосылок. Если f — вестопли-
ва, приходящийся на один телесный угол, ^ерад11ан > ^—теорети-
чески необходимое количество кг воздуха для сгорания 1 кг топлива.
Фиг. 147. Распределение струи топлива, впрыснутой в сжатый воздух.
Сопло-0,63 мм. Давление впрыскивания 280 amir, противодавление
14 атщ п-202 об/мин.
'{в—весовая плотность воздуха кг/м6, то объем воздуха, необходимого
для сгорания, будет
s"v=:^» л<3
1В
Пусть у—расстояние в м, которое необходимо пройти струе де
полного сгорания; тогда объем сферического сектора с радиусом у
Фиг. 148. Распределение струи топлива, впрыснутой в атмосферу.
Сопло 0,63 мм. Давление впрыскивания 280 amir, противодавление
1 ата; п=202 об/мин.
и с углом в 1 стерадиан будет
3 7 стерадиан ’
поэтому
Таким образом чем больше поток /, тем дальше отстоит от сопла
теоретическая граница сгорания. Конечно, эти подсчеты далеки от дей-
203
ствительностц, так как они предполагают абсолютно спокойное состо-
яние воздуха и изменение потока по поперечному сечению по урав-
нению
/Г = /Ое-^2.
Вышеприведенные исследования не могут точно отразить дей-
ствительную картину развития струи и распределения топлива
в струе, так как они не учитывают многих факторов, как, например,
разрушения оболочки, а иногда и сердцевины струи потоками воз-
духа, испарения топлива, а также сгорания топлива в процессе впры-
скивания. Тем не менее подобные исследования позволяют сделать
сравнительные заключения о характере влияния тех или иных факто-
ров на распределение топлива в струе, как-то: влияние' давления
впрыскивания, противодавления среды, рода топлива, конструкции
сопла и т. д.; кроме того, они позволяют качественно оценить общий
характер распределения топлива в пространстве при впрыскивании.
Эти исследования позволили сделать те предположения о структуре
и плотности струи, которые были приведены выше.
§ 40. Тонкость и однородность распыливания
Понятие о тонкости распыливания. При впрыскивании топливо
раздробляется на огромное число капелек очень малого диаметра.
Хотя капельки распыленного топлива имеют различный диаметр,
однако, в каждом случае специальными опытами можно установить,
каков средний диаметр подавляющей части капель топлива. Величина
среднего диаметра большинства капелек характеризует тонкость
распыливания топлива. Принято считать, что распыливание тонкое,
если средний диаметр капелек относительно мал, и грубое, если
средний диаметр относительно велик. Нет абсолютной меры тонкого
и грубого распыливания; сравнивается средний диаметр капелек в од-
ном случае распыливания со средним диаметром капелек в другом
случае и определяется, какой из этих случаев дает более тонкое или,
наоборот, более грубое распыливание: В быстроходных дизелях
средний диаметр капли распыленного топлива на основании ряда
опытов составляет 0,002—0,005 мм, соответственно этому порция
впрыскиваемого топлива распадается на несколько миллионов капе-
лек.
Размер капелек топлива при распиливании или иначе—тонкость
распыливания зависит от многих условий. Для качественной и коли-
чественной оценки влияния различных факторов на тонкость распы-
ливания нужно, очевидно, уметь определять размеры капелек
топлива.
Имеются попытки теоретическим путем определить радиус капли
распыленной жидкости (формулы Трибнига и Клюзенера).
В настоящее время вопрос о размерах частиц распыленного топли-
ва аналитически еще не разработан в такой степени, чтобы учесть
полностью все возможные влияния различных факторов; поэтому
средством измерения размеров капелек, с точки зрения тонкости
и однородности распыливания, пока остается непосредственный
экспериментальный путь.
204
Были применены различные методы измерения диаметров капелек.
Например, топливо впрыскивалось на закопченную пластинку;
путем взвешивания пластинки до и после впрыска определялся вес
порции топлива, попавшей на пластинку; затем подсчитывалось общее
число капелек на пластинке; зная число капелек и их суммарный
вес, легко вычислить средний диаметр. В другом случае применялось
стекло, покрытое слоем глицерина; топливо впрыскивалось на стекло,
после чего под микроскопом определялось число капелек и измерялся
их диаметр. В ряде опытов топливо впрыскивалось на поверхность
жидкости, находящейся в сосуде на некотором расстоянии от форсун-
ки. Улавливающая жидкость
должна удовлетворять сле-
дующим условиям: топливо
не должно смешиваться с нею;
улавливающая жидкость дол-
Фиг. 149. Микрофотография отпечатков
капель топлива на закопченной пла-
стинке.
Фиг. 150. Микрофотография отпе-
чатков капель топлива на поверх-
ности улавливающей жидкости.
жна препятствовать слиянию отдельных кацель. В опытах Вёльтье-
на в качестве улавливающей жидкости применялась смесь 70%
дестиллированной воды и 30% дубильного экстракта. По опытам
Де Юхаца, Цана и Швейцера из трех видов улавливающих жидко-
стей-1-глицерина, жидкого стекла и смеси 65% дестиллированной
воды и 35 % дубильного экстракта—наилучшей оказалась последняя
смесь. После впрыскивания фотографируется с большим увеличением
поверхность жидкости, с вкрапленными на поверхность капельками
топлива, и по полученным снимкам подсчитывается число капель
и измеряется их диаметр. Иногда вместо фотоснимков прямо приме-
няют микроскопы с большим увеличением и со специальной измери-
тельной шкалой на окуляре, что позволяет непосредственно, без
фотографирования, измерить число капелек и их диаметр. Исследо-
вания по измерению тонкости распыливания очень громоздки и кро-
потливы. Для иллюстрации на фиг. 149 показана микрофотография
(фотография с большим увеличением) отпечатков капель топлива
на поверхности закопченной пластинки. Поле пластинки разбито
205
на клетки для удобства измерений и подсчета капелек. На фиг. 150
показана микрофотография капелек топлива, впрыснутого на поверх-
ность улавливающей жидкости. Определив средний диаметр капелек
в данных условиях опыта, можно установить влияние различных фак-
торов на тонкость распыливания. Следует иметь в виду, что при рас-
смотрении влияния изменения одного какого-либо фактора осталь-
ные условия всегда считаются неизменными.
Однородность распыливания. Идеально однородным распилива-
ние будет в том случае, когда все капельки топлива будут иметь
один и тот же диаметр. На практике этого никогда не бывает. Одно-
родность распыливания не имеет связи с тонкостью распыливания.
Может быть грубое распиливание и, вместе с тем, однородное, если
диаметры капелек относительно велики, но близки друг к другу.
Распиливание может быть тонким и неоднородным, если размеры
капелек заметно отличаются, но
в общем подавляющая масса имеет
относительно малые размеры.
рас-
Фиг. 151. Кривые характеристик
пыливания.
i %
числа капель 1 и частоты_______- в
ic dr
зависимости от радиуса капли.
Для суждения о качестве распыливания принято строить, так
называемые, характеристики распыливания, предложенные Хэйсером
и Штроблем. Характеристики распыливания представляют кривые,
построенные в следующих координатах: по оси абсцисс отклады-
ваются диаметры капелек топлива; по оси ординат—процентное
количество капелек данного диаметра от всего количества капелек,
принятого за 100%. Таким образом, ордината любой точки этой кри-
вой показывает процентное содержание капелек данного диаметра,
соответствующего абсциссе точки.
На фиг. 151 представлены три характеристики распыливания.
Кривая, которая поднимается и спускается круче, соответствует
более однородному распыливанию (более узкие пределы диаметров
капелек); наоборот, кривая, поднимающаяся и спускающаяся полого,
относится к неоднородному распыливанию (диаметры капелек изме-
няются в более широких пределах). Чем ближе вершина кривой харак-
теристики к началу координат, тем тоньше распыливание. Кривые 7
и 2 показывают более однородное распыливание, чем кривая 3
206
но кривая 3 относится к случаю более мелкого распыливания, чем
кривая 2; кривая 1 показывает тонкое и однородное распыливание.
Мелит указывает, что характеристики распыливания целесообраз-
нее строить по другому принципу, что позволит правильнее опреде-
лить средний радиус капли. Если отложить по оси абсцисс радиус
капелек в микронах (р), а по оси ординат отношение, J где i—число
капелек, радиус которых равен или меньше определенного радиуса г,
a /<.—общее число капель, то получится кривая (фиг. 152)
производная этой функции
d4-
может быть названа кривой частоты капель. Следовательно, коли-
чество капель, радиус которых лежит в пределах от г, до rt-{-dr т
будет равно:
= (г) dr.
<с
Пусть гср —средний радиус капли, V — объем всего впрыснутого
топлива, F — фактическая поверхность распыленного топлива; по
Заутеру средний радиус капли может быть вычислен пэ формуле
гср — 3
Объем ¥ можно представить в виде
>2 гз
v=2 4 =4г' dr’
ri rt
где rx и rz — предельные размеры капелек.
Общую поверхность всех капель можно выразить равенством
Г1
Поэтому средний радиус капли будет равен
г?. d —
\ г,г dr 1
J «г
•И
Для сгорания топлива в дизелях недостаточно еще обеспечить
тонкое распыливание; необходимо, кроме того, добиваться одно-
207
родности и, что очень важно, равномерного распределения топлива
по объему камеры сжатия. Если топливо неравномерно распреде-
лено по объему камеры сжатия, то труднее использовать для сгора-
ния воздух; поэтому мощность мотора будет меньше. При эксплоа-
тации дизеля, исходя из этих положений, следует внимательно
контролировать работу форсунки в смысле давлений впрыска,
чистоты сопла, правильности работы всех отверстий многодырчатой
форсунки, отсутствия заедания иглы.
•
§ 41. Влияние различных факторов на тонкость и однородность
распыливания
Наибольший интерес представляет влияние на тонкость и одно-
родность распыливания следующих факторов: давления впрыскива-
ния, противодавления, числа оборотов насоса, вязкости топлива,
конструкции сопла.
Влияние давления впрыскивания. Опыты многих исследователей
показали сильную зависимость тонкости распыливания от давления
впрыскивания. Под давлением впрыскивания понимается давление
топлива перед выходным отверстием форсунки. Чем больше давление
'впрыскивания, тем больше скорость струи топлива и тем меньше сред-
ний диаметр капелек.
На фиг. 153 показаны микрофотографии капелек распыленного
топлива при давлении впрыскивания 50,100, 150, 200, 250 и 300 ат
(опыт Вёльтьена). Давление среды, в которую производился впрыск,
или, иначе, противодавление во всех случаях было одним и тем же
(30 ат).^Средний диаметр капелек распыленного топлива при давле-
нии впрыскивания 50 ат составляет 40 р, а при давлении впрыскива-
ния 300 ат—только 4,37 р. Увеличение тонкости распыливания с уве-
личением давления впрыскивания тесно связано со скоростью струи
у выхода, которая также растет. Кривые возрастания скорости струи
и уменьшения диаметра капелек в зависимости от давления распыли-
вания приведены на фиг. 154. Они подтверждают существование зави-
симости между скоростью выхода струи из форсунки и средним диа-
метром капелек.
На фиг. 155 приведены характеристики распыливания по иссле-
дованиям Ли в зависимости от давления впрыскивания (сопло диамет-
ром 0,5 мм; плотность воздуха ув = 15 кг/м3). Эти характеристики
показывают, во-первых, что тонкость и однородность распыливания
возрастают с увеличением давления впрыскивания и, во-вторых,
что после Рф=288 ат тонкость и однородность распыливания мало
меняются с увеличением давления. Следует сделать оговорку; практи-
чески малая зависимость тонкости и однородности распыливания от
давления впрыскивания в области высоких давлений не подтвер-
ждается другими опытами; например, по данным Засса и Мелига,
средний диаметр капелек непрерывно уменьшается с увеличением
давления впрыскивания.
Мы указывали, что распад выходящей из форсунки струи и распи-
ливание топлива обусловлены как внутренними, так и внешними
причинами. В данном случае противодавление, а следовательно,
и плотность среды не меняются, поэтому возрастание давления впры-
208
скивания увеличивает перепад давлений, под которым происходит
впрыск, и тем самым повышается скорость выхода струи. Увеличение
скорости, в свою очередь, во-первых, содействует распаду струи из-за
Фиг. 153. Влияние давления впрыскивания на тон-
кости распыливания
а—давление вп рыскпвания
Ь— » »
с— » »
50 am;d 4( !<
100 » <1 -33,75 |л
150 » d 26,75 ц
200 » <'--20 ц
250 » d L3,75 ц
300 » d ; 4,37 ре
больших вихревых движений внутри струи и на ее периферии и, во-вто-
рых, увеличивает аэродинамические силы воздействия воздуха на по-
верхность струи, что способствует отрыву и распылению частиц
14
Т. М. Мслькумов
209
топлива с неизбежных неровностей на поверхности струи. Если уве-
личение давления впрыскивания не сопровождается увеличением
скорости струи из-за больших потерь в форсунке, то распыливание
не улучшается.
Влияние противодавления. С увеличением плотности среды,
куда производится впрыск, возрастают силы действия воздуха на
струю и, если скорость струи не меняется или изменяется мало,
Фиг. 154. Влияние давления впрыскивания на
скорость струи и средний диаметр капелек.
можно ожидать улучшения распыливания. Опытные данные под-
тверждают уменьшение среднего диаметра капелек с увеличением
противодавления или, что одно и то же, с увеличением плотности
среды, куда производится впрыск. На фиг. 156 приведены три фото-
снимка капелек распыленного топлива, полученные при одинаковых
Фиг. 155. Характеристики распыливания
в зависимости от давления впрыскивания.
давлениях впрыскивания (280 ат) и постоянных других условиях
впрыска, но при различных противодавлениях; снимок а относится
к противодавлению lOaznu, снимок б — к 5 ати и снимок в — к 1 ати
(опыты Засса). Эти и другие опыты дали основание сделать вывод об
210
увеличении тонкости распыливания с
увеличением противодавления. Сред-
ний диаметр капелек и характеристики
распыливания по опытам Засса пред-
ставлены в зависимости от противо-
давления на фиг. 157 и 158. Обозна-
чения кривых на фиг. 158 соответ-
ствуют обозначениям фотоснимков на
фиг. 156.
Однако было бы ошибочно думать,
что данное положение может быть при-
нято без оговорок и всегда. Если бы
оно было верно во всех случаях, мы
вправе были бы ожидать увеличения
тонкости распыливания и при проти-
водавлении в 100,200 и выше атмосфер.
В действительности трудно рассчиты-
вать на такой результат. Когда на-
чальное давление впрыскивания равно
280 ат, а противодавление меняется
с 1 до 10 ати, то разность давлений,
под которыми вытекает топливо, изме-
няется незначительно, а именно от
279 до 270 ат; скорость же топлива,
• пропорциональная по уравнению Бер-
нулли корню квадратному из разности
давлений, изменится в данном случае
всего только на 1,5—2%. Между тем
плотность воздуха увеличилась в де-
сять раз и соответственно этому вы-
росли аэродинамические силы воздей-
ствия воздуха на струю. Следователь-
но, мы констатируем в данном случае
следующее: увеличение противодавле-
ния до известных пределов мало отра-
жается на величине скорости топлива
и поэтому практически не меняет дей-
ствия внутренних причин распада и
распыления струи; однако при этом
сильно возрастают внешние силы воз-
действия воздуха на поверхность струи,
что содействует распиливанию топ-
лива.
Чрезмерное увеличение противо-
давления может сильно уменьшить
скорость струи и это обстоятельство,
по предположению автора, настолько
Фиг. 156. Влияние противодав-
ления на тонкость распылива-
ния.
ухудшит внутренние причины распада
и распыливания, что хотя влияние сил воздуха и будет все время
возрастать, результирующий эффект влияния обеих групп при-
чин будет отрицательным и распыливание станет более грубым.
14*
211
Влияние числа оборотов валика насоса. При увеличении числа
оборотов вала мотора или кулачкового валика топливного насоса
пропорционально возрастает скорость движения плунжера насоса
и, следовательно, при определенном сечении выходных отверстий
сопла форсунки должна увеличиться скорость струи. Опыты дей-
ствительно показывают увеличение фактического давления топлива
в нагнетательной магистрали при увеличении числа оборотов. Увели-
чение давления в различных топливных системах будет различное; в
частности при форсунках откры-
того типа оно будет больше, что
будет показано в соответствую-
щем разделе. При форсунках
Л
5/71---------------
О 5 Юат
Противодавление
Фиг. 157. Зависимость средне-
го диаметра капелек от проти-
водавления. Давление впрыс-
кивания 280 ати; сопло
0,57 мм.
Фиг. 158. Характеристики распыли-
вания в зависимости от противодав-
ления. Давление впрыскивания 280
ати; сопло 0 57 мм. Противодавление
для кривой а—10 ати; кривой б—
5 ати, кривой в—1 ати.
закрытого типа зависимость фактического давления впрыскивания от
числа оборотов будет во многом определяться профилем кулачка и со-
отношением сечения плунжера и суммарного сечения отверстий фор-
сунки, но и здесь давление не остается постоянным при изменении чи-
сла оборотов. Пишингер приводит график (фиг. 159) зависимости заме-
ренного давления впрыскивания от числа оборотов для насоса Бош
с диаметром плунжера 6,5 мм, соединенного трубопроводом длиной
1 м и отверстием в свету 2 мм с форсункой, сопло которого имело
отверстие диаметром 0,5 мм. Давление затяжки форсунки или стати-
ческое давление начала открытия форсунки в этих опытах было 140 ат.
Как следствие увеличения скорости струи, при увеличении числа
оборотов средний диаметр капелек получается меньше или тон-
кость распыливания возрастает; это подтверждается исследованиями
Засса.
Влияние вязкости топлива. Экспериментально установлено, что
чем больше вязкость топлива, тем, в соответствии с теорией, хуже
распыливание. На фиг. 160 представлены результаты опытов Ли
212
и Спенсера для двух топлив; вязкость топлива № 1 равна 0,022
пуаза при температуре 22° Ц и при атмосферном давлении; вязкость
топлива № 2 при тех же условиях равна 0,102 пуаза. Давление
впрыскивания равно 280 ати, противодавление 13 ата-, диаметр
сопла 0,508 мм. Как показывает график, размеры капелек в слу-
чае более вязкого топлива № 2 получаются больше. Влияние вяз-
кости на качество распыливания было показано выше на фиг. 142.
Для некоторых типов камер сгорания, обычно применяемых в
авиационных дизелях, надлежащее распыливание топлива имеет
Число оборотов вали ба насоса.
Фиг. 159. Давление впрыскива-
ния в зависимости от числа обо-
ротов. Насос Бош; диаметр плун-
жера 6,5 лом; трубопровод 2x6х
X 1 000 мм; сопло 0,5 мм; давле-
ние затяжки пружины форсунки
140 ати.
'Фиг. 160. Влияние вязко-
сти топлива на тонкость
распыливания.
большое значение. Это обстоятельство следует иметь в виду при
смене горючего.
Влияние конструкции сопла. В начале дизелестроения существо-
вало мнение, что если обеспечить искусственно вращательное движе-
ние струи топлива, то распыливание должно улучшиться. Равным
образом предполагалось, что столкновение двух топливных струй
должно способствовать лучшему распыливанию. Для выяснения
правильности этих предположений были проделаны опыты с различ-
ными конструкциями сопел и в частности с тремя типами сопел,
показанных на фиг. 161. Опыты Ли показали, что обычное нормаль-
ное сопло обеспечивает более тонкое распыливание, чем форсунка
с винтовыми канавками на игле и,в особенности,чем форсунка со стал-
кивающимися струями. Объясняется это большими потерями давле-
ния в форсунке с винтовыми канавками и уменьшением скорости
струи. Например, при давлении впрыскивания 160 ат скорость
струи форсунки нормального типа была 180 м/сек, в то время как
для форсунки с винтовыми канавками на игле даже при большем
давлении впрыскивания 345 ат скорость струи равнялась только
213
Нормальное С винтовой иглой
Со сталниВающ
струями
Средний диаметр( капли) в группеу
Фиг. 162. Характеристики распыли-
вания из форсунки с нормальным
сотом п с соплом с винтовыми ка-
навками.
Фиг. 161. Эскизы опытных сопел.
Фиг 163. Формы сопел в опытах Гольфельдера. Отверстия сопел
d=0,5 и 1,0ллп
214
104 м/сек. В случае форсунки со сталкивающимися струями распи-
ливание также получалось хуже, чем в нормальном сопле.
Потеря напора внутри сопла зависит от конструкции сопла и при
прочих равных условиях определяет величину фактической скорости
струи в выходном сечении сопла, а следовательно, и качество распы-
ливания. Сопло с винтовыми канавками обеспечивает более широкий
конус струи сравнительно с нормальным цилиндрическим соплом,
085
0.80
А
0.75
О <0 20 30 50 50 60 70 80
Pi-дарение 5 ата
Фиг. 164. Зависимость коэфициента истечения от давле-
ния впрыскивания. Диаметр сопла 0,5 миг, противодавле-
ние 1 ата.
однако, коэфициент истечения такого сопла равен 0,37, что много
ниже коэфициента истечения цилиндрического сопла. На это ука-
зывает и Джелаллс. На фиг. 162 даны, по опытам Ли, две характери-
стики распыливания; кривая b относится к случаю простого цилин-
дрического сопла и давления впрыскивания 2S0 ат', кривая с отно-
сится к центробежному соплу и давлению впрыскйвания 344 ат.
Несмотря на более высокое давление, тонкость и однородность распы-
ливания в случае сопла с винтовыми канавками хуже.
Гольфельдер определил коэфициенты истечения различных кон-
струкций сопел в зависимости от давления впрыскивания. На фиг. 163
приведены схемы исследованных сопел, а на фиг. 164 величины коэфи-
циентов истечения; диаметры всех сопел были одинаковы и равны
0,5 мм, противодавление во всех случаях-равнялось 1 ата. К сожале-
215
30
i"
’5» 10
ОД ОД 0,6 ОДмм
Диаметр сопла
Фиг. 165. Зависимость сред-
него диаметра капелек от диа-
метра сопла. Давление впры-
скивания 280 ати; противо-
давление 10 ати.
нию, он не связал эти исследования с определением тонкости распы-
ливания. Основываясь на предыдущем, можно предполагать, что
распыливание при прочих одинаковых условиях будет тем тоньше,
чем больше коэфициент истечения. Для всех типов сопел устано-
влена независимость величины коэфициента истечения от давления
впрыскивания. Форма сопла 7 и 9 бли-
же всего подходит к распространенному
типу сопла фирмы Бош.
Засс установил, что тонкость распы-
ливания возрастает с уменьшением диа-
метра отверстия сопла (фиг. 165), что
связано с увеличением скорости струи.
Де Юхац, Цан и Швейцер указывают, что
уменьшение размеров капелек с умень-
шением диаметра сопла в условиях их
опыта наблюдалось только для диамет-
ров ниже 0,38 мм; выше этого диаметра
они не смогли установить какой-либо
связи между диаметрами капелек и соп-
ла. Противоречие между наблюдениями
указанных экспериментаторов и опыта-
ми Засса объясняется, невидимому, раз-
личной конструкцией форсунки и разны-
ми отношениями сечения плунжера на-
соса к минимальному сечению сопловых
отверстий форсунки. Опыты с различ-
ным отношением длины отверстия сопла
к его диаметру показали практическую независимость тонкости
распыливания от этого фактора. Из фиг. 164 в частности видно,
что для сопла формы 1 коэфициент истечения мало меняется при
изменении -г от 3 до 10.
И м
§ 42. Дальнобойность струи
Под дальнобойностью понимают глубину проникновения конца
струи топлива в среду сжатого воздуха за определенный промежуток
времени. Если дальнобойность струи слишком мала, топливо не
сумеет охватить весь объем камеры сжатия, отдельные периферийные
участки окажутся необстрелянными топливом и воздух в них будет
плохо вовлечен в процесс сгорания; вследствие этого уменьшится
мощность мотора или будет увеличиваться расход топлива. Наоборот,
если дальнобойность струи чрезмерно велика, то топливо, еще не на-
чав гореть, может достигнуть стенок цилиндра, поршня. В этом слу-
чае осевш ее на стенках топливо будет сгорать с поверхности, неполно,
давая сажу и нагар, в результате уменьшится также индикаторная
мощность мотора и увеличится удельный расход топлива. Наилуч-
шим случаем будет тот, когда струя успевает пробить все расстояние
камеры сгорания, но топливо сгорает, едва дойдя до стенки. Чтобы
правильно подойти к выбору условий впрыскивания, необходимо
уметь определять дальнобойность струи и знать, как влияют на даль-
нобойность различные факторы. Изучение дальнобойности особенно
216
Путь конца струи L, наибольшая
и скорость струи w в зависимости
Фиг. 166.
шприца В
<>т угла поворота кулачкового валика насоса.
Давление впрыскивания. 150 ат\ противодав-
ление 18 ат; сопло 0,6 мм.
важно для безвихревых камер сгорания большого и малого диа-
метра цилиндра.
Исследования показывают, что путь конца струи не пропорцио-
нален времени. Движение струи происходит с замедлением. Скорость
струи в начале уменьшается быстро, а затем падение скорости про-
исходит медленнее. Нафиг. 166 дан график, на котором в зависимости
от времени нанесены путь L = / (/) и скорость конца струи w — ,
а также наибольшая ширина струи В, характеризующая изменение
угла конуса струи. Такая закономерность хода кривых L и w понятна
из предыдущего.
Попытка определить дальнобойность струи теоретическим путем
наталкивается на огромные трудности. Если рассматривать движение
отдельной изолирован-
ной капельки в среде
большой плотности, ока-
жется, что капля даже
при большой начальной
скорости не может про-
никнуть в сжатый воз-'
дух глубоко; например,
Кюн указывает, что пре-
дел дальнобойностивэтом
случае равен всего около
25 мм. Но подобное рас-
смотрение движения изо-
лированной капли далеко
от действительности, так
как оно совершенно не
учитывает как эффекта
действия сзади идущих
частиц топлива, путь для
движения которых облег-
чен впереди находящими-
ся капельками, так и того, что воздух получает движение в на-
правлении струи. Конечно, при всех попытках аналитического
определения дальнобойности струи не могут получить исчерпываю-
щего отражения, приложимого к различным условиям впрыскива-
ния, также и влияния таких факторов как испарение топлива,
действие на струю воздушного потока в камере, воспламенение
топлива в струе, диаметр отверстия и конструкция сопла. Таким
образом аналитическое решение вопроса о дальнобойности струи
вынужденно является схематичным и может служить только для
иллюстративных целей.
Миллер и Бердслей, основываясь на экспериментально получен-
ных графиках типа фиг. 166, пытались аналитически определить
путь конца струи. Для конкретных условий впрыскивания падение
скорости конца струи топлива подчиняется следующему эмпириче-
скому закону:
dt
(145)
217
где к—величина, зависящая от условий впрыскивания. Было устано-
влено, что коэфициент к зависит от давления впрыскивания, от
противодавления, рода топлива, диаметра отверстия сопла, от
времени и др. Следовательно, для возможности решения задачи
необходимо знать k = /(f) для определенных условий впрыскивания.
Из (145), считая к — const, получается в общем виде
iv = -
1
k2t2
(146)
Уравнение (146) недействительно для t — О, так как в этом
случае w получается равным бесконечности. Если взять из кривой
фиг. 166 для некоторого значения tx, близкого к началу координат,
скорость и для другого произвольного значения I скорость iv,
то' из (145) можно получить среднее значение величины к в ин-
тервале времени от до t для тех условий впрыскивания, для
которых получена исходная кривая iv = /(t).
Именно
С - 2к \ dt
п Л
или
Д-—7L--/r(f-/1), (147)
y^w '
откуда
_ 1 _ .
t — ti J wtlv
Средняя скорость wcp в интервале от t, до t выразится формулой
1 н’ср-j \ xvdt п
или, на основании (146),
t • If dt Wcp~'/73(f \ t2 h
или 1 1 WcP--/£2- fj ,
но из (146) = — ; t= ; 1 /cjAvj ’ k\w
поэтому t,t = 7=^ k2
и Wcp =
т. е. для принятого закона ускорений (формула 145) средняя ско-
рость струи за некоторый промежуток времени равна средней
геометрической крайних значений скоростей.
218
Путь струи за время от г, до t равен
L = жср (/ — /,) (t — /,) iv,ж;
из (147) у iv у IV,
или j/w = ; ’ /с (1 — /вд + 1
поэтому L = (/ - /,) w\. . - fc(t—/,)/»,+ 1
или L = —. (148) /с 'l'rw1 + j f
Формула (148) дает значение изменения пути конца струи за время
от некоторого tt до произвольного t, при условии, что известна началь-
Фиг. 167. Снимки струй топлива.
ная скорость в\ и величина к в интервале t—tT для конкретных усло-
вий впрыскивания. Если принять, как это делают Миллер и Берд-
слей, /,^0 и iv1 = iv0, то из (148) получится формула для подсчета
дальнобойности струи в виде:
L =——5 (148')
fcf/lVo+1
^Формула (148') не учитывает целого ряда факторов, о которых
упоминалось вначале; поэтому она не может иметь значения там,
где требуется получить определенные количественные соотношения.
До настоящего времени решение вопроса о дальнобойности струи
базируется на экспериментальном методе. Опыт обычно произво-
дится в бомбе, поэтому получаемые результаты не могут быть авто-
матически перенесены в условия двигателя. Большие исследования
по изучению дальнобойности струи при различных условиях впры-
скивания проводились в разных странах. Все установки в принципе
219
похожи друг на друга и позволяют делать мгновенные фотоснимки
струи, освещенной на весьма короткий срок (10-6 сек.) сильным источ-
ником света. Ряд последовательных снимков (до 4000 снимков в сек.)
дает возможность измерить в определенном масштабе, связанном с
установкой, длину и угол конусности струи в зависимости от времени,
так как расстояние между отдельными снимками пропорционально
времени. На фиг. 167 приведена часть полученных указанным путем
фотоснимков, показывающих развитие струи или путь, проходимый
концом струи, в зависимости от времени.
Фиг. 168. Влияние давления впрыски-
вания на дальнобойность; противо-
давление 22 ата.
§ 43. Влияние различных факторов на дальнобойность и угол
конуса струи
Исследования показали, что дальнобойность и угол конусности
струи зависят от многих факторов, а именно: от давления впрыскива-
ния, противодавления, среды, температуры воздуха и топлива, диа-
метра сопла, числа оборотов, профиля топливного кулачка, удель-
ного веса топлива и конструкции
сопла. На основании многочис-
ленных исследований можно уста-
новить закономерную связь меж-
ду дальнобойностью и углом ко-
нусности, а именно: если в силу
каких-либо обстоятельств угол
конусности струи увеличивается,
то обязательно уменьшается даль-
нобойность. Это понятно, так как
дальнобойность связана с пробив-
ной способностью струи; поэтому,
чем компактнее и плотнее струя,
тем глубже она может проник-
нуть в среду сжатого газа. Рас-
смотрим влияние на дальнобой-
ность каждого из перечисленных
факторов в отдельности; при рас-
смотрении влияния изменения одного какого-либо фактора осталь-
ные будут считаться постоянными.
Влияние давления впрыскивания. Следует ожидать, что увеличе-
ние давления впрыскивания увеличивает дальнобойность струи топли-
ва, так как возрастает ее скорость и живая сила. Опытные данные
вполне подтверждают это Положение. На фиг. 168 представлены гра-
фически результаты опытов Миллера и Бердслея по исследованию
влияния давления впрыскивания на дальнобойность. По оси абсцисс
отложено давление впрыскивания, по оси ординат—глубина проник-
новения или дальнобойность струи. Кривые указывают глубину про-
никновения конца топливной струи через 0,001 сек., 0,002 сек. и т. д.
Из графика ясно видно, что дальнобойность струи растет по мере
увеличения давления’ распыливания. По опытам Гольфельдера,
с увеличением давления впрыскивания угол конусности струи и даль-
нобойность увеличиваются, но для разных конструкций сопел раз-
лично. Например, формы 6, 7 и 8 сопел (фиг. 163) дают небольшое
220
изменение угла конусности струи с увеличением давления впрыски-
вания; наоборот, при формах сопел 1,3 и 4 угол конусности заметно
растет с увеличением давления впрыскивания. Чем меньше меняется
угол конусности струи с. увеличением давления впрыскивания, тем
сильнее возрастает
дальнобойность.
Влияние противо-
давления. Увеличе-
ние давления сжатого
воздуха, в который
производится впрыск,
или увеличение про-
тиводавления t приво-
дит к увеличению
плотности газа, уве-
личивает сопротивле-
ние среды проникно-
вению струи и, сле-
довательно, должно
уменьшать дально-
бойность. На фиг.*169
показаназависимость
дальнобойности и ско-
бойность струп.
рости конца струи топлива от противодавления (опыт Засса); по
оси абсцисс отложено время, по оси ординат глубина проникно-
вения и скорость конца топливной струи в среду сжатого азота;
кривые получены при различ-
ном противодавлении от 0 до
15 ати. Гольфельдер устано-
вил, что угол конусности
струи возрастает с увеличе-
нием противодавления среды.
Влияние температуры воз-
духа и топлива. Исследования
Джелаллса и Ротрока показы-
вают, что при увеличении тем-
пературы воздуха дальнобой-
ность струи топлива умень-
шается; это связано, вероят-
но, с испарением топлива. По
Фиг. 170. Влияние диаметра сопла на даль-
нобойность струи.
опытам Джелаллса увеличе-
ние температуры топлива еще
сильнее влияет на уменьше-
ние дальнобойности струи как вследствие испарения, так и бла-
годаря более тонкому распиливанию нагретого топлива.
Влияние диаметра сопла. Предполагаются постоянными давление
впрыскивания и противодавление среды, иначе говоря, постоянна
скорость впрыскивания. В этом случае, большой диаметр сопла при’
водит к увеличению компактности или плотности стержня струи
и к увеличению ее пробивной способности; следовательно, мы вправе
ожидать увеличения дальнобойности при увеличении диаметра сопла.
221
Это подтверждается опытами Засса (фиг. 170). По этим данным,
например, при диаметре сопла 0,8мм струя топлива за время 0,006 сек.
Фиг. 171. Путь конца струи и скорость струи при различных диа-
метрах сопла. Давление затяжки форсунки 150 ати; противодав-
ление 18 ати; число оборотов валика насоса 100 об/мин.
проникает на глубину около 29 см, а при диаметре 0,4 мм только
на глубину 20 см. Тот же результат следует из графика фиг. 171,
приводимого Пишингером. Гра-
фик относится к случаю, когда
определенное количество топли-
тов на дальнобойность струи.
Фиг. 173. Влияние удельного веса топли-
ва на дальнобойность струи. Давление
впрыскивания 560 ати; противодавление
14 ати; сопло 0,56 мм с крутыми' вин-
товыми канавками.
ва (75 дш3на 1 ходплунжера насоса) впрыскивалось при 1000об/мин.
через сопла с диаметрами отверстия 0,6; 0,4 и 0,2 мм. Хотя в
данном случае фактическое давление впрыскивания и начальная
скорость струи увеличивались с уменьшением диаметра отверстия
сопла, тем не менее дальнобойность уменьшалась. Опыты пока-
222
зывают, что сопло с меньшим диаметром отверстий обеспечивает
меньшую дальнобойность сравнительно с соплом, имеющим боль-
ший диаметр отверстий. Опыты Ли показали, что при увеличении
диаметра отверстия сопла до 0,75 мм дальнобойность возрастала, а
дальше снова начинала уменьшаться; это объясняется, вероятно, тем,
что при неизменном в опытах впрыскивающем агрегате при больших
Фиг. 174. Влияние конструкции сопла на форму и
дальнобойность струи.
отверстиях сопла сильно уменьшалась начальная скорость струи.
Влияние числа оборотов на дальнобойность. При увеличении
числа оборотов скорость впрыскивания топлива должна возрастать,
так как сечения топливного насоса и отверстий сопла форсунки оста-
ются постоянными, а скорость плунжера насоса увеличивается про-
порционально числу оборотов. На фиг. 172 показана зависимость
дальнобойности от числа оборотов валика топливного насоса (опыты
ЦИАМ). Как показывает график, в области больших чисел оборо-
тов зависимость дальнобойности от числа оборотов невелика.
Влияние удельного веса топлива на дальнобойность. Опытом уста-
новлено увеличение дальнобойности струи при возрастании удель-
ного веса топлива. Это объясняется более грубым распыливанием
топлива, имеющего больший удельный вес; более же грубое распыли-
вание при той же скорости впрыскивания увеличивает живую силу
223
и, следовательно, пробивную способность струи топлива. На фиг. 173
показана зависимость дальнобойности от удельного веса топлива
по опытам Бердслея. Опыты Ли также показывают увеличение дально-
бойности и, кроме того, уменьшение угла конусности струи с увеличе-
нием удельного веса топлива. В действительных условиях удельный
Фиг. 175. Влияние угла накло-
на винтовых канавок сопла на
дальнобойность и угол конуса
струи. Угол наклона 90° без ка-
навок, 23' —интенсивное закру-
чивание струи. Условия впрыс-
кивания (см. фиг. 173).
вес топлива для данного типа мотора, в частности, для дизеля—-не
может изменяться в широких пределах. Практически удельный вес
топлива для быстроходного дизеля колеблется в пределах 0,83—0,88.
При этих условиях дальнобойность
с увеличением удельного веса топли-
ва возрастает не намного.
Влияние конструкции сопла на
дальнобойность. Сопло, из которого
топливо выходит компактной, плотной
с малым конусом расширения струей,
обеспечивает большую дальнобой-
ность сравнительно с соплом, по вы-
ходе из которого топливная струя
сильно расширяется. В первом случае
сопротивление воздуха проникновению
топлива невелико, относительно боль-
шее количество топлива движется в
одном направлении и. если передовые
(головные) частицы струи теряют свою
живую силу, они отбрасываются в сто-
рону и заменяются сзади идущими
частицами, живая сила и пробивная
способность которых сохранилась. Все
это содействует дальнобойности топ-
ливной струи. Наоборот, при широ-
ком конусе струи меньшее количество
топлива движется в одинаковом на-
правлении и глубина проникновения
уменьшается. На фиг. 174 приведены по опытам Бердслея фотогра-
фии топливных струй, выходящих из цилиндрического сопла при про-
тиводавлении! и 15 ата (снимки а и й); там же показаны для проти-
водавления 15 ата снимки топливных струй при соплах, выполнен-
ных с винтовыми канавками, обеспечивающими сильное (снимки (Г)
и слабое (снимки с) закручивание струи. Эти снимки показывают,
во-первых, увеличение конуса распыливания и, в результате, умень-
шение дальнобойности с увеличениел! противодавления (сравните а
и Ь); во-вторых, увеличение конуса распыливания и уменьшение
дальнобойности в случае сопел с винтовыми канавками и тем больше,
чем интенсивнее закручивание струи или чем меньше угол наклона
винтовой канавки. На фиг. 175 в зависимости от угла наклона винто-
вой канавки сплошными линиями показана дальнобойность, а пунк-
тиром угол конуса струи.
Из исследованных Гольфельдером типов сопел (фиг. 163), форма 6
дает наименьший угол конусности и наибольшую дальнобойность
струи.
ГЛАВА VIII
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
§ 44. Назначение и классификация камер сгорания
Камеры сгорания быстроходных дизелей должны отвечать следую-
щим требованиям: а) обеспечение хорошего смесеобразования и пол-
ного сгорания впрыснутого толпива в возможно меньшем количестве
воздуха и в возможно короткий период; б) снижение максимального
давления вспышки; в )сокращение периода запаздывания воспламе-
нения и обеспечение плавного нарастания давлений в цилиндре.
Одновременно выполнить все приведенные выше требования не уда-
ется, поэтому конструкция камеры сгорания обычно имеет цель обес-
печить достижение одной какой-либо цели; остальные задачи реша-
ются лишь частично.
Камеры сгорания быстроходных дизелей не удается классифици-
ровать по одному какому-либо признаку. По конфигурации будем
делить камеры сгорания на однополостные и двухполостные. В за-
висимости от состояния воздуха их делят на безвихревые и вихре-
вые. В двухполостных камерах сгорания воздух неизбежно приходит
в состояние вихревого движения. Таким образом мы будем различать
однополостные (вихревые и безвихревые) камеры сгорания; двух-
полостные (вихревые) камеры сгорания. В отдельных конструкциях
для облегчения запуска или для улучшения сгорания камера сгора-
ния выполнена трехполостной1; но эти схемы можно игнорировать
в классификации, преследующей практические цели.
Вихревое движение воздуха в камере сгорания можно получить
тремя способами: 1) при всасывании или при продувке—соответству-
ющим устройством конструкции всасывающих или продувочных
органов; 2) при сжатии—с помощью специальной формы поршня
или при двухполостных камерах, конструкцией перехода от одной
полости ко второй; 3) при сгорании—искусственно создаваемой раз-
ностью давлений между полостью; где начинается сгорание, и второй
полостью. Последний способ вихреобразования возможен только
в двухполостных камерах сгорания. Вихреобразование может быть
и комбинированным, например, одновременно при всасывании и при
сжатии, или при сжатии и сгорании и т. д. В литературе встречается
также понятие о вихре во время расширения. Под вихрем расши-
-------------- t
1 Например, камера сгорания Листер, одна из модификаций камеры
Ла нова, камера автомобильного дизеля КОДЖУ,
15 т. М. Мелькумов
225
рения понимается движение воздуха и продуктов сгорания при ходе
расширения, когда вследствие движения поршня к НМТ создается
разность давлений между полостями камеры сгорания. Вихрь рас-
ширения, следовательйо, возможен только в двух-и многополостных
камерах сгорания. В большинстве двухполостных камер сгорания
вихрь расширения имеет второстепенное значение.
Интенсивность вихревого движения воздуха можно оценивать
различными способами. В том..случае, когда вихревое движение со-
здается при всасывании или при сжатии, очевидно, скорость вихре-
вого движения будет пропорциональна числу оборотов коленчатого'
вала; поэтому весьма удобно пользоваться понятием так называемого-
относительного вихря, введенным Рикардо, представляющим собой
отношение угловой скорости или условного числа оборотов движения
воздуха к угловой скорости или числу оборотов коленчатого вала:
“в N
— =— •>
ш п
где юв и ш—угловые скорости вихря и коленчатого вала,
N и п—числа оборотов вихря и коленчатого вала.
Для обеспечения надлежащего смесеобразования желательно,,
чтобы за период впрыска весь воздух в камере сгорания успел бы
подойти к топливной струе; поэтому существует наивыгоднейшее
отношение вихря, различное для разных двигателей и зависящее
от числа и расположения форсунок, от числа и направления отвер-
стий сопла и от продолжительности подачи. Если предположить,
что цилиндр имеет I форсунок, равномерно расположенных по окруж-
ности, относительно оси которой создается вихревое движение воз-
духа, или что имеется одна центральная форсунка с i равномерно
расположенных и одинаковых отверстий в сопле, то при продол-
жительности подачи топлива а0 по углу поворота коленчатого вала
теоретически наивыгоднейший относительный вихрь будет равен:
N _360
п ia
В частном случае, когда z=l, то — = . При угле впрыска
а ^36° наивыгоднейший относительный вихрь будет около 10.
Так как скорость воздуха во время всасывания или сжатия про-
порциональна скорости поршня или числу оборотов коленчатого вала,
то относительный вихрь не зависит от числа оборотов двигателя-
Это обстоятельство способствует достижению высокого числа оборо-
тов, особенно если вихреобразование получается при сжатии.
В случае, когда вихревое движение создается при сгорании за счет
разности давлений между отдельными полостями камеры сжатия,
интенсивность вихревого движения зависит от многих факторов:
соотношения объемов отдельных полостей камеры, сечения соедини-
тельных отверстий между полостями, момента воспламенения отно-
сительно ВМТ и пр. В этом случае нет простой и общей связи между
скоростью вихревого движения воздуха и числом оборотов коленча-
того вала, тем более что в отдельных конструкциях двухполостных
камер сгорания вихревое движение воздуха и продуктов сгорания-
226
не имеет определенной оси вращения и, следовательно, определенной
угловой скорости. Об интенсивности вихревого движения в этом слу-
чае судят по величине так называемой энергии перетекания, под кото-
рой понимается суммарная величина живой силы газа, перетекающего
из полости, где началось сгорание, в полость, в которой надлежит
создать вихревое движение воздуха для получения равномерной
смеси.
Вихреобразование в цилиндре дизеля является важным сред-
ством для увеличения использования воздуха, особенно при боль-
шом числе оборотов. Это доказывается примерами выполненных
конструкций (Юнкере, Рикардо-Комет), а также расчетами, осно-
ванными на кинетике химических реакций.
§ 45. Однополостные камеры сгорания
Основные принципы конструирования однополостных камер сго-
рания быстроходного дизеля следующие:
1. Соответствие конфигурации камеры сгоранияи формы топлив-
ной струи. Соответствие формы струи и камеры сгорания способно
обеспечить наибольшее использование воздуха, вследствие искус-
ственного сближения воздуха и топлива. Это условие имеет исклю-
чительно большое значение в случае безвихревой однополостной
камеры сгорания, где других средств хорошего перемешивания топли-
ва и воздуха нет. Соответствие между конфигурацией камеры сго-
рания и формой струи в выполненных конструкциях достигается
путем приспособления формы головки или поршня к форме топли-
вной струи при выбранном месторасположении форсунки, или
подбором числа и месторасположения форсунок и конструкции
распылителя при намеченной форме камеры сгорания или, наконец,
одновременным сочетанием обоих этих способов1.
2; Сравнительно высокие давления распыливания топлива. Это усло-
вие необходимо для улучшения распыливания топлива, его перемеши-
вания с-воздухом и более полного его сгорания при малом избытке
кислорода и в короткий период времени.
3. Организованное движение воздуха в вихревых однополостных
камерах сгорания. Движение будем называть организованным, если
движение всего воздуха в целом имеет определенную ось вращения.
Необходимость организации движения воздуха в камере сгорания
непосредственно вытекает из условия лучшего использования запаса
воздуха в цилиндре и сокращения периода сгорания. Как правило,
продолжительность впрыскивания топлива больше продолжитель-
ности периода запаздывания воспламенения и, следовательно, сгора-
ние начинается еще до момента окончания впрыска; воздух, находя-
щийся в камере, отдает часть кислорода на сгорание, и кислород заме-
щается свежеобразующимися продуктами сгорания. Если движение
воздуха в камере будет неорганизованным, условия сгорания топлива,
Поступающего в конце впрыска, будут хуже, чем в случае организо-
ванного движения воздуха, когда к топливной струе подходят новые
1 Это требование не имеет особого значения В тех случаях^ когда степень
использования воздуха мала.
15» 227
порции относительно чистого воздуха. Скорость вихревого движения
воздуха должна быть согласована с законом подачи топлива и с чис-
лом и расположением форсунок и отверстий распылителей. В однопо-
лостных камерах сгорания вихревое движение воздуха может быть соз-
дано только при всасывании или продувке и при сжатии. Поэтому
здесь вполне подходит понятие относительного вихря как величины,
характеризующей движение воздуха. На фиг. 176, а—е даны схемати-
чески некоторые конструкции однополостных камер сгорания,
§ 46. Камера Гессельмана
Камера Гессельмана характеризуется центральным расположе-
нием многодырчатой форсунки; ось форсунки совпадает с осью цилин-
дра; оси сверлений в сопле-распылителе образуют большой угол
с осью форсунки; отверстия в сопле одинакового диаметра и располо-
жены равномерно по окружности. Днище поршня представляет собой
тело вращения с выступом по сере-
дине и углублением, возрастающим
от середины к краю, но не доходя-
щим до последнего. Форма днища
поршня и внутренней поверхности
головки при определенном угле
отверстий в сопле выбирается так,
чтобы в ВМТ форма камеры строго
соответствовала форме топливной
струи; при этом необходимо учиты-
вать и дальнобойность струи; что-
бы топливо не осело на днище
поршня. Схема камеры Гессельма-
на показана на фиг. 177.Клапаны—
обычно четыре—расположеныв го-
ловке; в четырехтактном двигате-
ле они служат для всасывания и
выхлопа; в двухтактном двигателе
клапаны ёлужат для отвода вы-
хлопных газов или для продувки.
Камера сгорания этого типа выпол-
Фиг. 177. Схема камерыГессельмана.
няется нормально в виде однопо-
лостной безвихревой камеры. Однако в четырехтактном двигателе она
может быть превращена в однополостную камеру с организованным,
хотя и слабым завихрением воздуха. Для этого всасывающий клапан
снабжают на части окружности около опорного конуса ширмой—
цилиндрическим выступом а. При подъеме клапана сторона, на кото-
рой имеется ширма, остается закрытой, и .воздух может поступить
только на остальной свободной части окружности. При расположе-
нии ширмы относительно головки, показанном на фиг. 178, воздух при
всасывании получает тангенциальное движение и, направляясь
стенками цилиндра, в дальнейшем вращается вокруг оси цилиндра!
Наивыгоднейшая угловая скорость вращения воздуха при определен-
ном числе отверстий сопла форсунки, невидимому, будет та, при кото-
рой воздух за время впрыскивания успеет совершить угловое перемен
228
М М. .Ы-5Ч-
д
♦* и
•' — Дейн; б — Диви..-
• натл"ых типов предкамеу,
^МЯ> • ♦ ,/Ь нжс-Мерае- д— Хи е —Коло;
• I > фЯССИЖ.
ж—Б Юсси нт;
щение, равное проекции угла между двумя соседними сверлениями
сопла. В этом случае на долю каждой струи топлива приходится своя
порция воздуха, расположенная в секторе между двумя струями;
воздух подходит к сектору постепенно за время впрыска,освобождая
Фиг. 178. Схема завихрения и смесеобразования в че-
тырехтактном двигателе Гессельман.
место для продуктов сгорания соседней струи топлива. Хотя такое
организованное завихрение воздуха и заманчиво с точки зрения луч-
шего использования воздуха и более полного сгорания топлива,
однако, выполнение клапана с ширмой сильно сокращает проходное
сечение для всасывания и уменьшает наполнение цилиндра. Вслед-
ствие этого, для авиационных че-
тырехтактных дизелей всасываю-
щие клапаны не снабжаются шир-
мой и камера сгорания выпол-
няется безвихревой. В случае
двухтактного двигателя—с вых-
лопом через клапаны в головке
и продувкой через окна, распо-
ложенные внизу и имеющие оси,
касательные к некоторой окруж-
ности, описанной из центра на
оси цилиндра,— вращательное
движение воздуха с необходимой
скоростью обеспечивается легко.
Давление затяжки пружины
форсункй зависит от размеров ци-
линдра и числа оборотов мотора и
практически составляет величину
не ниже 200 кг] см". Число отвер-
стий в сопле зависит главным об-
60 sc so зс го да о ю го го 4; so^onso so х °
ВМТ
Фиг. 179. Индикаторная диаграмма
дизеля с камерой типа Гессель-
мана.
разом от диаметра цилиндра. Ориентировочно можно считать 5—6 от-
верстий для цилиндров диаметром от 1С0 до 125 мм, 6—8 отверстий
Для цилиндров диаметром от 125 до 150 мм, 7—9 для цилиндров диа-
метром 150 мм и выше. Удовлетворительное сгорание топлива в безви-
хревой камере типа Гессельмана достигается при степени использова-
ниявоздуха не выше 0,65—0,7 или при коэфициенте избытка воздуха
Не ниже 1,5. Максимальное давление вс шпики в быстроходных
229
дизелях составляет величину 80—85 ат, а при наддуве 90—-100 ат
и выше в зависимости от давления наддува. Нафиг. 179показана
индикаторная диаграмма дизеля без наддува с камерой сгорания
Гессельмана. Камера Гессельмана применяется, в частности, в авиа-
ционном дизеле Коатален.
§ 47. Камера сгорания авиационного дизеля Паккард
На фиг. 180 представлена схема камеры сгорания авиационного
дизеля Паккард. Головка имеет только один клапан, являющийся
одновременно и выхлопным и всасывающим. Такое решение допустимо
для дизеля, у которого после выхлопа отработавших газов происходит
Фиг; 180; Схема камеры сгорания авиадизеля Паккард.
всасывание чистого воздуха. В карбюраторном моторе при таком
решении всасываемая свежая горючая смесь воспламенилась бы от
контакта с выхлопными газами. Система одного клапана, служащего
одновременно и для выхлопа, и для всасывания, имеет, не говоря
о сокращении числа клапанов, еще и то преимущество, что его тем-
пература более низкая, чем у обычного выхлопного клапана. Клапан
в головке двигателя Паккард расположен эксцентрично; это способ-
ствует завихрению воздуха в цилиндре при всасывании. В поршне
против клапана имеется выемка, которая вместе с плоским днищем
головки образует камеру сгорания. При движении поршня >вверх
230
выступающая часть днища подходит почти вплотную к головке,
вытесняя воздух из этой части в камеру сгорания; создается добавоч-
ное завихрение воздуха. Завихрение воздуха при всасывании и завих-
рение при сжатии имеют различные оси вращения и представляют
пример неорганизованного движения воздуха. Форсунка расположена
сбоку цилиндра со стороны выемки в поршне и выполнена таким обра-
зом, что топливо выходит через кольцевую щель и образует поверх-
ность конуса. Конус этот имеет довольно большой угол и поэтому при
малых размерах камеры неизбежно оседание топлива на стенках
поршня и клапана. Камера дви-
гателя Паккард принадлежит к
числу однополостных вихревых
камер сгорания, в которых не
выполнены два условия—орга-
низация движения воздуха и
соответствие между формами
топливной струи и камеры.
Естественно поэтому, что и ре-
зультаты, достигнутые с этой
камерой сгорания, оказались
невысокие. Удовлетворительное
сгорание и сравнительно малый
расход топлива (180г/э. л. с. ч.)
достигались при среднем эффек-
тивном давлении порядка 6,0
кг}см2-, уже при среднем эффек-
тивном давлении 6,5 кг!см2 рас-
ход топлива составлял 190 г/э.
л. с. ч. и выше и выхлоп стано-
вился дымным. Максимальное
давление вспышки для двигате-
ля без наддува и при е =16 рав-
но 80 -90 ат и процесс осуще-
ствляется жестко, с большим
нарастанием давлений при сгорании. Диаграмма рабочего процесса
показана на фиг. 181. В силу указанных недостатков камера авиа-
ционного дизеля Паккард не получила дальнейшего развития.
Заслуживает внимания применение дросселирования воздуха
на всасывании на режиме малых оборотов, что в одноклапанной
конструкции может быть связано также и с дросселированием
выхлопа. Значение дросселирования воздуха для режима малых обо-
ротов авиационного дизеля было указано раньше. В первоначальной
конструкции Паккард для дросселирования применялась обычная
заслонка, расположенная у переднего отверстия приемно-выхлопного
патрубка. Задача обеспечения устойчивых малых оборотов при этом
решалась плохо, так как воздух поступал через заднее отверстие; воз-
растала лишь доля остаточных газов, вследствие неудовлетворитель-
ной очистки клапанного патрубка. В последующей модели вблизи от
Клапана было установлен кран (фиг. 180). В этом случае эффект дрос-
селирования воздуха усиливается дросселированием выхлопа. Только
вследствие этого на авиационном дизеле Паккард даже при несовер-
231
шенной схеме впрыскивающей аппаратуры удавалось получить
устойчивые минимальные обороты малого газа около 250—300 в
минуту.
§ 48. Камера сгорания дизеля Юнкере
Дизель Юнкерса представляет собой бесклапанную, двухтактную
машину. Гильза цилиндра открыта с обеих сторон и имеет наверху
отверстия, расположенные по окружности и служащие для выхлопа;
внизу—отверстия для продувки, расположенные также по всей окруж-
ности. В середине, в цилиндре, имеется пять отверстий, из которых
одно служит для пускового клапана сжатого воздуха, а четыре для
установки форсунок (фиг. 182).
В цилиндровой гильзе помещены два поршня; каждый поршень
через отдельный шатун соединен со своим коленчатым валом. Колен-
чатые валы монтируются таким образом, что
оба поршня попеременно сближаются и отхо-
дят друг от друга. Когда поршни находятся
в НМТ, выхлопные и продувочные окна от-
крыты и происхрдят процессы продувки через
нижние окна и выхлопа через верхние. Про-
дувочные окна выполнены так, что их оси
касательны к некоторой окружности, описан-
ной из центра на оси цилиндра, и наклонены
Фиг. 182. Схема каме-
ры сгорания дизеля
Юнкере.
под небольшим утлом к оси цилиндра. Вслед-
ствие этого продувочный воздух получает вин-
товое движение в цилиндре и энергично вытес-
няет отработавшие газы через выхлопные окна.
• Когда поршни движутся навстречу друг дру-
гу, закрываются выхлопные и продувочные
окна и происходит сжатие воздуха в цилиндре.
В конце сжатия осевая составляющая винто-
вого движения воздуха при продувке уничто-
жается, воздух в камере сжатия находится
только в организованном вращательном дви-
жении. Момент максимального приближения поршней друг к
другу определяет объем камеры сжатия и, следовательно, степень
сжатия мотора. Перед концом сжатия через четыре однодырчатые
форсунки под большим давлением (на номинальных оборотах около
700 ат и выше) впрыскивается топливо. Подхватываемая воздушным
вихрем струя топлива отклоняется в сторону движения (фиг. 183).
Судовой и автомобильный дизели Юнкерса имеют только один
коленчатый вал. Нижний поршень связан со своим кривошипом шату-
ном; верхний поршень передает энергию на две симметричные отно-
сительно оси цилиндра шейки вала с помощью особой траверсы и двух
длинных боковых шатунов.
Камера сгорания Юнкере представляет собою однополостную
вихревую камеру в виде простого цилиндра небольшой высоты;
впрыскивающая система приспособлена к форме камеры. В камере
Юнкерса, таким образом, полностью выполнены основные условия
удовлетворительной работы однополостных камер; поэтому и резуль-
таты, достигнутые в ней в области сгорания, весьма высокие. Эффек-
232
тивный расход топлива на силу-час на крейсерских режимах полета
составляет 150—155 г для двигателей с приводным центробежным
Припеки
Сжатие
Впрыск
Выхлоп
Фиг. 183. Последовательность процессов в двигателе Юнкере.
нагнетателем и 145—150 г для двигателей, имеющих, кроме того, турбо-
компрессор. Вполне удовлетворительное сгорание получается при
степени использования воздуха около 0,7—0,75 или при коэфициенте
Фиг. 184. Индикаторная диаграмма авиадизеля Юнкере ЮМО-4.
избытка воздуха порядка 1,35—1,40. Максимальное давление вспыш-
ки равно 85—100 ат и выше в зависимости от степени сжатия и вели-
чины давления наддува. Нафиг. 184 представлена индикаторная ди-
аграмма рабочего процесса авиационного дизеля Юнкере ЮМО-4;
важно отметить высокое давление сжатия (65—70 хг/сл/2), короткий
233
период запаздывания воспламенения (около 3—4° поворота коленча-
того вала) и малую скорость нарастания давления. Короткий период
запаздывания воспламенения в дизеле Юнкерса объясняется рядом
причин: высокой степенью
сжатия (е= 17), наддувом
двигателя, наличием сталь-
ных накладок на днище
поршня, высокая темпера-
тура которых повышает
давление и температуру
воздуха в конце сжатия,
вследствие большой тепло-
отдачи от поршневых на-
кладок воздуху в процессе
продувки и сжатия. Вслед-
ствие малого периода за-
Фиг. 185. Поршни авиадизелей: ЮМ0-4(с), ЮМО-205(б) и ЮМО-207(в).
паздывания, момент начала впрыска устанавливается ближе к ВМТ,
воспламенение начинается около ВМТисгорание переходит на ход рас-
ширения. В данном случае перенос сгорания главной массы топлива
за ВМТ не вызывает повышения расхода горючего на силу-час и доба-
вочно не осложняет работу поршневой группы, так как мощное вих-
ревое движение воздуха и тонкое распыливание топлива из-за- высо-
кого давления распыливания сокращают период сгорания. Несмотря
на резкий впрыск топлива (угол впрыска составляет около 10—15°
угла поворота коленчатого вала), благодаря выщ еуказанным причи-
нам, повышение давления при сгорании в авиационном дизеле Юн-
керса невелико; степень повышения давления составляет около 1,3.
Средняя скорость нарастания давления в авиационном дизеле
ЮМО-4 составляет 2—2,5 кг/см2 на 1°.
234
Литровая мощность последних моделей авиационных дизелей
Юнкере составляет на номинальной мощности около 45—50 л. с./л,
что достигается применением наддува помощью турбокомпрессора,
хорошим использованием воздуха и высоким числом оборотов колен-
чатого вала (до 3 000 об/мин.). Все указанные высокие данные дизелей
Юнкерса поручены вследствие длительной и еще не закончившейся
работы фирмы над конструкцией поршня. В двухпоршневой двухтакт-
ной бесклапанной конструкции (Юнкере, Цёллер) поршень, располо-
женный со стороны выхлопных окон, или, как говорят, выхлопной
поршень, работает в особо тяжелых условиях. Поэтому поршневые
кольца, особенно верхнее, быстро теряют упругость и прихватыва-
ются в канавке поршня, после чего неизбежны задир и заедание
поршня. Чтобы устранить эту опасность и вместе с тем предохранить
поршень от прогара, днище поршня изготовляется отдельно из
жароупорной стали и прикрепляется к алюминиевой юбке (фиг. 185)
одним центральным болтом (конструкция ЮМО-4), четырьмя длин-
ными шпильками (конструкция ЮМО-205 С) или четырьмя шпиль-
ками с пружинной подкладкой под гайки шпилек (конструкция
ЮМО-207). Пружины введены для того, чтобы разгрузить поршень
и шпильки от добавочных термических напряжений. Отдельное сталь-
ное днище позволяет установить неразрезное кольцо из специального
чугуна с малыми зазорами относительно цилиндра и поршня. Высокое
и достаточно тонкое неразрезное кольцо, именуемое жаровым кольцом
(Feuerring), во-первых, предохраняет уплотнительные кольца, осо-
бенно верхнее, от прямого действия пламени, во-вторых, умень-
шает температуру колец, так как заметная часть тепла, воспринятого
днищем, отводится через жаровое кольцо и, в третьих, способствует
более точной регулировке фаз распределения выхлопа и продувки.
Изготовление и установка жарового кольца и цилиндровой втулки
требуют высокой точности.
§ 49. Двухполостные камеры сгорания
Двухполостные камеры сгорания отличаются большим разно-
образием типов. Из них необходимо выделить в одну группу ряд камер,
конструктивное выполнение которых хотя и различно, однако, про-
цесс смесеобразования и сгорания в них принципиально одинаков.
Это так называемые предкамерные головки.
Двухполостные камеры сгорания имеют некоторые общие свой-
ства. Разделение камеры сгорания и перенос начала воспламенения
в полость, в которой непосредственно не находится поршень, имеет
своим следствием более плавное нарастание давлений, действующих
на поршень, а также снижение максимального давления в цилиндро-
вой полости. Это тем более ясно выражено, чем меньше сечение соеди-
нительных отверстий между полостями. Благодаря этому повышается
равномерность хода двигателя, а также повышается надежность
действия поршневой группы. Но снижение максимального давления
и увеличение плавности развития давлений в цилиндровой полости
достигается не без жертв. В двухполостных камерах сгорания отно-
сительная поверхность камеры всегда больше, чем в однополостных
конструкциях, поэтому тепловые потери и индикаторный расход
235
на силу-час получаются выше; способствует этому обстоятельству
также потеря энергии при перетекании рабочего тела из одной
полости в другую. Повышенные тепловые потери в головку особенно
чувствительны, когда двигатель холодный; поэтому запуск двигате-
лей с двухполостной камерой сгорания, как правило, более затрудни-
телен, чем у двигателей с однополостной камерой сгорания. В ряде
конструкций применение дополнительной камеры в головке умень-
шает размеры клапанов, что ухудшает наполнение двигателя. Раз-
деление камеры сгорания и связанное с этим вихревое движение
облегчает работу впрыскивающей аппаратуры в области распыли-
вания и распределения топлива по камере. Благодаря этому фор-
сунка в двухполостных камерах чаще всего устанавливается с одно-
дырчатым соплом, что облегчает производство и контроль сопла;
давление впрыскивания обычно меньше, чем в однополостных
камерах сгорания; двигатель менее чувствителен к смене горючего.
§ 50.Предкамерные конструкции дизельных головок
Предкамерная головка (головка с форкамерой, аванкамерой)
относится к группе двухполостных камер с образованием вихревого
движения при сгорании.
Принципиальная схема предкамерной головки приведена на
фиг. 186. Как показывает схема, объем камеры сгорания Vc делится
на две части; на объем У с, находящийся в головке и составляющий
20—35%от всего объема камеры сжатия, и объем У"с, расположенный
между поршнем и крышкой. Обе части камеры сгорания соединены
между собой одним или несколькими отверстиями малых размеров.
Отношение сечения соединительных каналов к селению поршня
составляет в среднем 0,004—0,008. Большой объем Уё называется
главной камерой, а малый объем У'с —предварительной камерой или
предкамерой. Конфигурация предкамеры и ее месторасположение
в различных конструкциях различны. Число, диаметр и направление
отверстий в промежуточном насадке между предкамерой и главной
камерой строго подбирается для выполнения возложенной на насадок
задачи. Форсунка, всегда однодырчатая, располагается в предкамере
так, что топливная струя направлена в сторону промежуточного
насадка.
Процесс смесеобразования и сгорания в предкамерных конструк-
циях осуществляется следующим образом. При ходе сжатия воздух
сжимается и определенная часть его перетекает из полости цилиндра
в предкамеру. Перед концом сжатия в предкамеру впрыскивается
топливо. Температура и давление в предкамере достаточно высокие,
поэтому топливо воспламеняется, однако, не всё, а только малая
часть, так как в предкамере мало воздуха. В предкамере может сго-
реть только такое количество топлива, которое соответствует запасу
кислорода при теоретическом соотношении топлива и воздуха.
Исследования Неймана показали, что воспламенение в предкамере
происходит при избытке воздуха. Например, для одноцилиндро-
вого двигателя Кертинг (18 л. с. при 350 об/мин.) Нейман устано-
вил для предкамеры к началу воспламенения величину а =1,46.
При сгорании части топлива в предкамере выделяется тепло, повы-
236
меньш е соединительные
Свеча
ВстаЕ/Иа с канавками
Фиг. 186. Схема предкамерной
головки.
шаются давление и температура в [предкамере, и создается пере-
пад давления между предкамерой* и главной камерой. Этот пере-
пад давления обусловлен тем, что обе части камеры сгорания
соединены отверстиями малого сечения и давление между ними не
успевает мгновенно выравниваться. ”
отверстия, тем больше перепад давле-
ний. Вследствие перепада давления
между предкамерой и главной каме рой
продукты сгорания и воздух из пред-
камеры перетекают с большой скоро-
стью в главную камеру, подхватывая
по пути несгоревшее топливо, распы-
ливая его, создавая в главной камере
энергичное вихревое движение возду-
ха и перемешивая топливо с воздухом,
находящимся в главной камере. Сго-
рание переходит в главную камеру и
давление в ней начинает повышаться.
По мнению Неймана, процесс сгорания
основной массы топлива в главной ка-
мере предкамерного двигателя анало-
гичен процессу компрессорного ди-
зеля. После окончания процесса сгорания происходит расширение
продуктов сгорания в цилиндре и в предкамере; при этом часть
продуктов сгорания перетекает из предкамеры в полость цилиндра.
Таким образом предкамера предназначена для создания очага пла-
мени и перепада давлений между нею и главной камерой; перепад же
давлений нужен для дальнейшего распыливания топлива и пере-
мешивания его с воздухом. Топливо должно впрыскиваться форсун-
кой в сторону соединительного насадка, так как только в этом случае
продукты сгорания и воздух из предкамеры при своем перетекании
в главную камеру смогут захватить и выбросить в главную камеру
все несгоревшее топливо.
В однополостных камерах сгорания распыливание, а в ряде кон-
струкций, кроме того, и перемешивание топлива с воздухом целиком
возлагаются на впрыскивающую систему; поэтому необходимо высо-
кое давление впрыска и большое число малых отверстий сопла фор-
сунки или несколько форсунок. В предкамерных конструкциях рас-
пыливание топлива отчасти обеспечивают насосом и форсункой, от-
части же предкамерой. Поэтому распыливание из форсунки может быть
более грубое, а сопло может быть выполнено однодырчатым и вслед-
ствие этого относительно большого диаметра. Давление затяжки пру-
жины форсунки в предкамерных двигателях без наддува составляет
80—100 щп. Меньшее давление впрыскивания уменьшает действую-
щие в насосе и форсунке силы и повышает надежность их работы.
Наличие сопла с одним относительно большим отверстием облегчает
производство и контроль; опасность засорения соплового отверстия
•уменьшается. Грубое распыливание топлива форсункой позволяет
в предкамерных конструкциях меньше считаться с вязкостью топ-
лива, в то время как в однополостных камерах качество распылива-
ния определяет полноту сгорания топлива, и переход на более вяз-
$237
кое топливо может повысить удельные расходы или ограничить мощ-
ность мотора.
В предкамерном двигателе путем небольшого изменения конструк-
ции переходного насадка удается успешно сжигать даже такое
трудно воспламеняющееся и плохо распыливающееся топливо как
каменноугольную смолу. Опыты, проводившиеся в этом направ-
лении в Германии, в частности Циннером, дали удовлетворительные
результаты.
Фиг. 187. Индикаторные диаграммы предкамеры и
главной камеры.
Г Можно одновременно снять индикаторный диаграммы процес-
сов в предкамере и главной камере и наложить их друг на друга;
такие совмещенные диаграммы представлены на фиг. 187. Линия
сжатия в предкамере идет ниже линии сжатия в главной камере, так
как при конечной скорости поршня перетекание части воздуха в пред-
камеру за ход сжатия происходит с определенной скоростью,
на создание которой нужен перепад давления; кроме того, нужен
добавочный перепад давления на преодоление сопротивлений при
проходе воздуха через узкие каналы соединительного насадка.
Перепад давлений между главной камерой и предкамерой зависит
от отношения сечений поршня и соединительных отверстий и от вели-
чины средней скорости поршня. Если предположить, что поршень
движется бесконечно медленно, то давления в цилиндровой полости
и в предкамере в любой момент времени в процессе сжатия будут
одинаковы и линия давления изобразится кривой 7 (фиг. 188),
подчиняющейся уравнению
Р =р (У£+ У)"
Дс Ра Vh + yj •
Если же скорость поршня бесконечно большая, то воздух не
успеет перейти из цилиндровой полости в предкамеру, процесс
сжатия осуществится только в цилиндровой полости; измене-
ние состояния воздуха будет подчинено уравнению
р- = р гл + п.у
к,.
£38
и изобразится кривой 2. Давление в предкамере за весь процесс
сжатия останется постоянным и равным ра. В действительном
случае, когда скорость поршня имеет конечную величину, дав-
ление в цилиндровой полости будет следовать некоторому закону, изо-
браженному кривой 3, распсложенной между кривыми 2 и 1. Изменение
давления в предкамере будет представлено кривой 4, расположенной
ниже кривой 7. В ВМТ, где скорость поршня равна нулю, давления в
обеих полостях теоретически могут сравняться; однако в зависимости
от соотношения сечений поршня и соединительных каналов давление
в главной камере в ВМТ может быть и несколько выше давления
в предкамере. По тем же причинам после окончания процесса
сгорания в период расширения давление в предкамере будет не-
много выше давления в главной камере, так как при расширении
Движение газов обратное. Сгорание начинается в предкамере; на
индикаторной диаграмме мы видим резкое повышение давления.
Резкость вспышки и величина максимального давления в предка-
мере не имеют значения, так как они не действуют на поршень.
Вслед за вспышкой давление в предкамере начинает падать, a s
главной камере начинает повышаться; объясняется это истечением
газообразных продуктов и топлива из предкамеры и переносом
сгорания в главную камеру. Так как в главную камеру смесь
топлива и газов поступает в состоянии горения, то давление .в
главной камере нарастает плавно; по этой причине и максимальное
Давление вспышки в главной камере невысоко (55—60 ат для дви-
гателей без наддува). Уменьшение и прекращение тепловыделения
в предкамере и повышение давления в главной камере заметно
снижают скорость истечения из предкамеры; в отдельных случаях
перетекание из предкамеры практически даже прекращается, что
совпадает с моментом достижения максимального давления в главной
камере и отмечается на индикаторной диаграмме, снятой с полости
230
предкамеры, в виде волны (фиг. 187). Могут быть случаи, когда
вследствие относительно короткого периода впрыска и интенсивного
выброса топлива в главную камеру, тепловыдележе в последней
будет столь большим, что давление в цилиндровой полости на
короткий отрезок времени далее превысит соответствующее давление
в предкамере; однако, в дальнейшем при расширении давление
в цилиндре будет все-таки несколько ниже давления в пред-
камере.
Предкамерные головки имеют много преимуществ, но обладают
одним весьма существенным недостатком—повышенным против одно-
полостных камер сгорания удельным расходом горючего. Автомобиль-
ные предкамерные двигатели имеют расход топлива в среднем 200—-
215 г/э. л. с. ч., т. е. на 10—20% больше, чем удельный расход в двига-
телях с однополостнымп камерами1. Повышенный расход топлива
в предкамерных дизелях, хак указывалось, объясняется двумя при-
чинами. Конфигурация камеры сгорания более сложна, вследствие
чего относительная поверхность камеры больше, что приводит к уве-
личению тепловых потерь в стенки. Вторая причина заключается
в том, что энергия сгоревшего топлива в предкамере теряется на созда-
ние скорости перетекания из предкамеры в главную камеру и созда-
ние завихрений в главной камере, а также на преодоление сопроти-
влений при проходе смеси газов и топлива через узкие каналы соеди-
нительного насадка. Эти дополнительные тепловые и дроссельные
потери вызывают увеличение удельного расхода. Из-за повышенного
расхода топлива и, возможно, из-за более трудног запуска, предка-
мерные конструкции не нашли практического применения в авиа-
ционных дизелях несмотря на ряд серьезных преимуществ. Однако
не исключена возможность создания легкого и экономичного авиа-
ционного дизеля с предкамерой.
Предкамерный мощный дизель Мерседес-Бенц L0F-6 (1200/900д.с.,
16 цилиндров), установленный на дирижабле LZ-129 и с небольшими
изменениями под маркой DB-602, предполагавшийся к установке
н новый дирижабль LZ-130, если верить опубликованной характе-
ристике, обладает очень низким удельным расходом: 170—175 г
на эффективную силу-час на мощности в 900 л. с. Однако это все-таки
на 10% больше удельного расхода авиационного дизеля Юнкере
и достигнуто ценой большого избытка воздуха, а следовательно, габа-
ритов и веса конструкции. В предкамерных двигателях удовлетвори-
тельное сгорание топлива достигается при сравнительно невысокой
степени использования воздуха, около С, 5—0,35, или при коэфи-
циенте избытка воздуха порядка 1,6.
На фиг. 189 (см. на обороте фиг. 176 на вклейке) представле-
ны схемы некоторых типов предкамер. На схемах в частности
можно видеть применение искусственных способов облегчения за-
пуска в виде свечей накаливания, нагреваемых перед пуском от
специального аккумулятора.
* Теоретическое исследование процесса перетекания воздуха из
цилиндровой полости в предкамеру в период сжатия и смеси газов
о 1 Есть конструкции автомобильных предкамерных дизелей (Мак-Л арен,
Дейц), которые имеют удельный расход топлива 190 г/э. л. с. ч.
240
у
и топлива из предкамеры в главную камеру за период сгорания
и расширения было выполнено Шлефке, Нейманом, Модерсоном.
Либровичем и др. Расчеты Шлефке были детализованы Иноземцевым.
К сожалению, Шлефке и Нейман много внимания уделили исследова-
нию перетекания и вихреобразования в предкамере за время сжатия,
что, по мнению автора и по опытам Рица, не имеет значения. Несом-
ненно важным является теоретическое и экспериментальное исследо-
вание перетекания рабочего тела в период сгорания и расширения,
так как именно этот процесс связан с распыливанием топлива, созда-
нием вихревого движения в главной камере и перемешиванием в ней
топлива и воздуха. Работа Либровича имеет целью восполнить этот
пробел. О вихревом движении в главной камере принято судить
по величине кинетической энергии рабочего тела, перетекаю-
щего из предкамеры
Рассмотрим кратко расчеты, относяпщеся к исследованию на осно-
вании экспериментально полученных материалов перетекания
в периоды сжатия и расширения1.
Основное уравнение истечения имеет вид:
dG = tfw'[dt.,
где dG—элементарное весовое количество рабочего тела, перете-
кающего из одной полости в другую за время dt сек.;
/—выходное сечение каналов в л/2;
Р—коэфициент расхода для предкамер, равный по опытам
0,6—0,7; [л принимается постоянным за весь процессу
w—скорость потока в выходном сечении в м/сек;
у—весовая плотность рабочего тела в выходном сечении в кг/м3
Так как
dt гт >
6п
где da—элементарный угол поворота коленчатого вала за время dt,
п—число оборота вала в минуту, то
dG = '"f wvda.
6п ‘
Кинетическая энергия количества dG будет равна
dE = dG~= ^-w^da.
2g 12gn *
Для процесса сжатия, считая истечение при малой разности
давлений, можно принять
»1—1 j
1 Интересующиеся теоретическими расчетами процессов перетекания в пред-
камерных двигателях отсылаются к работам вышеупомянутых авторов, в осо-
бенности к работам Либровича.
16 Т. М. Мелькумов
241
Здесь ра, Та — давление, (кг/м*) и температура воздуха в начале
сжатия, R — газовая‘постоянная, п, — показатель политропы сжа-
тия, ph — переменное давление в предкамере по индикаторной диа-
грамме.
В этом случае
"1—1 (
<149>
и
а
<150>
о
Нижний предел соответствует НМТ.
Это выражение проинтегрировать не удается, так как неизвестна
функция w — f (а). Поэтому задача может быть решена графически.
Скорость истечения можно вычислить для любого момента времени
по формуле
/ "I"1 "1-1 /1К1\
" -(»" ] , ( >
где р — мгновенное значение давления в цилиндровой полости по
1
индикаторной диаграмме. Построив кривую w = /(a) и phni = ^(0,),
можно графически найти величину G как функцию а.
Интенсивность перетекания определяется величиной
«1—1 j
4^- = / Еwr~wPk П1 • О52)
da бп RTa п v '
Так как
"i-i
dE = vr— Рар J*1 - w3pk ni da,
12g/< RTa
то энергия перетекания при сжатии будет равна
"1-1 a j
h С Л;; И-'1<,53>
о
Величина энергии в функции угла поворота кривошипа может
быть также определена графически. Изменение величины энергии
Е может быть характеризовано производной
"i-i j
dE_ р/ р„ "1 - — п-4х
dT—\2gn ~TnTW Pk
На графиках фиг. 190 и 191 приведены кривые изменения w
G,^, Е и в зависимости от угла поворота кривошипа
242
для предкамерного двигателя Кертинг при п = 311 об/мин. (Нейман).
, dG dE
Графики показывают, что кривые w, — и имеют резко выра-
женный максимум недалеко от ВМТ.
Фиг. 190. Изменение w, G и -. в зависи-
1 da
мости от угла поворота вала; двигатель
Кертинг.
Для периода сгорания и расширения
dG= 'bnw^da’
сечение соединительных каналов считается постоянным по всей
длине. Но
1 1 m—1 m—1
Y ™ kPJ RTk\pJ RTk Р RT^pJ
Здесь m—показатель политропы расы ирения для Процесса истечения
из предкамеры в главную камеру; величины без индекса относятся
К цилиндру.
Следовательно,
Э
dG = w
6п
m—1
m
I da;
поэтому
G = ~-
6
n>—1
m da.
(155)
18*
243
Нижний предел соответствует
началу воспламенения в
пред-
камере.
Энергия истечения равна
Е = v’- \ iv3 —
12gnfl } Т,
о
m—1
da.
(156)
Количество перетекающего рабочего тела G и его энергию Е можно
подсчитать по формулам (155) и (156) только в том случае, если,
кроме индикаторных диаграмм, снятых с полостей предкамеры
и цилиндра, будут также из-
вестны температурная диаграм-
ма 7\=/(а) для предкамеры и
показатель политропы истече-
ния т. Температурная диаграм-
ма может быть также опреде
лена экспериментально, как
это, например, выполнил
Шмидт. Показатель т, учиты-
вая интенсивную теплоотдачу
в стенки при истечении, должен
быть больше показателя адиа-
баты, соответствующего темпе-
ратурам газа. Либрович при-
нимает т=1,4.
Опытные исследования пред-
камерных двигателей показы-
вают, что энергия истечения
из предкамеры в главную каме-
ру, отнесенная к 1 г впрыски-
ваемого топлива, составляет
14—ЗОкгм/г. Эта величина пре-
вышает энергию в случае ком
прессорного дизеля и тем более
бескомпрессорного безвихрево-
го дизеля.
Исследования Шмидта пока-
зывают, что цри прочих равных
зависимости от угла поворота вала; дви-
гатель Кертинг.
условиях наилучший результат работы предкамеры получается при
узком конусе топливной струи, иначе образуется сажа в самой
предкамере. Исследования Рица, Мура и Коллинза, Либровича
и др. показывают, что для каждой конструкции имеются наивы-
годнейшие величины—сечений проходных отверстий, наклона их.
объема предкамеры, расстояния от форсунки до соединительного
насадка предкамеры, диаметра сопла, угла конусности струи, свя-
занного с давлением распыливания, и типом сопла. Подбор всех
указанных величин, вместе с установлением момента начала
впрыска, представляет экспериментальную задачу, при решенш
которой следует учесть также диапазон, изменения рабочих чисел
оборотов двигателя.
244
§ 51. Камера сгорания Ланова
Камера сгорания, предложенная Лангом и получившая по имени
фирмы название Ланова, состоит из двух частей: из главной камеры,
образованной двумя небольшой высоты пересекающимися цилин-
драми с параллельными осями, и из дополнительной камеры1 неболь-
шого объема (около 20% от Vс), ось которой перпендикулярна оси
цилиндра. Схема камеры Ланова показана на фиг. 192. Дополнитель-
ная камера соединена с главной отверстием, имеющим в середине
сужение. Однодырчатая форсунка расположена в главной камере
против дополнительной ка-
меры таким образом, что ось
форсунки совпадает с осью
дополнительнбй камеры. Над
цилиндрическими полостя-
ми главной камеры располо-
жены всасывающий и вых-
лопной клапаны.
Процесс смесеобразования
и сгорания в камере Ланова
происходит следующим обра-
.зом. Воздух сжимается в
главной и дополнительной
камерах и частично перете-
кает при сжатии из главной
камеры в дополнительную.
При впрыскивании топливо
попадает в дополнительную
камеру 5 и, при определен-
ных условиях, там прежде
всего и воспламеняется.
Фиг. 192. Схема камеры сгорания Ланова.
Вследствие дросселирующего
действия соединительного канала давление в дополнительной ка-
мере резко возрастает; под разностью давлений газы с большой
скоростью устремляются из дополнительной камеры в главную ка-
меру Ь, подхватывая движущееся им навстречу топливо, добавочно
распыливая его; дойдя до противоположной стенки, газы напра-
вляются стенками камеры симметрично в обе стороны, как показано
на схеме стрелками. Это способствует хорошему перемешиванию
топлива и воздуха.
Швагер указывает, что коэфициент избытка воздуха в двигателях
с камерой Ланова доходит до 1,2 и даже до 1,1, что мало вероятно.
Лошге, снимая индикаторные диаграммы с дополнительной камеры
и с главной камеры шестицилиндрового двигателя (£>=115 мм,
5=170 .мм, /1=1000—1200 об/мин.), установил, что давление
вспышки в дополнительной камере доходит до 80 ат и почти не за-
висит от нагрузки двигателя; давление вспышки в главной каме-
ре возрастает с увеличением нагрузки, однако далее на полной
мощности оно не превосходит 43—45 ат, т. е. равно давлению
вспышки карбюраторного мотора.
1 Называемой иногда нахкамерой.
245
По исследованиям Лошге, Девиса, Дрейхаупт и Шмидта сгорание
в дополнительной камере начинается раньше, чем в главной полости.
По исследованиям других авторов (Клафтен и Морисон), сгорание
начинается в главной камере, примерно в середине между форсункой
и нахкамерой, и затем уже переносится в нахкамеру. Дрейхаупт
указывает, что при коротком периоде впрыска и относительно боль-
шом периоде запаздывания воспламенения все топливо успевает
поступить в нахкамеру, которая вследствие этого играет роль пред-
камеры. Доранж и Шмидт также относят камеру типа Ланова к разно-
видности предкамерных конструкций. Однако, Клафтен считает
такое предположение ошибочным и относит камеру Ланова к типу
камер с воздушным аккумулятором (Luftschpeicher). Задачей допол-
нительной камеры в конструкции Ланова является перемешивание
топлива с воздухом и добавочное распыливание топлива. Чтобы
успешнее выполнить эту задачу, следует обеспечить начало воспламе-
нения в нахкамере,так как только при этом условии может быть создан
с минимальными потерями необходимый перепад давлений между,
нахкамерой и главной камерой. Возникновение воспламенения в
главной камере противоречит идее, заложенной в конструкцию голов-
ки Ланова. Разноречивость результатов, полученных отдель-
ными исследователями, объясняется не ошибками экспериментиро-
вания, а различием конструкций двигателей. Если период запазды-
вания воспламенения в условиях главной камеры короче времени,
необходимого для движения конца топливной струи от устья форсун-
ки до нахкамеры, то воспламенение начнется в главной камере.
В противном случае, так как период запаздывания воспламенения
в нахкамере, из-за более высоких температур ее стенок, меньше перио-
да запаздывания воспламенения в условиях главной камеры, воспла-
менение может начаться в нахкамере. Во втором случае камера Ланова
будет являться разновидностью предкамерной конструкции и тем
более ближе к последней, чем больше топлива успеет поступить
в нахкамеру к моменту начала воспламенения- При всех условиях
камера Ланова только внешним образм сходна с камерами с воздуш-
ным аккумулятором, от которых она принципиально отличается
прежде всего соотношением объемов полостей камеры сжатия;
относительно малый объем нахкамеры в головке Ланова не может
служить для целей аккумулирования воздуха, если бы даже акку-
мулятор выполнял эту функцию.
На фиг. 193 приведены диаграммы рабочего процесса дополнитель-
ной и главной камер, полученные Лошге на полной мощности двига-
теля. Как показывают диаграммы, давление, действующее на пор-
шень, нарастает плавно и имеет небольшое значение максимума.
Минимальный эффективный расход на автомобильном двигателе
Лошге получил 182 г/э. л. с. ч. при среднем эффективном давлении
5,1 кг!см2. Максимальное среднее эффективное давление без дымного
выхлопа было получено?, 1 кг!см2. Эти преимущества камеры, есте-
ственно, привлекли к ней внимание. В ряде стран появились авто-
мобильные дизели с камерой Ланова. Авиационная фирма BMW
(Германия) давно уже работает над созданием звездообразных авиа-
дизелей с камерой Ланова. По опубликованным данным, при давле-
нии наддува около 1,4 ата и степени сжатия 14,8 для номинального
246
режима четырнадцатицилиндровой двухрядной звезды BMW-114
(0=155,6 мм, 5=162 мм, об/мин.) указывается среднее
эффективное давление 9,4 кг!см2 при удельном эффективном расходе
топлива 175 г./э.л. с. ч. и максимальном давлении вспышки не более
65 ат. Однако эти данные еще не обеспечили практического при-
менения авиадизелю BMW, что может быть объяснено как на-
пряженностью рабочего процесса, так и недостаточной надеж-
ностью поршневой группы при указанных значениях среднего
Фиг. 193. Индикаторные диаграммы главной и дополнитель-
ной камеры двигателя Ланова.
эффективного давления, несмотря на жидкостное охлаждение ци-
линдров звезды.
В США появился новый звездообразный девятицилиндровый
дизель воздушного охлаждения Джиберсон с номинальной мощно-
стью около 300 л. с. с камерой сгорания Ланова. Звездообразный
дизель Джиберсон последней серии, мощностью около 400 л. с. уста-
новлен на американском среднем танке М-3.
Удельный расход в камере Ланова получается на номинальном
режиме относительно высоким; для автомобильных двигателей он
составляет около 200 г/э. л. с. ч. из-за повышенной теплоотдачи в стен-
ки за время сгорания и вследствие Потерь энергии на создание скоро-
сти, преодоление сопротивлений и образование вихревых движений
воздуха.
Дополнительная камера содействует распыливанию топлива,
поэтому впрыскивание через форсунку может производиться при
сравнительно невысоком давлении; практически давление затяжки
пружины равно 120—150 ат. Форсунка в камере Ланова не располо-
жена в дополнительной камере, которая поэтому и не является
предкамерой; тем не менее рабочий процесс, как указывалось, осуще-
247
ствляется в общем так же, как и в предкамерной конструкции. В рас-
сматриваемой конструкции возникает более организованное вихревое
движение воздуха в главной камере.
§52. Акрокамера
В автомобильных дизелях применяются акрокамеры или, как их'
иногда называют, камеры с воздушным аккумулятором. Последнее
название сложилось исторически, когда, на основании патентной
заявки Ланга и опытов Штрибека, предполагали, что в дополнитель-
ной камере сгорания нет и она играет роль аккумулятора воздуха,
причем воздух при обратном движении поршня постепенно переходит
из аккумулятора в главную камеру. Позднее было установлено,
Фиг. 194. Схема акрокамеры
в поршне.
что это представление
неверное, но назва-
ние камеры с воздуш-
ным аккумулятором
еще сохранилось. Схе-
мы акрокамерной го-
ловки приведены на
фиг. 194 и 1941. Ка-
мера сгорания состоит
из двух пслостей: одна
полость заключена ме-
жду поршнем и голов-
кой, а вторая полость
сделана отдельно или в
головке или в поршне.
Расположение акро-
камеры в поршне явно
неудачно, так как та-
кой поршень перегру-
жается в тепловом от-
ношении.
Акрокамера относится к группе двухполостных камер сгорания
с вихревым движением воздуха, полученным при сжатии, сгорании
и обратном ходе поршня при расширении.
Обе полости акрокамерной головки соединены между собой одним
отверстием. Форсунка расположена так, что топливо впрыскивается
в горловину соединительного канала. Полость между поршнем
и головкой получается вынужденно; теоретически объем этой полости
следовало бы сделать равным нулю. Однако необходимость зазора
между днищем поршня и головкой, предварение открытия всасываю-
щего клапана и запаздывание закрытия выхлопного клапана при-
водят к тому, что объем этой части практически составляет ЗЭ—40%
от всего объема камеры сжатия. Объем дополнительной камеры,
таким образом, получается 60—70%. На основании опытов автора
воспламенение начинается в дополнительной камере, воздух в кото-
рой при сжатии получает вихревое движение. Под влиянием разности
давлений воздух из камеры устремляется в цилиндровое простран-
ство; этому в конце сгорания способствует и обратный ход поршня.
248
в Мюнхене).
Фиг. 194 Схемы некоторых акрокамер.
(а-агро-Заурер; б-MWM Бенц а Южно-германский тормозной завод
249-
На своем пути воздух встречает струю топлива, разбивает ее и пере-
мешивается с топливом. Вихревое движение, создаваемое при этом,
включает в процесс сгорания и те 30—40% воздуха, которые были
в цилиндровой полости. Максимальное давление в дополнительной
камере двигателя без наддува доходит до 75—80 ат, а макси-
мальное давление в цилиндровой полости не превышает 60—70 «т.
Расход топлива получается сравнительно большой—около 200—220
г/э.л.с.ч, в автомобильных конструкциях1. Давление распыливания
применяется невысокое, в среднем 100—120 ат, так как вихревое
движение воздуха при сжатии и расширении способствует рас-
пиливанию топлива. Форсунка—однодырчатая.
На фиг. 195 приведены индикаторные диаграммы дополнительной
камеры и цилиндровой полости, полученные автором в моторной
Фиг. 195. Индикаторные диаграммы главной и допол-
нительной камер двигателя Заурер.
лаборатории ВВА с двигателя Заурер. Диаграммы очетливо пока-
зывают, что топливо прежде всего воспламеняется в дополнительной
камере, где развиваются, кроме того, и более высокие максимальные
давления.
Акрокамерные двигатели для автомобилей и тракторов получили
вначале широкое распространение; однако дальнейшее развитие их
приостановилось. В авиационных конструкциях акрокамерные
головки не применялись.
§ 53. Вихревая камера Рикардо
Известный английский исследователь Рикардо предложил ориги-
нальную вихревую камеру, названную камерой «Комет» (фиг. 196).
Камера сгорания состоит из цилиндровой полости, составляющей
по конструктивным причинам, как и для акрокамерной головки,
30—40% от всего объема камеры сжатия, и из отдельной шаровой
камеры, соединенной с цилиндровой полостью узким отверстием,
тангенциально расположенным по отношению к шаровой камере.
Форсунка расположена в шаровой камере; ось ее направлена по ра-
диусу. При сжатии воздух через тангенциальный канал проходит
1 Если верить литературным данным, то в акрокамерном дизеле Авелннг-
Инвикта, предназначенном для трактора, удельный расход топлива доходит д®
160г/э. л.с.ч. (см., например, Джодж- «Быстроходные дизели», 1938 г.,стр.231)-
250
в шаровую камеру и вследствие этого интенсивно завихривается.
Скорость завихрения воздуха зависит от скорости поршня и диаметра
соединительного канала. Наивыгоднейшая скорость завихрения
очевидно будет та, при которой воздух за период впрыскивания топли-
ва, учитывая также движение поршня к НМТ, завершит один круг
в шаровой камере, так как в этом случае весь воздух успеет подойти
к топливной струе. При сгорании давление в шаровой камере возра-
стает и топливо с воздухом, а также продукты сгорания устремля-
ются в цилиндровую полость, в которой, в свою очередь, возникает
вихревое движение; этому способствует и обратное движение поршня
к НМТ. Шаровая камера охлаждается плохо, поэтому период запав-
Фиг. 196. Камера сгорания Рикардо «Комет».
дывания воспламенения короткий. Боерледж и Брезе указывают,
что вставка в головке «Комет», сделанная из нержавеющей стали,
во время работы нагревается до светлокрасного каления. Автор,
экспериментируя на одноцилиндровой установке с камерой типа
«Комет», выполненной в верхней части без охлаждения, установил,
что камера через несколько минут после начала работы накаляется
до красного цвета и двигатель работает весьма мягко. Наличие дрос-
селирующего соединительного канала снижает максимальное давле-
ние в цилиндровой полости. Рабочий процесс получается плавным
с давлением вспышки в цилиндровой полости для двигателя без над-
дува около 60—65 ат. Вследствие тепловых потерь в камере и потери
энергии при протекании через канал расход топлива получается
немного больше, чем в однополостных камерах, но меньше, чем в пред-
камерных и других двухполостных камерах, и достигает величин
190—200 г/э. л. с.ч. для автотракторных конструкций1 при сравни-
тельно высоких средних эффективных давлениях. Степень исполь-
1 В данном случае и в других случаях раньше мы всегда указываем тии
мотора (автотракторный, авиационный), для которого получена цифра расхода,
так как эффективный расход зависит не только от совершенства рабочего про-
цесса, но и от величины механического к. п. д., последний же зависит от назна-
чения мотора, поскольку назначением мотора определяются выбор материалов,
точность изготовления и сборки, качество смазки и пр.
251
зования воздуха доходит до 0,8 (коэфициент избытка воздуха до 1,25);
эффективное давление доходит до 7—8 ат без признаков большого
дымления.
Месторасположение форсунки выбирают экспериментально и
с учетом конструктивных возможностей. Наивыгоднейшее местораспо.
Фиг. 197. Индикаторная диаграмма двигателя АЕС
без наддува.
ложение форсунки зависит от многих факторов: от скорости вихревого
движения в камере, момента начала впрыска относительно ВМТ,
продолжительности впрыска и т. д. Форсунка должна быть устано-
влена так, чтобы в момент перетекания газов из шаровой камеры
в цилиндровую полость к соединительному каналу подошли бы
Фиг. 198. Камера сгорания двигателя «Геркулес».
продукты сгорания. Форсунка применяется однодырчатая; давление
затяжки форсунки 100—150 ат. Камера «Комет», в силу своих досто-
инств . получила широкое распространение на автомобильных и трак-
торных, а также на экспериментальных дизелях.
На фиг. 197 приведена индикаторная диаграмма двигателя АЕС
(D = 115 мм, S — 142 мм, п = 2500 об/мин) с камерой сгорания Комет.
252
Диаграмма показывает плавное сгорание и сравнительно небольшое
максимальное давление вспышки.
Вихревая, камера Рикардо может быть выполнена в различных
модификациях. Отдельные конструкции отличаются тем, что вихре-
вая камера выполнена не шаровой, а цилиндрическрй (двигатель
Торникрофт). В конструкции двигателя «Геркулес» (фиг. 198) возни-
кает дополнительное дросселирующее действие из-за перекрывания
верхней частью поршня выходного отверстия соединительного кана-
ла, сделанного сбоку в цилиндре.
Вихревая камера «Комет» относится к числу двухполостных вих-
ревых камер, у которых основное мощное завихрение получается
в ходе сжатия при наличии специальной конструкции камеры;
дополнительное завихрение в конце сгорания получается вслед-
ствие перепада давлений между камерами и обратного движения
поршня.
Если имеются индикаторные диаграммы, снятые одновременно
с цилиндровой полости и вихревой камеры, то можно определить
скорость газов в любой момент времени по формуле (151), а также
и относительный вихрь.
Количество воздуха, поступающее в вихревую камеру из цилин-
дровой полости за время dt, равно
dG = yftwdt,
где р—коэфициент расхода;
/—сечение горловины соединительного канала в л/2;
у—весовая плотность кг/м3',
w—скорость в сечении / в м!сек.
Если г,—радиус окружности, проведенной из центра вихревой
камеры касательно к оси выходного отверстия, то элементарный
момент количества движения будет
dAf=^Wrt=-^da.
g 1 6ng
Суммарный момент количества движения воздуха, поступающего
в вихревую камеру за время сжатия, будет равен
я 75 Я
М= = \'iw2d^. (157) •
j 6ng 1 6ng ) • v
о о
Пренебрегая трением воздуха в вихревой камере и считая^радиусом
вращения воздуха в камере г2, получим
Л1= = (158)
о е
Здесь <ов —средняя угловая скорость вращения воздуха в камере
за время сжатия.
253
Из (157) и (158) получим:
1-в>аДа
z г*
\ -рМ«
о
Отношение вихря будет равно
л
\ "pvzda
N __*»в_30 г, о
п ~ ч> ~ пп я
\ fU’rfa
о
Можно теоретически подсчитать относительный вихрь для камеры
«Комет». Допустим, что количество газов в любой момент времени
равномерно распределяется по всему объему цилиндровой полости
и вихревой камеры. Это допущение возможно, так как разность давле-
ний и скорость в соединительном канале для камеры Рикардо—
«Комет» невелики. Алькок указывает, что в исследованном им дви-
гателе максимальная величина скорости в горловине была 45,7 м/сек
при средней скорости поршня в 5,1 м/сек.
В произвольный момент времени объем воздуха, вытесняемый
поршнем за бесконечно малый промежуток времени dt, будет
dV = Fcdt, (159)
где F—сечение поршня в м2;
с—мгновенное значение скорости поршня, м/сек.
Скорость поршня выражается формулой
с = /?ш (^sin a -f- sin 2oQ ,
где R — радиус кривошипа, в м;
a — угол поворота кривошипа, отсчитываемый от ВМТ;
X —отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Средняя
скорость поршня
_ Sn
СсР~ 30 ’
но
S = 2/?h ^ = <в,
поэтому
с = Sn (%in a -fc- sin 2oQ
или
(160)
M
где
2
/, (a) = sina Ц---sin 2а. (161 >
На основании (160)
dV^F-^Snf^dt
и
dG = YdV = F- ^Sn-tf^dt,
р
где у= Rt~весовая плотность воздуха в цилиндровой полости
в рассматриваемый момент времени.
Согласно сделанному нами допущению количество воздуха,
поступившее в вихревую камеру за время dt, будет равно
dG' dG^ = V-^F^Sn^^dt (162)
Здесь Ve —объем вихревой камеры:
V объем цилиндровой полости в рассматриваемый момент
времени.
Можно принять
V^FR [(1 + — (cosa + -^cos 2a) ]
или
' • V = ^/2(a),
где
/2(«) = Ч—cosa—^-cos2a. (163)
Подставляя значение V в формулу (162), получим
<|64>
С другой стороны
dG' = pfrwdt*,
поэтому w
• !1Я=Лгг-!’ (165>
р/ /г (я) А (“)
где
v-f
Из (164), так как
v — — Ра Va
‘ RT RT„ V + Vc 1
можно получить
,7- Ра Vа Ma) . da .
dG =шус.-^г- v ;Vc /Ua) 6n’
255
но
Va г
V + +„ -^-(s-D+i 7ф(Е-1)+1 7
поэтому dG' = kt /(“>. - -da. (166)
Здесь /з (a) [/2(a) (®—1) + 2J U
Элементарный момент количества движения на выходе мз сое-
динительного канала
, л, dG'
dM =-----ivr-
g *’
на основании (165) и (166) 4
dM = ^r _____________________
° g G(a) [/1(a) (8-1) +2] •
Суммарный момент количества движения
ж Г KrCl
М = — г.
g 1
2Л
С________/?(а)
J Л(а)[/з(а)(Г—1) + 2] •'
л
(167)
Так как углы а отсчитываются от ВМТ, то для процесса сжа-
тия пределы интегрирования будут тс и 2тс.
С другой стороны, рассматривая вращение непосредственно
в вихревой камере и пренебрегая трением воздуха, можем написать
2ТС 2ТС п
ч ТС t
Приравнивая правые части выражений (167) и (168), можно
определить среднюю угловую скорость вихревого движения воздуха
в камере:
V Л (°) da
' /з(о') [fi(a)(s-l) + 2j
ТС
Относительный вихрь равен
N мЕ А
И ш р/ В
Интегрирование выполняется графически. Так как при выводах
трение воздуха о стенки было исключено, то расчетное значение
относительного вихря получается больше действительного.
256
Значение относительного вихря для вихревых камер сгорания
показано на фиг. 199. На графике для камеры Рикардо «Вортекс»
с вихреобразованием при всасывании представлено изменение сред-
него эффективного давления, соответствующего одинаковому качеству
выхлопа, и минимального расхода топлива в зависимости от отно-
шения вихря при постоянном числе оборотов вала 1300 в минуту
и при неизменных условиях регулировки впрыскивания. В данном
случае наивыгоднейший относительный вихрь равен около 10.
§ 54 Камера Оберхенсли
При конструировании камеры Оберхенсли ставилась задача искус-
ственного сокращения периода запаздывания воспламенения.
Цилиндровая полость соединена широким
ной шаровой камерой, в которую поме4-
щена с зазором чугунная вставка (фиг.
7б). В позднейших многобборотных дви-
гателях Оберхенсли вставка выполняет-
ся из жароупорной стали. Вставка плохо
охлаждается; вследствие плохого охлаж-
дения она накаляется при работе и уско-
ряет процесс физико-химической подго-
товки топлива к воспламенению. Шаро-
вая форма дополнительной камеры и
тангенциальное расположение соедини-
тельного канала создают, как и в камере
«Комет», вихревое движение воздуха во
I время сжатия. Форсунка—однодырчатая
и расположена радиально в дополнитель-'
ной камере. Вставка играет роль аккуму-
лятора тепла; поэтому камеру Обер-
хенсли называют камерой с тепловым •
аккумулятором. Камера Оберхенсли при-
меняется для двигателей грузовых и
легковых автомобилей. В последнем слу-
чае число оборотов двигателей доходит
до 3000—4000 в минуту. Среднее эффек-
тивное давление 7—7,5 кг/см2', расход
топлива 210—220 г/э. л. с. ч. Давление
вспышки для двигателя без наддува составляет о,коло 45 кг/см2',
давление затяжки форсунки около 100 кг/см2. Камера Оберхенсли
по процессу смесеобразования и сгорания относится к тому же
типу вихревых камер, что и камера «Комет»,
№ । л
§ 55. Камера сгорания двигателя Заурер
Камера сгорания нового двигателя Заурер представляет оригиналь-,
ный тип камеры с комбинированным вихреобразованием (фиг., 200).
Начальное завихрение воздуха получается при всасывании, вслед-
ствие соответствующего расположения двух заширмленных клапанов;
воздух получает вращательное движение относительно оси цилиндра...
17 Т. М. Мвлькумов
проходом с дополнитель-
кг/смг
9
1 ч,
7
БЬ/хлап.
темный
! 4
43. П.С.Ч.
'I 300
МО
220
180
140
100
'ВЬилосаетлЬш
Минимальней рас 17)д
Фиг.
2 4 6 8 Ю 12 14
Отношение Вихря 17^
п
199. Влияние отноше-
N .
ния вихря “ на среднее эф-
фективное давление и расход
топлива; л=1 300 об/мин.
Регулировка впрыскивания
без изменения.
Второе самостоятельное завихрение воздуха получается При сжатии
вследствие специальной выемки в поршне; эта выемка представляет
собою два пересекающихся шара одинакового диаметра. Форсунка
расположена в головке и впрыскивает топливо через четыре отвер-
стия, расположенные одно относительно другого под углом 90° и соста-
вляющие небольшой угол с плоскостью головки. Мощное комбиниро-
ванное, хотя и не вполне организованное, завихрение способствует
хорошему перемешиванию топлива и воздуха и совершенному сгора-
нию топлива при малом избытке воздуха. Если верить опубликован-
ным характеристикам, среднее эффективное давление доходит до
8,0—8,2 кг)см2 при удельном расходе топлива не свыше 180 г/э. л. с. ч.
при степени использования воздуха до 0,85. Давление впрыскивания
Фиг. 200. Камера сгорания Заурер.
может быть сравнительно невысоким вследствие добавочного распи-
ливающего действия воздушных вихрей. Максимальное давление
вспышки составляет около 60 кг/см2, что можно объяснить коротким
периодом запаздывания воспламенения из-за высокой температуры
поршня.
§ 56. Камера сгорания экспериментального двигателя NACA
Крупнейшая исследовательская авиационная организация Соеди-
ненных Штатов Америки—Национальный Консультативный Комитет
по Авиации (National Advisory Comitee of Aeronautics, сокращенно
NACA) разработал свой тип камеры сгорания. Прототипом камеры
NAC А по конфигурации и расположению клапанов и форсунки являет-
ся известная камера сгорания Д ейц и Рустон-Горнсби. Камера NACA
может быть выполнена безвихревой и вихревой; отсутствие завихрений
компенсируется установкой многодырчатой форсунки. Одна из подоб-
ных модификаций камеры NACA представлена схематически на фиг.
201. Камера сгорания соединена широким отверстием с цилиндром.
1258
Выхлопной и всасывающий клапаны расположены друг против
друга. Форсунка имеет много (в отдельных случаях для безвихревых
камер До 16) отверстий разных диаметров, расположенных под раз-
личными углами в один, два и три ряда таким образом, что струи
Фиг. 201. Схема камеры сгорания NACA.
I
топлива пронизывают всю камеру. С этой камерой сгорания в лабора-
торных условиях получены высокие значения среднего эффективного
давления без наддува и особенно при большом наддуве. Опыты про-
водились и при наличии завихрений разной интенсивности, что
do во io" го в мт го ьо во во" ido fzb
Угол поворота вала в градусах
Фиг. 202. Индикаторные диаграммы, снятые при наи-
выгоднейшем и позднем моменте начала впрыскивания.
достигалось специальными накладками на поршне, оставляющими
проход воздуху касательно к плоской камере сгорания.
На фиг. 202 представлены две индикаторные диаграммы двигателя
с безвихревой камерой NACA при наивыгоднейшем и позднем моменте
начала впрыскивания топлива, при степени сжатия 15,3 и числе обо-
ротов 1500 об/мин. Скорость нарастания давления в среднем 2,8 кг/см*
на Г угла поворота коленчатого вала. Исследования Фостера показы-
17*
259
вают, что завихрение воздуха несколько снижает максимальное
давление вспышки, повышает среднее индикаторное и эффективное
давление, несколько снижая индикаторный и особенно эффективный
Фиг. 203. Сравнение работы двигателя с вихревой и
безвихревой камерами сгорания; «=1500 об/мин.
расход топлива на силу-час при больших значениях среднего давле-
ния. Результаты этих исследований приведены на фиг. 203.
§ 57. Смесеобразование и сгорание в двигателе Жальбера
Французский конструктор Жальбер в течение многих лет пы-
тается построить авиационный дизель оригинального типа, в котором
топливо вводится в цилиндр не в жидком виде помощью насоса и фор-
сунки, а особым, ниже описываемым образом. В настоящее время
процесс введения топлива в цилиндр, процесс образования смеси
и сгорания по Жальберу уже выяснен в достаточной мере, хотя авиа-
ционные дизели по схеме Жальбера еще не получили практического
применения. -
Цилиндр 8 мотора снабжен клапанами всасывания воздуха и вы-
хлопа отработавших газов (фиг. 204). Над головкой расположен
особый впрыскивающий цилиндр 3. Объем цилиндра 3 составляет
около 0,08 объема основного рабочего цилиндра. Поршень 4 приво-
дится в движение шатуном 2 от отдельного вала 7, делающего вдвое
260
меньшее число оборотов, чем главный коленчатый вал ротора. Между
основным и впрыскивающим цилиндрами расположен распылитель;
в последнем просверлены проходные каналы 6 и помещен клапан 7,
нагруженный пружиной 5. Впрыскивающий цилиндр 3 в верхней
своей части каналом 9 соединен с карбюратором. Когда поршенек 4
движется вверх, под ним создается разрежение и при открытии боко-
вого отверстия из карбюратора во впрыскивающий цилиндр посту-
пает смесь тяжелого топлива и воздуха. Эта смесь содержит настолько
мало воздуха, что воспламенение смеси невозможно. При обратном
движении поршня 4 смесь топлива с воздухом в цилиндре сжимается,
Фиг. 204. Схема головки двигателя Жальбера^
топливо испаряется и частично газифицируется. Давление в цилин-
дре 3 через каналы 6 передается на поверхность s клапана; с другой
стороны, на поверхность / клапана в противоположном направлении
действует давление газов в основном цилиндре и сила затяжки пру-
жины 5. Можно так подобрать фазу движения поршня 4 относительно
Движения основного поршня цилиндра мотора и поверхности s и f
клапана, а также силу затяжки пружины, чтобы обеспечить введение
богатой паро-газообразной смеси из впрыскивающего цилиндра
в основной цилиндр мотора в необходимый момент до ВМТ на ходу
сжатия воздуха. Дальше в основном цилиндре происходит нормаль-
ное смесеобразование, самовоспламенение и сгорание топлива. Зада-
чи, которые преследуются зтим устройством, сводятся к следующему:
парообразование и газификация топлива и сжатие его с небольшим
количеством воздуха во впрыскивающем цилиндре способствуют ряду
физико-химических процессов, предшествующих сгоранию, еще до
введения топлива в цилиндр и, следовательно, могут сильно сокра-
261
тить период запаздывания воспламенения и тем самым сделать про-
цесс плавным, а давление вспышки сравнительно небольшим. Введе-
ние в основной цилиндр паро-газо-воздушной смеси вместо жидкого
топлива должно, по мысли конструктора, обеспечить лучшее смеше-
ние топлива с воздухом и в результате б олее полное использование
Сгорание Расширение ВЬплоп ВсаМание Сжатие
Фиг. 204,а. Последовательность процессов в двигателе Жальбера.
воздуха. Опубликованные Жальбером результаты (ре = 8 кг}см2
при 3000 об/мин. без наддува), если они правильны, подтверждают
эти предположения; однако мы еще не располагаем объективными
наблюдениями и, в частности, не знаем, насколько надежно работает
распылитель.
Последовательность процессов в двигателе Жальбера показана
на схемах фиг. 204а. На фиг. 205 показана схема, поясняющая процесс
Фиг. 205. Диаграмма давлений в главном и допол-
нительном цилиндрах двигателя Жальбера.
впрыскивания в двигателе Жальбера. Степень сжатия во впры-
скивающем цилиндре много больше, чем в основном, поэтому кривая
сжатия ABCD, показанная пунктиром, идет круче кривой сжатия ЕН
для основного цилиндра, нанесенной сплошной линией. Если Р—пере-
менное давление во впрыскивающем цилиндре, р—соответствующее
262
значение давления в основном цилиндре, /?—сила предварительной
затяжки пружины, то при некотором значении а угла поворота вала,
когда выполняется условие
PaS = pa/ + R,
открывается клапан 7 (фиг. 204а). Давление смеси в цилиндре 3 в этот
момент будет соответствовать точке С. Вследствие выталкивания
части смеси из вспомогательного цилиндра 3 в основной цилиндр,
линия давлений в первом пойдет по С Е; в то же время в основном
цилиндре сжатие будет продолжаться практически нормально.
Так как давление в основном цилиндре возрастает, а в цилиндре 3
падает или остается постоянным, то наступит момент, когда клапан 7
закроется. Давление в цилиндре 3 в момент закрытия клапана 7
соответствует точке Е. Начиная от точки Е сжатие в цилиндре 3
представится кривой EG, идущей круче кривой сжатия воздуха
в основном цилиндре. При некотором новом значении р угла поворота
вала, когда будет выполнено условие
вновь открывается клапан7 и происходит второй впрыск смеси в основ-
ной цилиндр. Соотношение сечений suf, сила затяжки пружины R
и степени сжатия в основном и впрыскивающем цилиндрах подобраны
так, чтобы первый впрыск начинался около 70° и второй впрыск—
около 155° после НМТ основного поршня. По данным испытаний за пе-
риод первого впрыска в основной цилиндр поступает около 60% всей
порции смеси и за второй период—остальные 40%.
ГЛАВА IX
ХАРАКТЕРИСТИКИ АВИАЦИОННОГО ДИЗЕЛЯ
§ 58. Общие замечания
’ Степень форсировки рабочего процесса,спецификация материалов,
степень точности обработки, напряжения в деталях конструкции—
все это зависит от назначения двигателя и установленного срока его
службы. Зависимость продолжительности надежной работы двига-
Фиг. 206. Зависимость числа километ-
ров налета до первой поломки двига-
теля от величины использованной мощ-
ности.
теля от величины развиваемой
им мощности хорошо иллюстри-
руется графиком фиг. 206, на
котором представлено измене-
ние числа километров полета
самолета до первой поломки
двигателя Райт «Циклон» в за-
висимости от величины мощно-
сти в процентах от номиналь-
ной мощности.
Характеристиками двигате-
ля называются кривые измене-
ния мощности и соответствую-
щих этой мощности удельных
расходов в зависимости от тех
или иных эксплоатационных
факторов. Для двигателя, уста-
новленного на электростанции
и работающего при постоянном
числе оборотов, но при разных
нагрузках, главной характери-
стикой является зависимость
удельного расхода топлива от
эффективной мощности; в этом случае при прочих равных условиях
(габариты, надежность, стоимость и равномерность хода двигателя)
предпочтительнее будет такой двигатель, у которого более пологая
характеристика удельного расхода. Так как область применения
двигателя определяет виды характеристик, подлежащих снятию с него
для определения тактико-технических данных, то для всякого
авиационного двигателя, будь то карбюраторный мотор или дизель—
виды характеристик должны быть одни и те же.
264
§ 59. Номенклатура мощностей
Для невысотных двигателей различают три основных вида мощ-
ности: мощность эксплоатационную, номинальную и максимальную.
Для высотных двигателей различают—эксплоатационную мощность,
номинальную мощность на земле, номинальную мощность на расчет-
ной высоте и максимальную мощность на земле; последнюю мощность
чаще называют взлетной мощностью. Для высотных двигателей суще-
ствует также понятие эквивалентной мощности. Кроме указанных
выше мощностей, будем различать еще крейсерскую и' экономическую
мощности.
Под эксплоатационной мощностью понимается такая наибольшая
мощность, которую двигатель, независимо от положения органов
управления и условий среды, в состоянии развивать длительное
время, установленное правилами проведения государственных испы-
таний.
Номинальная мощность на земле—это такая мощность, которую
двигатель должен развивать при номинальном числе оборотов и при
нормальных условиях атмосферы (760 мм рт. ст. и +15°С), если дви-
гатель без наддува, или при установленном заводом номинальном
давлении наддува, непрерывно в течение одного часа или получаса,
в зависимости от правил государственных испытаний; при этом дви-
гатель за время испытаний должен надежно развивать эту мощность
столько раз, сколько установлено правилами приемочных испытаний.
Эксплоатационная мощность по техническим условиям составляет
90% от номинальной мощности; число оборотов на эксплоатационной
мощности принимают равным n3KC = fr0,9 иНом~0,97 пКом- Таким об-
разом надежность двигателя на эксплоатационном режиме, на котором
двигатель при государственных испытаниях работает наиболее про-
должительный отрезок времени, или на номинальном режиме, хотя от-
носительно и коротком, но более форсированном, определяет величину
номинальной, а следовательно, и эксплоатационной мощности, уста-
навливаемой заводом. Из определения эксплоатационной мощности
следует, что термин «эксплоатационный» является условным. В
последнее время,—и это правильно, предпочитают указывать про-
сто: мощность 0,9 от номинала.
Номинальная мощность на расчетной высоте представляет ту мощ-
ность высотного мотора, которую он развивает при номинальном
числе оборотов и при полностью открытом всасывающем трубопро-
воде нагнетателя и двигателя.
Под максимальной мощностью двигателя понимают наибольшую
мощность, которую двигатель в состоянии надежно развивать непре-
рывно столько минут (5 или 10) и столько раз, сколько установлено
правилами государственных испытаний. Правила государственных
испытаний, на которые мы несколько раз ссылались, сами подвер-
гаются периодически изменениям, отражающим как успехи моторо-
строения, так и главным образом возрастающие требования
к надежности авиационного двигателя.
Определение эксплоатационной и номинальной мощностей, дан-
ные выше, остаются в силе для любого типа моторов, поскольку они
связаны с определенной степенью надежности действия мотора.
265
Понятие максимальной мощности нуждается в пояснении. Макси-
мальная мощность карбюраторного невысотного мотора получается
при полном открытии дросселя, поэтому'у карбюраторного невысот-
ного двигателя понятие максимальной мощности вполне определен-
ное. В дизеле роль дросселя играет рукоятка подачи топлива. Мощ-
ность и экономичность дизеля зависят от количества впрыснутого
топлива; наличие в цилиндре избыточного кислорода позволяет дать
кратковременную перегрузку путем увеличения порции впрыскивае-
мого топлива. При этом полнота сгорания топлива уменьшается,
на выхлопе появляется черный дым и сажа и сильно повышается
температура деталей. Топливный насос обычно имеет производитель-
ность больше той, которая соответствует полному использованию
всего поступившего в цилиндр кислорода; однако задолго до исполь-
зования полной подачи топливного насоса наступают указанные только
что явления резкого ухудшения сгорания и повышения температуры
деталей. Поэтому максимальную мощность дизеля нельзя определять
по полной подаче топливного насоса (полностью открытый дроссель).
Это вносит некоторую неопределенность в понятие максимальной мощ-
ности дизеля. Были предложения ограничивать максимальную мощ-
ность степенью дымности выхлопа или определенной температурой
выхлопа, или температурой деталей (например, головки). Но все ЗД'и
показатели являются либо неопределенными и субъективными, как
например, дымность выхлопа, либо сильно зависящими от внешних
условий работы мотора, как, например, температура деталей, темпе-
ратура выхлопа и отчасти та же дымность выхлопа. Между тем
вполне возможно избежать этой неопределенности. Завод, выпуска-
ющий дизель, по целому ряду соображений должен ставить ограни-
читель подачи топлива. В этом случае максимальная мощность мотора
будет соответствовать максимальной подаче топлива, когда рукоятка
подачи доведена до упора. Это положение вполне определяет макси-
мальную мощность и, следовательно, внешнюю характеристику
дизеля. Правда, изменением положения ограничителя можно изме-
нить подачу топлива и тем самым кратковременную перегрузочную
мощность, но предполагается, что без ведома и разрешения завода-
изготовителя ограничитель подачи топлива не переставляется, подоб-
но тому, как размеры отверстий жиклеров карбюратора не меняются
произвольно при эксплоатации.
Таким образом под максимальной или взлетной мощностью будем
понимать мощность, которая получается при максимальной допу-
стимой подаче топлива,когда рукоятка подачи доведена до упора,
при этом для высотного мотора давление на всасывании поддержи-
вается на максимально допустимом уровне. Для последней цели высот-
ные авиадизели имеют дроссельную заслонку на трубопроводе, под-
водящем воздух в нагнетатель.
Имеет большое значение еще одна величина мощности, это—мощ-
ность, при которой при постоянном числе оборотов получается наи-
меньший расход топлива. Назовем эту мощность экономической
мощностью.
Крейсерской мощностью двигателя называют такую мощность,
которая используется самолетом на режиме горизонтального полета
при длительном полете. Это понятие имеет значение для дальних
266
бомбардировщиков и разведывательных самолетов и, в особенности,
для транспортных самолетов. В СССР и США крейсерская мощность
для самолетов гражданской авиации составляет 0,6—0,7 и ниже
от номинальной мощности двигателя.
Эквивалентной мощностью высотного мотора называется мощность
на земле такого невысотного мотора, который на расчетной высоте
будет иметь ту же мощность при тех же оборотах и при той же степени
использования воздуха, что и высотный мотор. Это определение экви-
валентной мощности имеет силу и для высотного авиадизеля. Следует
указать, что, как это будет видно из дальнейшего, закон изменения
мощности по высоте для авиационного дизеля несколько отличается
от закона изменения мощности по высоте для карбюраторного мотора;
поэтому, для двух моторов—авиадизеля и карбюраторного мотора,
имеющих одинаковую расчетную высоту и одинаковые мощности
и обороты на этой высоте, эквивалентные мощности будут вообще
говоря различны. Однако с методологической точки зрения эквива-
лентную мощность высотного авиадизеля целесообразно определять
по той же формуле, которая применяется для карбюраторных моторов,
поскольку понятие об эквивалентной мощности вообще имеет услов-
ный характер.
§ 60. Основные виды характеристик авиационного дизеля
Для авиационного дизеля различают четыре главных вида харак-
теристик: внешнюю, винтовую, экономическую и высотную. Внешняя
и экономическая характеристики имеют значение также для дизелей
стационарных, судовых, автомобильных, танковых и пр.
Внешней характеристикой дизеля называется кривая зависимо-
сти мощности и удельного расхода горючего от числа оборотов при
постоянном положении рукоятки подачи топлива, поставленной
на дрпустимый максимум подачи (до упора) и,—для высотного мото-
ра,—кроме того, при поддержании давления на всасывании на допу-
стимом уровне. Естественно, что для изменения числа оборотов при
этих условиях приходится менять нагрузку на двигатель.
Винтовой характеристикой называется кривая зависимости мощ-
ности и удельного расхода горючего от числа оборотов при нагрузке
винтом фиксированного шага. Естественно, что для изменения числа
оборотов при этих условиях положение рукоятки подачи топлива
меняется.
Экономической характеристикой будем называть кривую зависи-
мости от числа оборотов мощностей, при которых на каждом зна-
чении числа оборотов получается наименьший расход горючего. На
диаграмму наносят и соответствующую кривую минимальных удель-
ных расходов топлива. Для получения этой зависимости, естествен-
но, приходится менять и нагрузку на двигатель и положение рукоят-
ки подачи топлива.
Высотными характеристиками называются кривые зависимости
мощности от высоты при различных постоянных числах оборотов,
при постоянной степени использования воздуха или при постоянном
положении рукоятки подачи топлива на максимальной допустимой
подаче и, в случае высотного дизеля, кроме того, при сохранении
267
до технически возможной высоты постоянного давление на всасыва-
нии, вследствие постепенного открывания дросселя воздуха до расчет-
ной высоты, на которой и выше которой дроссель воздуха открыт
полностью. Вместе с кривыми изменения мощности по высоте на гра-
фик наносятся также кривые изменения соответствующих удельных
расходов в зависимости от высоты.
Кроме этих основных видов характеристик, могут быть построены
и различные другие характеристики, например, зависимость мощно-
сти двигателя от высоты при разных часовых расходах-топлива,
зависимость мощности от высоты при постоянном значении удельного
расхода топлива и др., имеющие специальное назначение.
§ 61. Зависимость мощности и экономичности двигателя
от различных факторов
Эффективная мощность двигателя в общем случае выра-
жается фомулой:
Л/е=^-(^г-Д7Уг)-7Ус, (96)
где Ni—индикаторная мощность двигателя; *
Nr—мощность трения;
АЛ'Г—уменьшение мощности насосных потерь, входящих в мощ-
ность трения, для случая, когда давление на всасывании
четырехтактного двигателя больше давления на выхлопе;
Nc—мощность, затрачиваемая от вала двигателя на привод
центробежного или другого типа нагнетателя.
Удельный эффективный расход топлива выражается формулой
С =
е НиЦЛп
Для исследования изменения удельного эффективного расхода
топлива в зависимости от тех или иных факторов достаточно просле-
дить за изменением величин т], и в зависимости от этих же факто-
ров. Что касается величины механического к. п. д., то после того как
будет установлено функциональное изменение N, и Ne от того или
иного параметра, станет известным и изменение т)т, поскольку
Следовательно, чтобы полностью анализировать влияние того или
иного фактора на эффективную мощность и эффективный расход
топлива на силу-час, вполне достаточно исследовать изменение вели-
чин 7);, 7Vb N,., &Nr и TV,. в зависимости от тех же факторов.
Индикаторный к. п. д. Для заданного двигателя индикаторный
к. п. д. может измениться только в том случае, если изменяются
скорость сгорания, полнота сгорания топлива и относительная доля
тепловых потерь в стенки. Значение полноты сгорания и относитель-
ной доли тепловых потерь в стенки для величины индикаторного к- п. Д-
не требуют пояснений. Изменение скорости сгорания меняет фактиче-
скую степень расширения продуктов сгорания, меняет вид действи-
тельного цикла; поэтому влияние скорости сгорания на индикатор-
208
ный к. п. д. понятно. Все факторы, способствующие сокращению
периода сгорания, увеличивают индикаторный к. п. д.; наоборот,
увеличение периода сгорания и перенос сгорания на линию расшире-
ния снижают индикаторный к. п. д. и тем сильнее, чем больше дого-
рание на участке расширения.
Влияние скорости сгорания теоретически было исследовано Ней-
маном.
Приняв определенные—топливо, неизменные условия на вса-
сывании, степень использования воздуха, давление и температуру
в конце сжатия, число оборотов двигателя, Нейман исследовал изме-
нение ряда величин (вид
диаграммы, pit rlit
г/’идр.)
Рс
в зависимости от времени
сгорания zv, причем при-
нятый для расчетов закон
•сгорания во всех случаях
оставался подобным. На
фиг. 207 показано влияние
скорости сгорания на вид
индикаторной диаграммы
при постоянном значении
числа оборотов п=1000
об/мин.При zv=0 сек. ин-
дикаторная диаграмма со-
ответствует циклу, Отто;
при =0,0075 сек. полу-
чается вид цикла Дизеля;
при =0,010 сек. полу-
чается изотермический
цикл. На фиг. 208 приве-
индикаторную диаграмму^
ден график изменения рг-, — в зависимости от времени сгорания.
Из графика видно уменьшение rti и pi с увеличением периода сго-
рания. В частности переход от zv=0 до zv=0,0075 сек., т. е. прак-
тически переход от цикла Отто к циклу Дизеля меняет от 0,59
До 0,47, pi—от 12,1 до 9,6 KzjcM2, р"—от 3,3 до 1,1. Таким образом,
Рс
если при изменении того или иного фактора меняется продолжитель-
ность периода сгорания, то будет изменяться индикаторный к. п. д, и
среднее индикаторное давление или индикаторная мощность двигателя .
Для различных двигателей величина индикаторного к. п. д.- на
номинальном режиме может быть разной в зависимости от конст-
руктивных и эксплоатационных факторов, влияющих на скорость
я полноту сгорания, а также на долю тепла, отданного в стенки.
Одинаковые индикаторные к. п. д. в двигателях различной конст-
рукции могут быть достигнут!,! при разных степенях использования
в°здуха; однако характер влияния различных факторов на rlt остает-
ся общим для всех двигателей.
Испытание двигателей на различных дизельных топливах пока-
Ь1вает, что индикаторный к. п. д. практически не зависит от сорта
топлива. Только в однополостных, и в особенности безвихревых
камерах, скорость сгорания может заметно измениться при боль-
шой вязкости топлива.
Исследования показывают, что наиболее сильное влияние на индика-
торный к. п. д. оказывают момент начала впрыска и степень использова-
ния воздуха или количество впрыскиваемого топлива. Предполагая для
всех значений чисел оборотов, нагрузок и условий всасывания наивыгод-
нейшее опережение впрыска, мы можем исключить из рассмотрения пер-
вый фактор. Что касается количества впрыскиваемого топлива или сте-
пени использования воздуха, то этот фактор, связанный с переменной
среднее индикаторное давление р,-, инди-
Р»
катерный к. п. д.-ij,- и отношение —•;
нагрузкой на двигатель, под-
лежит специальному исследо-
ванию.
Уменьшение количества
воздуха, поступающего в ци-
линдр, при неизменном коли-
честве впрыскиваемого топли-
ва, или, наоборот, уменьше-
ние количества впрыскивае-
мого топлива при постоянном
весовом заряде воздуха в ци-
линдре существенно влияют
на полноту сгорания топлива
и оказывает влияний также на
вид индикаторной диаграммы.
Опыты показывают, что инди-
каторный к. п. д. увеличи-
вается с уменьшением коли-
чества впрыскиваемого топли-
ва или с увеличением коэфи-
циента избытка воздуха. В
области малых значений коэ-
фициента избытка воздуха а
или больших значений степени
использования воздуха ₽ ин-
с увеличением а, что объя-
дикаторный к. п. д. растет быстрее
сняется увеличением полноты и своевременности сгорания топли-
ва (догорание топлива на расширении постепенно прекращается).
В области больших значений а—или соответственно малых ₽—инди-
каторный к. п. д. изменяется мало;, некоторое увеличение в этой
области может быть объяснено цикловым преимуществом процесса,
так как при малых подачах топлива действительный цикл быстро-
ходного дизеля все более приближается к циклу Отто и, кроме того,
вследствие уменьшения температуры меньше сказывается влияние
переменной теплоемкости.
На фиг. 209 показана зависимость от а для трех дизелей. График
показывает сильную зависимость абсолютной величины гд от кон-
струкции двигателя; характер же влияния а на тд одинаков и соответ-
ствует изложенному выше. Если по оси ординат откладывать не абсо-
значения
величин Ч»/°1
лютные величины а, а относительные, приняв за 100%
для двигателя при а = 1,4, то отклонения относительных
270
от а для различных двигателей хотя и остаются, но будут уже значи-
тельноменьше. На фиг. 210 на основании работ NACA, ЦИАМ и автора
дан график зависимости относительных средних значений %% и —<^
Фиг. 210; Изменение >;,•% и от коэфициента избытка воздуха.
от величины я; по оси абсцисс нанесены также соответствующие значе-
ния степени использования воздуха ₽. Автор сделал предположение, что
если абсолютная величина в двигателях различной конструкции при
271
«одинаковых значениях а или ₽ различна, то относительное изменением
для всех двигателей должно быть одинаково, если в одинаковом отноше-
нии изменился коэфициент избытка воздуха по отношению к некоторой,
вообще говоря, различной для разных двигателей величине, характе-
ризующей совершенство сгорания топлива в данном двигателе. Это пред-
положение было проверено для четырех совершенно отличных друг
от друга двигателей (Юнкере, опытный двигатель ЦИАМ, двигатель
Коло-ВВА и компрессорный дизель) с числом оборотов от 235 до 1700
в минуту. За базу было принято такое значение аЭк или рэк , которое
при п =const обеспечивает в данном двигателе минимальный эффектив-
А-Точки по onb/там ЦИАМ
D-ЮМО-4
х -Компрессорный дизель
Фиг. 211. Универсальный график зависимости от отношения
— = _|!? для дизеля,
эк р
мическими. Было показано, что если построить график типа фиг. 209,
то соответствующим значениям аэк для разных двигателей отвечают
примерно одинаковые значения т. е. одинаковые скорости изме-
нения индикаторного к. п. д. На фиг. 211 дан универсальный график
зависимости относительного изменения м% от относительного измене-
ния ~ = пригодный для любого дизеля. За 100% принято зна-
чение индикаторного к. п. д. двигателя, соответствующее его экономи-
ческой степени использования воздуха ₽зк или экономическому коэфи-
циенту избытка воздуха аэк.
-Уравнения, удовлетворяющие средним кривым фиг. 210 в области
изменения ₽ от 0,85 до 0,4 или в области изменений а от 1,2 до 2,5,
могут быть написаны в формуле
102 _ 21,5 (170)
Л» ~ р 02 /О v
272
или
^~102а-21,5а'%
(17О'>
и
[4^143-^% (171)
или
^^143-30а%. (171')
Рассмотрим влияние числа оборотов на индикаторный к. п. д.,
предполагая неизменным соотношение топлива и воздуха и наивыгод-
нейшее опережение впрыска в каждом случае. Изменение числа оборотов
меняет среднее давление впрыскивания., скорость вихревого движения
в цилиндре и время теплообмена между газом и стенками. Среднее
давление впрыскивания и скорость вихревого движения воздуха (как
было показано в соответствующей главе) влияют на период или ско-
рость сгорания. Если соотношение топлива и воздуха остается постоян-
ным или изменяется в узких пределах, то влияние числа обо-
ротов на скорость сгорания и на относительную долю тепловых потерь
в стенки может сказаться только при большом диапазоне изменения
числа оборотов. Опыты показывают некоторое, хотя и небольшое,
уменьшение индикаторного к. п. д. при малом числе оборотов, что объяс-
няется ухудшением распыливания, увеличением времени для тепло-
передачи и относительной доли тепла, отданного в стенки, а в вихревых
камерах также и уменьшением скорости вихря.
Индикаторная мощность. Общее выражение индикаторной мощ-
ности поршневого двигателя может быть написано формулой
120 fl
Nt = 632TZ 8 Ц- HiVhW- (Юб)
Если под Vh понимать полезный рабочий объем цилиндра двух-
тактного двигателя, а под •/]„ —коэфициент наполнения, отнесенный
к полезному объему, то формула (106) действительна и для двухтакт-
ных двигателей.
Для заданного мотора
= (172)
Формула (172) показывает, что индикаторная мощность зависит от
весовой плотности воздуха перед цилиндром. Чем больше весовая
плотность воздуха, тем больше индикаторная мощность двигателя;
однако здесь нет прямой пропорциональности, так как от весовой
плотности воздуха, точнее от температуры воздуха, может зависеть
также и величина коэфициента наполнения. Наддув двигателя явля-
ется таким образом весьма эффективным средством увеличения
Индикаторной мощности, а следовательно, уменьшения габаритов
и веса авиационного дизеля. На фиг. 212 на основании данных ряда
лабораторий приведен график, составленный Рахмановичем и пока-
зывающий процентное изменение среднего индикаторного давле-
ния (р: = к Р^цУь7),) в зависимости от весовой плотности воздуха;
за 100% принято значение среднего индикаторного давления при
Т, М. Мелькумов 273
Yn = 1,2 кг/см2. В лаборатории NACA среднее индикаторное давление
одноцилиндрового дигеля (£>=127 мм, S = 178 мм, е=14,5, п =
2 500 об (мин.) удавалось при форсированном наддуве повышать
до 18 кг!см2., В четырехтактном одноцилиндровом дизеле Рикардо
(£> = 75 мм, 8=100 мм, е=17—20) при высоком наддуве получали
среднее эффективное давление 12,3 кг/см2 при 2 500 об/мин. Давление
наддува повышалось до 4 ата, а число оборотов—до 4 000 в минуту;
индикаторное давление с ростом числа оборотов увеличива лось, а сред-
нее эффективное давление начинало падать вследствие возрастающего
УделЬнЬш Вес Воздуха Во ВсасЬ/Вающей. трубе
Фиг. 212. Зависимость между весовой плотностью воздуха
на всасывании и средним индикаторным давлением двига-
теля при р=const.
влияния механических потерь. Наддув в дизеле полезен как серьез-
ный фактор увеличения мощности, сопровождаемый заметным увеличе-
нием плавности развития давлений в цилиндре и относительно неболь-
шим увеличением максимального давления вспышки. На фиг. 213 приве-
ден один график из опытов NACA с безвихревой экспериментальной ка-
мерой, показывающий влияние умеренного наддува на индикаторное
и эффективное среднее давление и удельный расход, а также на макси-
мальное давление вспышки; там же указаны значения наивыгоднейших
углов опережения впрыска. График показывает заметное возрастание
с увеличением наддува средних давлений при относительно неболь-
шом увеличении максимального давления вспышки и практической
независимости индикаторного удельного расхода от наддува. Эффек-
тивный удельный расход топлива в данном случае уменьшается
274
с увеличением наддува вследствие увеличения механического
к. п. д.
Снабдим индексами (0) параметры, относящиеся к номинальному
режиму двигателя без наддува, а индексами (Л) —параметры,
Угол опережения впрыскивания
Подача топлива
Фиг. 213. Влияние давления наддува на работу двигателя.
относящиеся к тому же двигателю, но имеющему наддув. Из фор-
мулы (106) получаем:
Ni1t =
Ni<> ’
Если принять что количество впрыскиваемого топлива изме-
нится пропорционально количеству воздуха, т. е. Рь = ₽о> то
% = тд0, поскольку конструкция камеры сгорания и впрыскиваю-
18* 275
щая аппаратура не изменились. Полагая, кроме того, пк = п„, получим
Nik=Nlo
Ъ* То
Применим эту” формулу для различных случаев. Если двигатель
четырехтактный и без применения продувки камеры сжатия, то на
основании формулы (58) и выражения для весовой плотности,
пренебрегая для дизеля, ввиду высокой е, сжатием остаточных
газов при рк > рг, будем иметь: ♦
<173>
Если четырехтактный двигатель с наддувом имеет продувку
камеры сжатия, а прототип его без наддува и, конечно, не имеет
продувки, то, учитывая еще формулу (57'). будем иметь
(Ш-;
Для иллюстрации рассмотрим численный пример влияния над-
дува и продувки при ph = 2 ата, 7\ = 355°К, р0 = 1 ата,
То = 290° К, 7ост = 0,03, 7% = 900° К и Д£ = 5°; в этом случае
Nik 1,60 77^,
т. е. в данном примере наддув и продувка камеры сжатия четы-
рехтактного двигателя увеличивают индикаторную мощность почти
на 60%. Если проследить за изменением индикаторной мощности
четырехтактного двигателя, имеющего наддув и продувку, в усло-
виях, когда меняется весовая плотность воздуха перед цилиндром,
то получится формула (173). В этом легко убедиться, если пред-
полагать, что коэфициент наполнения на номинальном режиме
уже учитывает продувку камеры сжатия. В этом случае на осно-
вании формулы (58) и выражения для у
1» '(k Ph ^ko
Ч»ОТЛО~ pho ^h’
здесь tqv, уь, ph и Th — текущие величины;
«Ivo, Ph0 и 7fe0 —величины, относящиеся к исходному номи-
нальному режиму.
Значительно более сложно исследование изменения индикаторной
мощности двухтактного двигателя. Трудность исследования заклю-
чается в том, что пока еще нет достоверных данных, указывающих
количественно влияние температуры, особенно давления продувоч-
ного воздуха на коэфициент остаточных газов и коэфициент напол-
нения. Если принять, что изменение давления и температуры про-
дувочного воздуха вызвано изменением атмосферных условий
и, следовательно, сопровождается также изменением давления на
выхлопе и допустить, что в данном случае уост = const, то, поль-
зу ясь формулами (55) и (106), можно написать
дг _ 60 PI и п~ ® Ра Тк I jl Z
i - 632 ~L'o ₽ К Т? Г+w1 VhWZ’
276
но
поэтому
= (174)
* а
где
k' — ~2 Н“ s iV*
632j..L; ’s-I ‘ Я(1+тост) ‘
Примем, что при прочих равных условиях
Ра Рк ______ р .
Та ~ Тк
тогда
(174')
здесь
, „ =Л50 Н„ S iVh
632 L'o б - 1 1 + Yoez *
Формула (174') показывает, что при двух, сделанных выше допу-
щениях, индикаторная мощность двухтактного двигателя при прочих
равных условиях пропорциональна весовой плотности продувочного
воздуха перед цилиндром.
Следовательно, при изменении параметров состояния продувоч-
ного воздуха будем иметь:
= (175)
Как и в случае четырехтактных двигателей, число оборотов п
и произведение [Зтд считались постоянными.
Рассмотрим влияние остальных факторов на индикаторную мощ-
ность двигателя.
Изменение соотношения воздуха и топлива, учитываемое величи-
ной р, влияет на TV, через произведение (31Д. Последнее для новой
величины ₽ (или а) может быть взято из графика (фиг. 210 и 211).
•Изменение числа оборотов влияет на как непосредственно, так
и косвенно через коэфициент наполнения. Мы можем допустить, что
воздух на всасывании у дизеля не'дросселируется с изменением числа
I оборотов, что будет справедливо всегда, начиная от средних чисел
оборотов и выше. В этом случае изменение коэфициента наполнения
L дизеля с изменением числа оборотов определяется теми же причинами
и, следовательно, зависимость т]„ = /(п) имеет такой же характер,
I Как и в случае внешней характеристики двигателя. Как известно,
j факторы, определяющие »]„, следующие: в четырехтактных двигателях
сопротивления и скорости — на выхлопе и всасывании, подогрев —
гфи всасывании, выбранные фазы распределения; в двухтактных
двигателях—сопротивления на выхлопе и продувке, подогрев све-
! жего заряда и качество продувки, определяющее долю остаточных
газов. Изменение •«;„ по числу оборотов в общем невелико, если огра-
ничивать рассмотрение областью изменения числа оборотов от 0,6 л0
277
до 1,1 п0, где п0—номинальное число оборотов. Кривая »)„, как пра-
вило, выявляет максимум при некотором значении числа оборотов.
Выше этого значения числа оборотов »]„ уменьшается главным образом
вследствие возрастания сопротивлений на всасывании и выхлопе;
ниже—из-за обратного вытеснения части заряда во всасывающий
трубопровод при движении поршня к ВМТ, так как фазы распределе-
ния остаются неизменными и для меныпих значений чисел оборотов
более широкими, чем это необходимо при уменьшенных скоростях
газового потока.
Выражение для индикаторной мощности можно написать в иной
форме. Так как
iVhYft7)v = zgB,
где gB—количество килограммов воздуха, поступающее в один ци-
линдр двигателя за один процесс,
pjgB _ ,
L' L' ~1ьт>
т-о *-o
где gT—количество килограммов топлива, впрыскиваемого в один
цилиндр за один цикл, то из (Юб)
Ni = ^HKig^in
или
= (172')
здесь
120 и .
. К — 632z “и1-
Таким образом индикаторная мощность может быть представлена
как величина, пропорциональная числу оборотов п, количеству впры-
скиваемого топлива Дт и качеству использования энергии топлива,
т. е. индикаторному к. п. д. т]4. В этом случае величина т]£ будет учи-
тывать влияние как изменения количества gT при неизменном коли-
честве весового заряда воздуха gB, так и изменение gB вследствие
влияния числа оборотов и условий на всасывании при неизменном
количестве gT, так как изменение gT или gB влияет на величину р,
а следовательно, и на
Мощность трения. В теории авиационного двигателя к мощности
трения относят затрату мощности на: 1) трение поршня, колец и криво-
шипно-шатунного механизма; 2) самообслуживание двигателя (рас-
пределение, вспомогательные агрегаты); 3) насосные потери (в четы-
рехтактных двигателях). Для авиационного дизеля будем придер-
живаться подобной же классификации. В общем случае величина
мощности трения двигателя может меняться при изменении числа обо-
ротов, нагрузки, качества смазки, теплового состояния двигателя
и условий среды.
Затрата мощности на преодоление трения в кинематических зве-
ньях двигателя зависит главным образом от качества отделки и мате-
риала трущихся поверхностей, зазоров в рабочих условиях, качества
и температуры смазки и от числа оборотов двигателя. От внешних
условий среды собственно трение в двигателе может зависеть только
278
косвенно, если с изменением условий среды или условий охлаждения
изменяется температура масла. Чем холоднее двигатель, тем больше
вязкость масла и трение в двигателе. Насосные потери в четырехтакт-
ных двигателях зависят от условий среды; это подтверждается испы-
таниями двигателей в высотных камерах. Величина насосных по-
терь заметно зависит от соотношения давлений на выхлопе и на
всасывании; в необходимых случаях это влияние учитывается
отдельно поправочным членом &Nr. В среднем часть мощности тре-
ния, зависящая от условий внешней среды, составляет по опытным
данным с карбюраторными двигателями 40—50% от всей величины
мощности трения. Так как влияние условий внешней среды коли-
чественно незначительно, то, пологая, кроме того, наличие средств
регулировки температуры масла, будем считать мощность трения
в тех случаях, когда необходимо проследить за ее изменением
чисто расчетным путем, не зависящей от атмосферных условий.
Наиболее сильное влияние на мощность трения оказывает число
оборотов. По опытным данным для многоцилиндровых двигателей
Nr = anm, (176)
где т=1,7—2,0. Такая зависимость действительна как для четырех-
тактных, так и для двутактных двигателей. Для одноцилиндровых
двигателей т < 1,7, причем точная зависимость Nr от л имеет более
сложный вид. В области малых значений чисел оборотов влияние
чисел оборотов уменьшается, т. е. показатель т становится меньше.
Выше мы указывали, что мощность трения можно подсчитать по фор-
муле
причем эта формула пригодна и для четырехтактных и для двухтакт-
ных двигателей. С реднее давление трения для четырехтактных дви-
гателей может быть подсчитано по формуле (98); для двухтактных
двигателей, у которых отсутствуют насосные потери, но более высо-
кие значения средних давлений за цикл, давление рг подсчитывается
по формуле (98')
При неизменном числе оборотов влияние нагрузки практически
не сказывается на величине мощности трения, особенно если с умень-
шением нагрузки температура охлаждающей жидкости и масла
в двигателях жидкостного охлаждения или температура головки
и масла в двигателях воздушного охлаждения поддерживается
на уровне, близком к величинам, относящимся к номинальному
режиму. По авиационным дизелям нет еще достаточных данных
по этому вопросу, но для стационарных и судовых дизелей устано-
влена небольшая зависимость величины мощности трения двигателя
от его нагрузки.
Тепловое состояние двигателя влияет на величину зазоров между
трущимися деталями, на температуру и вязкость масла; поэтому мощ-
ность трения должна измениться при изменении теплового состояния
двигателя- На практике возможен случай, когда при низких темпера-
турах среды с уменьшением нагрузки двигателя, работающего на винт,
автоматически поддерживающий постоянное число оборотов, несмотря
279
на использование всех средств для уменьшения притока воздуха,
обдувающего двигатель или радиаторы охлаждающей жидкости
и масла, температура двигателя и масла сильно уменьшается, ,В таком
случае мощность трения на меньших нагрузках может оказаться даже
больше величины мощности трения на номинальной нагрузке.
Представляет интерес сравнить величину мощности трения двух
четырехтактных двигателей—дизеля и бензинового мотора, имеющих
одинаковое число оборотов, число цилиндров и литраж, а также оди-
наковую конструктивную схему. Сравним вначале дизель с карбю-
раторным мотором. Насосные потери в дизеле меньше, так как при
прочих равных условиях во всасывающем трубопроводе отсутствует
карбюратор. Затрата мощности на самообслуживание мотора несколь-
ко выше, так как затрата мощности на привод топливных насосов
больше, чем затрата мощности на привод магнето. Трение в ходовых
частях дизеля не выше, чем в бензиновом двигателе; это объясняется
тем, что при больших максимальных давлениях в цилиндре средние
давления в дизеле меньше, а для величины мощности трения важно
не максимальное давление, а среднее. Однако по соображениям проч-
ности поверхности шеек вала в дизеле делаются относительно боль-
шими, что в случае жидкостного трения увеличивает мощность тре-
ния. Кроме того, в дизеле число уплотнительных колец иногда на одно
кольцо больше, чем в карбюраторном моторе; поэтому, имея поверх-
ность дизельных деталей обработанными столь же тщательно, как
и у бензиновых моторов, правильно выбранные зазоры, и температуру
и качество смазочного масла одинаковыми, мы должны признать,
что мощность собственно трения дизеля должна быть нескЬлько
больше, чем в карбюраторном моторе.
Суммируя результаты рассмотрения всех трех групп потерь,
входящих в понятие мощности трения, мы приходим к заключению,
что мощность трения дизеля должна быть несколько больше, но близ-
ка к мощности трения соответствующего карбюраторного бензиново-
го мотора, имеющего одинаковые с дизелем число оборотов, литраж,
число и расположение цилиндров. Этот вывод подтверждается форму-
лой (98), действительной и для бензиновых двигателей и для дизелей.
В случае сравнения мощности трения дизеля и двигателя со впры-
ском бензина во всасывающую трубу или в цилиндр следует иметь
в виду следующее: в двигателе со впрыском легкого топлива й с
зажиганием от искры, кроме магнето, имеется также и топливный
насос; поэтому затрата мощности на самообслуживание у такого
двигателя, несмотря на меньшее давление впрыскивания, должна быть
больше или равна соответствующим затратам у дизеля. Насосные
потери по величине будут ближе друг к другу, хотя у двигателя
со впрыском топлива во всасывающий трубопровод сопротивления
на всасывании должны быть несколько выше из-за влияния топливной
струи. Таким образом можно утверждать, что при оговоренных вначале
условиях сравнения мощность трения дизеля незначительно отли-
чается от мощности трения соответствующего бензинового мотора-
Испытаниями установлена меньшая численная величина механиче-
ского к. п. д. дизеля. На первый взгляд это положение противоречит
сделанным нами выводам. Однако, меньшая величина механического
к. п. д. дизеля объясняется не большим значением мощности трения»
?80
а меньшей величиной индикаторной мощности, которую при прочих
равных условиях может развить дизель.
В том случае, когда давление рк на всасывании у четырехтактного
двигателя больше, чем давление р? в выхлопном коллекторе или пат-
рубке, а это можно заметить особенно в двигателях, имеющих наддув
или высотность и не стесненный ничем выхлоп в атмосферу, насосных
потерь нет и как известно получается даже некоторый выигрыш &Nr
в величине мощности трения. Этот выигрыш вычисляется по фор-
муле (99). В двигателях, использующих реакцию выхлопа для увели-
чения силы тяги мотора или имеющих газовую турбину на выхлопе,
этот выигрыш будет тем меньше, чем ближе рк к рр.
Мощность, затрачиваемая на нагнетатель. Установка нагнетателя
на двигателе может преследовать различные цели. В четырехтактном
дизеле нагнетатель может служить для наддува, поддержания давле-
ния на всасывании до расчетной высоты, обеспечения в известных
пределах устойчивого сгорания малых порций топлива при низких
температурах окружающего воздуха. В двухтактных двигателях
нагнетатель преследует те же цели; как правило он устанавливается
для продувки и зарядки цилиндра и в том случае, когда не требуется
ни наддува, ни высотности.
Общее выражение мощности, затрачиваемой на нагнетатель, было
уже написано в форме
(100)
где
К <102>
и
h-1
^ = ^№[(^‘-1]. (10!)
Коэфициент продувки зависит от числа тактов и конструкции
двигателя, а также от режима его работы; эффективный к. п. д. зави-
сит от конструкции нагнетателя и режима его работы.
Известно также, что
К ' ^ = ^7’ (ЮК)
где т;Л—гидравлический к. п. д. нагнетателя; Щ—м/сек—окружная
скорость крыльчатки нагнетателя на выходе, £=9,81 м/сек2. Вели-
чина зависит от конструкции и режима работы нагнетателя.
Окружная скорость крыльчатки
_ ^Р2пк
2 60 ’
где /X—внешний диаметр крыльчатки в м;
число оборотов валика нагнетателя в минуту.
Подставим значение и3 в формулу (101') и полученный результат
вместе со значением 6сек из формулы (102) подставим в выражение
281
(100) для мощности нагнетателя; далее заменим величину С» через
индикаторный к. п. д. В итоге получим:
<|77>
здесь
_632 L'o it3Dj
а ~ 75g 3600*
N
Из формул(106) и 102) легко убедиться в том, что отношение
пропорционально расходу воздуха tpftgB двигателем на цикл и числу
оборотов вала двигателя п. Величина gB представляет количество
воздуха, фактически участвующее в процессе двигателя за один
цикл; оно равно
gn = iVh^k-
Поэтому можно написать также
= (177')
’и
причем
120 т:3О3 D|
~ 75gz ’ 36О03 ~ 3600 • 2250? ‘
Если передача между валом двигателя и валиком нагнетателя
постоянна (односкоростной нагнетатель), т. е- для всех режимов
работы
^ = fh = const,
то *ic (177")
где a„ = a
Таким образом в случае нагнетателя, установленного на двигатель
с постоянным передаточным числом в приводном механизме, мощ-
ность нагнетателя пропорциональна % gB расходу воздуха на один
цикл двигателя, отношению ^-гидравлического к. п. д. нагнетателя к
его эффективному к. п. д.и п3 кубу числа оборотов вала двигателя.
Для исследования изменения мощности нагнетателя*при различ-
ных условиях его работы в зависимости от удобства подсчетов и схемы
приводного механизма нагнетателя можно пользоваться формулами
(177), (177') или (177"). Число оборотов п мотора и нагнетателя
рассматривается как независимая переменная. Что касается отноше-
ния или пропорциональной этому отношению величины go,
то поскольку сюда входят величины и Рц,, изменение которых
в зависимости от разных факторов было уже исследовано выше, то
значения их для различных режимов работы могут быть определены-
Коэфициент продувки <рк определяется фазами распределения и усло-
282
виями работы двигателя; зависимость величины от числа оборотов
и условий на всасывании и выхлопе у двигателя должна быть изве-
стна. К сожалению, в настоящее время нет еще экспериментальных
материалов, позволяющих определить изменение величины <рй в зави-
симости от указанных факторов.
Отношение гидравлического и эффективного к. п. д. нагнетателя
может быть вычислено из выражения
тц, н + а
Q
где р. = -^-коэфициент, учитывающий отношение проекции вектора
выходной скорости с2 из рабочего колеса нагнетателя на направление
окружной скорости и2 к величине окружной скорости и2;
a = L{—коэфициент, характеризующий трение диска рабочего
U 2
т
колеса о воздух;
т]тв—механический к. п. д. нагнетателя, учитывающий потери
в передаточном механизме и в опорах нагнетателя и его привода.
Если знать изменение р-, а и т;тк в зависимости от режима работы
нагнетателя, то отношениеможет быть подсчитано.
Однако, проще и надежнее пользоваться отвлеченными характери-
стиками самого нагнетателя или другого, подобного ему. Как изве-
стно, отвлеченные характеристики содержат зависимости i)h и от
относительного расхода
„ Г сек ^сек
Ч nkDl — xnrikDl
Имея отвлеченные характеристики подобного нагнетателя и зная
численные величины 7]h и т]с для одного, например, номинального
режима работы, можно подсчитать отношение для любого другого
режима работы.
Гидравлический привод нагнетателя, выполняемый в некоторых
авиационных двигателях, имеет преимущество перед шестеренчатым
механическим приводом на всех режимах, кроме номинального на рас-
четной высоте, и это преимущество особенно сказывается на взлетном
режиме. В случае механического привода адиабатическая работа
постоянна, так как постоянно число оборотов вала двигателя и, следо-
вательно, валика крыльчатки; поэтому для обеспечения на земле тре-
буемого давления рк приходится дросселировать воздух на всасывании
двигателя. Изменение температуры воздуха на земле при этом условии
равно изменению температуры воздуха на расчетной высоте. В случае
гидравлического привода теоретически можно таким образом отрегули-
ровать число оборотов валика нагнетателя, чтобы получить необходи-
мое давление pti на земле, не дросселируя воздух. В действительности
в двигателях с относительно большой высотностью этого достигнуть
не удается из-за перегрева масла, вследствие большого скольжения
обеих половин муфты; поэтому передаточное отношение в передачах
с гидравлической муфтой меняется плавно не от 1 до 0, а от 1 (практи-
283
чески даже от 0,97—0,98) до некоторого определенного минимума за-
висящего от конструкции, условий циркуляции и охлаждения м’асла;
например, в авиадвигателе ДВ-601А и Е этот минимум достигает
только величины 0,76—0,78. Тем не менее благодаря снижению пере-
даточного отношения перепад давлений уменьшается, и работа адиабати-
ческого сжатия, а также велйчина абсолютной температуры воздуха
после нагнетателя уменьшается. Мощность, затрачиваемая на нагне-
татель, несмотря на некоторое уменьшение механического к. п. д.
передачи, падает. Весовой заряд цилиндра и индикаторная мощность
двигателя возрастают обратно пропорционально корню квадратному
из отношения температур. Эффективная мощность двигателя возрастает
как вследствие увеличения Nif так и из-за уменьшения N,.. В случае
двигателей со сжатием горючей смеси, небольшой высотности и с одно-
скоростным приводом нагнетателя при установке гидравлической
муфты снижается температура воздуха (или смеси) и, следова-
тельно, уменьшается опасность детонации топлива и это позволяет
при данном топливе несколько повысить давление наддува pk или сте-
пень сжатия е или же применить топливо с меньшим октановым
числом, не меняя ph и а.
В двигателях большой высотности гидравлическая муфта,
включенная в передаточный механизм привода нагнетателя, спо-
собна дать плавное изменение передаточного отношения от неко-
торой меньшей до некоторой большей величины. Граничные зна-
чения передаточного отношения соответствуют обычным величи-
нам двухскоростного привода нагнетателя. В этом случае поло-
жительная роль введения гидравлической муфты сводится к
устранению провала мощности между первой и второй расчет-
ными высотами двигателя с механическим двухскоростным приво-
дом центробежного нагнетателя. Такое решение дает самолету
тактические преимущества в зоне между первой и второй расчет-
ными высотами.
С количественной стороны все указанные соотношения легко можно
установить, пользуясь известными формулами. Обозначим все величины,
относящиеся1 к нагнетателю с механическим приводом, буквами без
индексов, а величины, относящиеся к двигателю с гидравлической пере-
дачей на нагнетатель,—индексом (г). Число оборотов двигателя будем
считать постоянным.
Работа адиабатического сжатия 1 кг воздуха на земле в случае
ПЦН равна:
Ьад = ^Р7\
fe—i
k -1
р
где ТНр и Рнр — температура й давление атмосферного воздуха на
расчетной высоте.
В случае гидравлического привода (предполагая полное теорети-
чески использование возможностей гидравлического привода):
fc-i
^-ад. г — j
-1 .
284
Температура воздуха после нагнетателя на земле в случае меха-
нического привода равна
7\ = ТЛ+ . Ьад- ^То +
/ГГТ ^ад
В случае гидравлического
То
Tkr = То Ч-----
'ЗДг
Здесь 7]ад и дЗДг — адиабатические к. п. д. нагнетателей. Легко
видеть, что Д/г < Д/.
Отношение секундных расходов воздуха, очевидно, равно
С<екг _ । f Тк
Ссек “ V Thi>
так как Tkr<Th, то GC№r>Gcei>. При прочих равных условиях
индикаторная мощность возрастает в таком же отношении:
ThT
Из формулы (100),
НИЯ И ПрИНЯВ (pfer
мых па нагнетатели мощностей, после некоторых сокращений,
в следующем виде:
Г А-1
имея в виду написанные выше соотноше-
можно представить отношение затрачивае-
ИЛИ
NcT 'Чад г Чс , Г о ,
N Д/ 1/ Т +Ы.. *
с «ид Г о
Преимущество применения гидравлической передачи к нагнета-
телю на взлетном редшме двигателя сказывается тем сильнее, чем
больше расчетная высота и чем ближе величина т]Сг и т\с.
Например, если Нр = 4000 м, = ата, Дад = '»]ад1, = 0,7
и т)Сг = 0,7дс (для_земли), получаются следующие цифры:
Д/ = 97,5°; Д/г = 37°
285
Nir ,/ЗКЛ , _
“nT— I 325 — 1»08;
N,. 37 1,08
Tvf =97J5 ’ 0/70 = °’58’
Таким образом в данном примере применение гидравлической пере-
дачи снижает температуру воздуха на всасывании на 60,5° (что осо-
бенно важно для двигателей со сжатием горючей смеси), увеличивает
взлетную индикаторную мощность на 8% и уменьшает мощность, затра-
чиваемую на нагнетатель, на 42%. Эффективная мощность двигателя
в целом возрастает более чем на 8%. Именно:
= Ne + 0,087V, + 0,427Vc;
отсюда
где 7)m—механический к. п. д. двигателя с механическим приводом
нагнетателя; так как iqm<4 и —положительная дробь, то
Ne
-^-^>1,08. Вследствие этого эффективный расход топлива на силу-
час в двигателе с гидравлической передачей на земле будет меньше,
чем в случае того же двигателя с механическим приводом нагнетателя.
Эти расчеты имеют условное значение и показывают макси-
мальный эффект применения гидравлической передачи.
Привод нагнетателя с помощью газовой турбины, работающей на
выхлопных газах, может полностью устранить затрату мощности Nc
с вала четырехтактного двигателя, что способствует увеличению
эффективной мощности и уменьшению удельного эффективного рас-
хода топлива. Кроме того, при газотурбинном приводе вполне воз-
можна работа на взлетном режиме мотора без дросселирования воз-
духа на всасывании у нагнетателя, благодаря чему, как и в случае
гидравлической передачи, снижаются температуры воздуха и увеличи-
вается индикаторная, а следовательно, и эффективная мощность дви-
гателя. В этом случае отношение взлетной эффективной мощное^! NeTm
двигателя, снабженного газотурбинным приводом нагнетателя, ко
взлетной мощности Ne двигателя с механическим приводом нагнета-
теля, будет равно:
^‘гт __ .
Nnm _ . Ng____________7VC
Ne “* Ne ’
В таком же отношении возрастает эффективный к. п. д. двигателя.
Газовая турбина может работать на дизеле вполне надежно, так как
температура выхлопных газов здесь много ниже, чем в случае дви-
гателей со сжатием горючей смеси. Объясняется это, во-первых, боль-
шим избытком воздуха в цилиндре, во-вторых, более высокой степенью
расширения и, в третьих, продувкой. Однако, хотя надежность действия
турбины, установленной на дизеле, и выше, чем в бензиновых двигате-
лях, но эффективность ее меньше, вследствие меньшей температуры,
а следовательно, и меньшей энергии выхлопных газов- Исходя из этого,
для увеличения эффективности использования газовой турбины в дизеле
286
целесообразно уменьшать потерю воздуха на продувку, доводя потерю
воздуха в двухтактных двигателях до минимума, обеспечивающего
удовлетворительную очистку и зарядку цилиндра. Уменьшение коэфи-
циента продувки имеет особое значение для газотурбинного привода
нагнетателя; оно важно и для механической и гидравлической передачи,
так как благодаря этому сокращаются размеры и вес нагнетателя,
а также затрата мощности на него.
Мощность газовой турбины равна
GL
Здесь Gr— кг/сек— секундное количество газов, протекающее через
турбину; Ьадг —работа адиабатического расширения 1 кг газов от
давления в выхлопном коллекторе рр до давления рн наружной
атмосферы. Как известно,
fei-t
La«r = -fc^=T₽rT” ]’
где Rr — газовая постоянная выхлопных газов; kt — средний пока-
затель адиабатического процесса в интервале температур расшире-
ния газов в турбине; Тр — температура газов в выхлопном коллек-
торе. Количество газов Gr, протекающих через турбину, зависит
от числа турбин, установленных на двигатель. В общем случае
Gr=m.(Gce,'+16^-) ’
где т — число турбин, GT — часовой расход топлива на двигатель
в кг~, Ссек — секундный расход воздуха на двигатель в кг; утечками
газов в цилиндре двигателя и в трубопроводах можно пренебречь.
Если Осек — секундное количество воздуха, проходящее через
один нагнетатель, т1 — число параллельно установленных нагнета-
телей, то
, __ ®сеи
° сек “ •
Приравнивая мощности турбины и нагнетателя, получим:
fe-i
Al- t
здесь
к — 1
— /41— 1 ' к
Тр
• 'Г
‘ Н
• = const
К
Gr_
®сек
(178')
Уравнение (178), связывающее с помощью ряда параметров давле-
ние ph после нагнетателя с давлением рр перед газовой турбиной,
называется уравнением Рато. Уравнение показывает, что можно полу-
чить тем более, высокое значение давления рр при данном рк или,
наоборот, тем меньше должна быть величина рр для достижения тре-
Рр буемого давления рк, чем выше
р« суммарный к. п. д. турбо-
Фиг. 213а. Диаграмма зависимости отношения давления
Р 7) Р ft
от отношения давления — .
Рк Рк
тура Тр выхлопных газов перед турбиной. Для определения давления рр,
обеспечивающего на расчетной высоте необходимое давление ph при про-
чих заданных условиях, служат известные графики Рато (фиг.‘213а).
Температура Тр выхлопных газов перед турбиной может быть опре-
делена в общем случае по формуле
т Г+(?к-1) П *
₽ ~ п
где Тг'—средняя температура собственно отработавших газов после
цилиндра; остальные величины известны.
Средняя температура.Тг' отработавших газов после цилиндра может
быть определена, если известен процесс расширения. Величина Тг' зави-
сит отчасти от начальных параметров воздуха перед цилиндром, но
главным образом определяется пропорцией воздуха и топлива и каче-
ством сгорания, зависящим от конструкции и регулировки двигателя-
Для быстроходных дизелей при ₽>0,65 величины Тг' имеют сле-
дующие значения:
Для двигателей ^совершенным1 процессом сгорани i и с относи-
тельно высокой степенью сжатия (з15)......... 800—900° К
для двигателей с совершенным процессом сгорания, но с относи-
тельно малой степенью расширения (з < 15) .... 900—1000° К
для двигателей с несовершенным процессом сгорания в зависимости
от значений s и £ 1000—1200°К.
288
Г Указанные величины относятся и к четырехтактным и двухтакт-
ным дизелям. Так как в последнем случае коэфициент продувки <pk
всегда больше, чем у четырехтактных дизелей, у которых может быть
<рЛ=1, то величина Тр для двухтактных дизелей получается всегда
ниже, чем для четырехтактных.
Все изложенное в настоящем параграфе устанавливает в общем
виде соотношения и зависимости величин, определяющих эффек-
тивную мощность и удельный расход Топлива от ряда главных
факторов. Дальнейшая задача сводится к решению конкретных
примеров построения или анализа тех или иных характеристик»
«снятых с различных двигателей. Остановимся кратко на некото-
рых особенностях характеристик четырехтактных дизелей и, из-
за отсутствия достаточных опытных данных, приведем лишь не-
которые соображения по характеристикам двухтактных дизелей.
§ 62. Внешняя характеристика четырехтактного дизеля
Внешняя характеристика авиационного двигателя снимается в срав-
нительно узкой области изменения числа оборотов (примерно в преде-
лах от 0,7 до 1,1 от номинального числа оборотов). В этой небольшой
Фиг. 214. Изменение коэфициента наполнения для четырех-
тактного опытного дизеля и для авиадизеля ЮМО-4.
области изменения числа оборотов коэфициент наполнения меняется
незначительно. На фиг. 214 показано примерное изменение коэфициента
наполнения для внешней характеристики четырехтактного авиадизеля
и двухтактного авиационного дизеля ЮМО-4.
Невысотный дизель без наддува. Степень использования воздуха
Равна:
~ gB ~ iVhW
(179)
вданном случае величины Li, i, Vh и постоянны, причем (при
15° Ц и 760 мм рт.ст.). При неизменном положении рукоятки подачи
19
Т. М. Мелькумов
289
топлива количество впрыскиваемого в цилиндр топлива определяется
формулой
2 s Гу-»]н; (18G)
здесь d—диаметр плунжера насоса;
s—активный или полный ход плунжера;
vtr- -удельный вес топлива;
т]н—коэфициент подачи впрыскивающей системы, отнесенной соот-
ветственно к активному или полному ходу плунжера.
Фиг 215. Зависимость коэфициента подачи насоса
от числа оборотов. Насос Еош PEIB75A; уста-
новка рейки 20 мм.
Подробнее о величи-
нах s и Пн см. в главе о
дизельной аппаратуре.
Подставляя значе-
ние gt в формулу (179),
получим
где
₽ = (181)
,,= 2^ sTtW
4 ’ iVklk •
Коэфициент подачи
при закрепленном поло-
жении рукоятки подачи
несколько увеличиваясь
изменяется с изменением числа оборотов,
до определенного значения числа оборотов, затем уменьшаясь. Коэфи-
циент подачи зависит от характеристики ^впрыскивающей £ системы
в целом и от ее регули-
ровки (положение рейки,
давление впрыскивания
и пр.). На фиг. 215 для
иллюстрации приведен
график изменения коэфи-
циента подачи 7]н насоса
Бош (с диаметром плун-
жера 7,5 мм и ходом
10 мм) в зависимости от
числа оборотов, при не-
изменном положении рей-
ки подачи топлива (20 мм
от нулевого положения),
и при различных давле-
ниях затяжки форсунки.
Учитывая характер и ве-
Фиг. 216. Изменение коэфициента избытка воз-
духа по внешней характеристике двигателя
ЦИАМ.
личину изменения величин '/)„ и ф(, можно считать величину р для внеш-
ней характеристики невысотного двигателя практически постоянной.
На фиг. 216 показано изменение коэфициента избытка воздуха для
внешней характеристики опытного двигателя; график подтверждает
практическое постоянство р для рассматриваемой характеристики.
290
19*
291
в этом случае индикаторный к. п. д. двигателя iq, для внешней характе-
ристики остается практически постоянным. Индикаторная мощность
изменяется пропорционально т|н (формулы 172' и 180). Зависимость мощ-
ности трения от числа оборотов определяется формулой (176). Эффектив-
ную мощность для любого числа оборотов можно определить по инди-
каторной мощности и мощности трения. Равным образом можно найти
значение механического к. п. д. по величине отношения эффективной
мощности и индикаторной. Изменение удельного эффективного расхода
определяется формулой (169). Механический к. п. д. с увеличением
числа оборотов несколько уменьшается из-за относительно более быст-
рого возрастания мощности трения сравнительно с индикаторной мощ-
ностью; поэтому удельный эффективный расход топлива по внешней
характеристике с увеличением числа оборотов немного повышается.
На фиг. 217 приведена характеристика авиационного дизеля Д-11
конструкции автора. На фиг. 218 приведена характеристика дизеля
Мерседес-Бенц L0F-6, эксплоатировавшегося на дирижабле.
Высотный дизель. Внешние характеристики высотного дизеля могут
быть сняты на уровне земли и на расчетной высоте. В зависимости
от типа привода нагнетателя внешние характеристики могут претерпеть
некоторые изменения. Рассмотрим отдельно случаи с механическим,
гидравлическим и газотурбинным приводом нагнетателя.
Случай с механическим приводом нагнетателя. Остано-
вимся сначала на земной внешней характеристике. Количество воз-
духа, поступающего в цилиндр за один цикл, изменяется обратно
пропорционально корню из абсолютных температур, так как
A=const. Но 71Ь = 71О4-Д/, где
*25---=а'п*-,
поэтому с увеличением числа оборотов температура воздуха после
нагнетателя несколько возрастает и количество воздуха, поступающего
в цилиндр за один цикл, уменьшается. Количество впрыскиваемого
топлива по внешней характеристике изменяется пропорционально
коэфициенту подачи впрыскивающей системы т|н. Так как с удлинением
qH и уменьшением количества воздуха величина р увеличивается, то
с увеличением числа оборотов величйна 'ty будет несколько падать,
а произведение р7), несколько возрастать. Изменение индикаторной
мощности по внешней характеристике можно выразить уравнением
N‘fe = Руг г/7*».
индекс (0) относится к величинам исходного режима, остальные вели-
чины—текущие. Если дг ; атель имеет продувку камеры сжатия, то
качество продувки при различных числах оборотов может несколько
измениться; но этим можно вполне пренебречь.
Изменение мощности трения в зависимости от числа оборотов опре-
деляется формулой (176); поправочный член, как легко дока-
зать, равен
ANr=.-ANro
292
Для внешней характеристики можно принять постоянными вели-
чину cph и отношение При этих условиях изменение мощности, зат-
рачиваемой на нагнетатель, определяется по формуле (177"):
Эффективная мощность по внешней характеристике может быть
определена, так как для любого числа оборотов известны N-t, N,.,
ANr и Nc. Эффективная мощность по внешней характеристике не будет
пропорциональна числу оборотов; с увеличением числа оборотов она
будет расти медленнее, так как сама индикаторная мощность непро-
порциональна числу оборотов, а мощность трения и мощность нагне-
тателя возрастают относительно быстрее.
Величины Nih и Nek позволяют определить значения механического
к. п. д. для произвольного числа оборотов. Относительно более быстрое
падение Nek, вследствие влияния Nr и Nc, приводит с увеличением чис-
ла оборотов к уменьшению механического к. п. д. и, как следствие, к не-
значительному возрастанию удельного эффективного расхода топлива.
Перейдем к рассмотрению внешней характеристики на расчетной
высоте. В общем случае передаточное число механического привода
к нагнетателю на высоте может быть другим, чем на земле; однако
на каждой данной высоте оно остается постоянным и, отражаясь
на величине коэфициентов в-формулах для Д/иЛТ^не влияет на отно-
сительное изменение интересующих нас величин. На расчетной высоте
дроссель на всасывании у нагнетателя открыт полностью на номиналь-
ном числе оборотов двигателя п0. Поэтому давление воздуха после
нагнетателя может остаться постоянный лишь при значениях пз?п0.
При и<л0 давление pk будет меньше давления pho, обеспечиваемого
на расчетной высоте при поминальном и выше числе оборотов. Для
области изменения числа оборотов от п0 и выше на расчетной высоте
остается справедливым то, что было сказано для земной характеристики
высотного двигателя. Для чисел оборотов л<н0;
Ч-fe п рк ^/Гт' о
NikB fcitB пв Ркв V Тк ’
(182')
здесь индекс (0) относится к величинам на расчетной высоте для номи-
нального значения числа оборотов пв.
Давление рк при произвольном значении числа оборотов п можно
найти из выражения адиабатической работы. Так как
£ад = £адо(^У (184>
и, с другой стороны
* tL
то можно определить £ад и pk для заданного числа оборотов п.
Равным образом можно найти и повышение температуры
!185*
263
м температуру
Tk = THp^-M.
Вслед за этим можно определить по формуле (182') индикаторную
мощность. Так как при п<п0, pfe<Pk0, то в области меньших, чем пв,
значений чисел оборотов индикаторная мощность будет падать
несколько быстрее, чем по закону пропорциональности. Уменьшение ph
в известной мере нейтрализуется уменьшением Tft и увеличением
из-за возрастания ₽, поскольку при неизменном положении рейки
подача топлива с уменьшением числа оборотов падает медленнее,
чем количество воздуха, поступающего в цилиндр. Что касается вели-
чины Nr, то ее изме-
Фиг. 219. Внешняя характеристика авиадизеля
Коатален.
некие с изменением чис-
ла оборотов подчиняется
тем же законам, что и в
случае земной внешней
характеристики. Вели-
чина &Nr с уменьшени-
ем п ниже значения п0
уменьшается пропорци-
онально произведению
(Pk—Рнр) п, т. е.
_ Рк — Рн я
^,-Рн^ ’ «
Эффективная мощ-
ность по внешней харак-
теристике на расчетной
высоте при значениях
чисел оборотов выше па
изменяется аналогично
внешней характеристике
на земле. Т1иже п0 эф-
фективная мощность на высоте будет падать быстрее вследствие
уменьшения ph.
Механический к. п. д. уменьшается при п>п0 и остается практи-
чески постоянным или также несколько уменьшается при п<^п0.
Индикаторный к. п. д. двигателя при п>п0, как и в случае земной
характеристики, остается практически постоянным, так как ₽ изме-
няется незначительно; при п<п0 величина ₽ несколько возрастает,
поэтому индикаторный к. п. д. будет уменьшаться. Как следствие
указанных изменений величин т;т и ty, удельный эффективный расход
топлива имеет минимальное значение вблизи номинального числа
оборотов п0, выше и ниже которого удельный расход должен несколько
возрастать.
На фиг. 219 приведена внешняя характеристика на земле четырех-
тактного V-образного, 12-цилиндрового авиадизеля Коатален с ПЦН.
Случай ЦН гидравлическим приводом. Будем предполагать от-
сутствие дросселя на всасывании в нагнетатель. На уровне земли давле-
294
ние воздуха после нагнетателя pfc=const. Опыт показывает, что напор,
создаваемый нагнетателем, зависит, от секундного расхода при постоян-
ном значении числа оборотов. Падение напора с увеличением
секундного расхода должно быть компенсировано некоторым увеличе-
нием числа оборотов валика нагнетателя, поскольку остается усло-
вие Pk=const. Так как Рк, То и р0 постоянны, то работа адиабатиче-
ского сжатия в нагнетателе на всех режимах по внешней характе-
ристике двигателя также должна быть постоянной. Для произвольного
числа оборотов п двигателя можно найти необходимое число
оборотов валика крыльчатки Пк, обеспечивающее в условиях нового
секундного расхода нужный
В самом деле отношение
Ьад
Ьад0
Относительный расход или коэфициент расхода равен
напор.
адиабатических работ равно
= 086)
где Гсек=-££5—м31сек — объемный расход воздуха, отнесенный
к условиям ул па всасывании в нагнетатель;
£)2 —внешний диаметр крыльчатки в м.
Для двух значений чисел оборотов двигателя п и п0 приняв
приближенно секундный расход воздуха пропорциональным числу
оборотов двигателя, что для поставленных целей и для рассматри-
ваемой характеристики вполне допустимо, можно написать
, ± =i — —. • (187)
9о «О >‘к .
В двух уравнениях (186) и (187) имеется три неизвестных величины
tyi» Пк и q. Для решения уравнений и нахождения интересующей нас
величины числа оборотов крыльчатки Пк для заданного числа оборотов
вала двигателя л необходимо иметь третье уравнение. В качестве
последнего следует использовать кривую отвлеченной характери-
стики нагнетателя =/(?). Задав произвольно значение Пк, опреде-
ляют величину q по уравнению (187), затем по отвлеченной характе-
ристике находят соответствующее т^; если заданное Пк и полученное
значение 'qh удовлетворяют уравнению (186), то Пк было выбра-
но удачно. Решение задачи может быть облегчено графиче-
ским путем. Отношение напрров в формуле (186) для небольшой
области изменения секундного расхода невелико. Так как в фор-
мулу (186) число оборотов валика крыльчатки входит в квад-
рате, то изменение числа оборотов нагнетателя с гидравли-
ческой передачей для внешней характеристики двигателя будет
небольшим; при этом число оборотов нагнетателя будет несколько
увеличиваться с увеличением числа оборотов двигателя. Следова-
тельно, передаточное отношение от вала двигателя к валику нагне-
тателя при внешней характеристике переменно.
295
Повышение температуры воздуха в нагнетателе в данном случае
будет равно
Д t = — const
__ 1 ^ад Чад
С увеличением числа оборотов двигателя возрастают VCCK и q;
поэтому в рассматриваемой области т)ад несколько изменяется.
Можно определить изменение Af по внешней характеристике срав-
нительно с величиной Д/о для номинального режима, пользуясь
отвлеченной характеристикой нагнетателя, так как известны q
и qg; именно
__ ^адо
* А/0 Чад ~ ’
Индикаторная мощность по внешней характеристике опреде-
ляется по формуле
Nik _= . /"ЧТ
% ₽оЧ ’ "о V ТЪ ~ Mio «о
Величины Nr и ANr вычисляются так же, как и для двигателя
с механическим приводом нагнетателя.
/Мощность нагнетателя может быть определена из понятного
соотношения
"е _ С'сек . Чсо
®сек0 Чс
причем с увеличением числа оборотов двигателя Nc растет, но не-
сколько медленнее, чем по закону пропорциональности числу обо-
ротов.
Эффективную мощность, по внешней характеристике на уровне
земли можно определить, так как известны величины Nit NT, &Nr
и Nc. Механический к. п. д. с увеличением числа оборотов несколько
уменьшается, но медленнее, чем для двигателя с ПЦН (и|-за влияния
Ni и Nc). Эффективный расход топлива на силу-час увеличивается
с увеличением числа оборотов двигателя обратно пропорционально
механическому к. п. д.
Внешняя характеристика на расчетной высоте двигателя, имею-
щего нагнетатель с гидравлической передачей, для значений чисел
оборотов п>п0 подчиняется тем» же закономерностям, какие были
установлены для внешней характеристики на уровне земли. На режи-
мах п<п0, передаточное число от вала двигателя к валику нагнетателя
(пренебрегая возможным изменением коэфициента скольжения
гидравлической передачи/ можно считать постоянным и равным
максимальному передаточному числу. Поэтому в области п<п0 внеш-
няя характеристика на расчетной высоте двигателя с гидравлической
передачей к нагнетателю подчиняется всем тем соотношениям, кото-
рые существуют для двигателя с механическим приводом нагнетателя.
Случай газотурбинного привода. Как показывают формулы
(178) и (178'), давление рк по внешней характеристике только в том
296
случае постоянно, если постоянны величины рр, Тр, ти и т1с или их связь-
в виде величины т и рр в формуле (178). Величину можно считать
практически постоянной; величина же не может быть постоянной,,
так как секундный расход газов Gr через турбину по внешней харак-
теристике изменяется, в то время как степень парциальности турбины
остается неизменной. Температура Тр также может несколько изме-
няться, как вследствие изменения условий сгорания топлива из-за
различного качества распыливания и различной скорости вихревого
движения воздуха, так и вследствие некоторого изменения давления
рр. Если нет средств для поддержания давления Рк постоянным,
о на разных значениях чисел оборотов по внешней характеристике
оно установится таким, которое соответствует по уравнению (178)
новым значениям рр, Тр и ?]t для равновесного режима, причем
решающим для внешней характеристики будет значение величины г/(.
Если же имеются средства для поддержания давления после нагнета-
теля рк постоянным, то работа нагнетателя в условиях внешней
характеристики ничемше отличается от случая двигателя с гидравли-
ческим приводом нагнетателя. Что же касается собственно газовой
турбины, то режим ее работы должен удовлетворять, согласно (178)
и (178'), условию:
fei-i
Следовательно, необходимо изменить рр или Gr с учетом новых
значений rlt и Тр.
§ 63. Винтовая характеристика четырехтактного дизеля
Предполагается винт фиксированного шага; число оборотов дви-
гателя устанавливается только путем изменения количества подавае-
мого в цилиндр топлива при наивыгоднейшем моменте начала впрыска.
Дросселирования воздуха на всем участке винтовой характеристики
не предполагается.
Невысотный дизель без наддува. Эффективная мощность двига-
теля, связанного с винтом фиксированного шага, меняется по закону
Ne = An3,
где постоянная А определяется из условий для исходного режима:
А-*.
П3В
У
Мощность механических потерь по винтовой характеристике
мотора можно приближенно считать изменяющейся по закону:
Nr = anm,
где
7Уг0
а = —-
пт
tl0
m = 1,7-2,0.
297
Изменение индикаторной мощности по винтовой характеристике
можно получить по формуле:
Ni = Ne-^Nr = an2 (4+1)* <19°)
Таким образом можно найти = и механический к.п.д.
Ne , ч
Чт = ^7 = ?(П)’
Механический к. п. д. по винтовой характеристике с уменьшением
числа оборотов будет уменьшаться из-за быстрого падения инди-
каторной мощности при относительно более медленном падении мощ-
ности трения.
С другой стороны, индикаторная мощность выражается формулой
<172). Так как Yk=const, то
Ni =/с₽т4т]ип. . (190')
Так как величина индикаторной мощности по винтовой характери-
стике определена уже раньше по формуле (190), то формула (190')
позволяет найти изменение frit в зависимости от числа оборотов,
если известно изменение по винтовой характеристике.
В авиационном дизеле изменение мощности по винтовой характе-
ристике осуществляется изменением подачи топлива; приемное сече-
.ние поступающего в мотор воздуха не стеснено дросселем (по край-
ней мере до средних оборотов включительно); поэтому с большой
точностью можно принять, что изменение rJV по винтовой характери-
стике будет такое же, как и для внешней характеристики. Если по
внешней характеристике, имея для исходной точки построения зна-
чение 7]и0, на основании подобия принят закон изменения по числу
оборотов, то из формулы (190') легко можно найти изменение р7]г для
винтовой характеристики. Если же при построении внешней харак-
теристики значение 7]v по числу оборотов не определялось, то можно
поступить следующим образом.
Основываясь на том, что, во-первых, кривая по числу
оборотов сначала немного растет, а затем уменьшается, в о-в т о-
р ы х, наибольшее влияние на т^( оказывает р, который сильно изме-
няется, главным образом, вследствие уменьшения’количества посту-
пающего топлива (мощность резко падает по винтовой характери-
стике), допустимо считать т%=пост. для изменения числа оборотов в
пределах 0,5—1,0 номинальных.
При этом условии из формулы (190') определяются значения piQi
для винтовой характеристики. Это, в свою очередь, позволяет опре-
делить отдельно изменение р и 7],, пользуясь графиком фиг. 210.
В самом деле, пусть для исходной точки построения известны р0, т410
и, следовательно, р0 то,0=Но- Для некоторого нового значения
числа оборотов пх способом, указанным выше, найдено значение
Рл.-71гх=!хх- Тогда составляется пропорция
с
Мв “ т
.298
или
Но ™ ’
(191)
Фиг. 220. Схема определения величин р или
а и >ji по винтовой характеристике.
где т—величина в процентах ординаты по кривой (фиг. 220) для ₽ =£..
В пропорции (191) известны три величины р.х, и.о, т и определяется
неизвестная величина х. Откладывая величину х по оси ординат и
проводя горизонталь до пересечения с кривой получаем точку Ь,
абсцисса которой дает значение степени использования воздуха для
числа оборотов пх. Таким образом легко построить кривую измене-
ния ₽ по числу оборо-
тов для винтовой ха-
рактеристики. Очевид-
но ₽ непрерывно падает
с уменьшением числа
оборотов.
Кривая TQt =/, (₽) поз-
воляет определить за-
' кон изменения тй по
числу оборотов. Напри-
мер для некоторого зна-
чения числа оборотов
' при известных уже ₽0,
и тЛо—составляется
пропорция
Ч _ Г21
Ч ’
где т1—ордината точки
Л' ПО КРИВОЙ TQi=fi (₽)
для ₽=Р0; —ордината
точки Ь' по той же кри-
вой для Р=₽х-
Из этой пропорции находится неизвестная величина riix.
Кривая yjj по винтовой характеристике показывает возрастание
7), с уменьшением числа оборотов вследствие непрерывного умень-
шения р. На самом деле этому непрерывному увеличению прак-
тически ставится предел тем, что при некотором определенном зна-
чении р совершенство сгорания будет обеспечено полностью; поэтому
с дальнейшим увеличением р (с падением числа оборотов) может
сказаться возрастающее отрицательное влияние теплоотдачи в стен-
ки, а также ухудшение распыливания и это может привести
к некоторому уменьшению ty.
Значение позволяет определить изменение С,—удельного рас-
хода топлива на индикаторную силу-час по известной формуле.
Расход топлива на индикаторную силу-час уменьшается с умень-
шением числа оборотов, что представляет одно из существенных
преимуществ дизеля перед карбюраторными моторами.
Зная 7jm и легко определить г1е и Се для винтовой харак-
теристики. Уменьшение при небольшом увеличении с умень-
шением числа оборотов приводит к тому, что, хотя т]е падает, а С„
299
возрастает, но это уменьшение экономичности по винтовой харак-
теристике дизеля происходит медленнее, чем в карбюраторном
Моторе.
Нафиг. 217 и 218 приведены графики, на которые нанесены кри-
вые мощностей авиационных дизелей по винтовой характеристике;
на фиг. 217, кроме того, даны кривые удельных эффективных рас-
ходов. На фиг. 221 приводится график винтовой характеристики
Фиг. 221. Винтовая характеристика авиационного Ш4зеля
Джиберсон А1020. 4
«
девятицилиндрового звездообразного четырехтактного авиадизеля
Guiberson А1020.
Двигатель с нагнетателем. Рассмотрим характеристику двигателя
с механическим и гидравлическим приводом нагнетателя; в послед-
нем случае предполагается, что установленный однажды режим
работы гидравлической передачи по винтовой характеристике не
изменяется, т. е. коэфициент проскальзывания принимается посто-
янным. При этих условиях характер изменения всех величин
будет одинаков для обоих типов приводных механизмов нагнета-
теля. Наконец, рассуждения не изменятся от того, предназначен
ли нагнетатель обеспечивать только высотность, или только наддув,
или и то и другое совместно.
300
Эффективная мощность двигателя и в этом случае, очевидно,
равна
Ne = An3.
С изменением числа оборотов (поскольку двигатель не дроссели-
руется):
и ЬадЯ = Аадо(-^-) (192)
Tkx = TH + MBQ^y. (193)
Формула (192) позволяет найти phx. Исключая, как и в случае
двигателя без наддува, влияние фаз распределения па наполнение
двигателя, можем написать:
Gcenx ~ Pkx л/ тьв пх л 94.1
GceKn ~ phn г Tk ' п0 ' * J
На основании (192), (193) и (194) можно определить ЛГс=/(п)для
винтовой характеристики, пользуясь общей формулой (100), где
и т]с принимаются постоянными.
Очевидно, в этом случае
~ ,р±х_ У Г Tk0 Г пху
Со pk0 г 7
Мощность трения подсчитывается по формуле (176), как и для
случая невысотпого двигателя без наддува. Добавочный член &Nr
определяется по формуле (99), так как рр — const, a pkx известно.
Зная Ne,Nc и Nr—&Nr как функции числа оборотов можно по их
сумме найти
^ = /(п)
и по методу, указанному для случая двигателя без наддува, опреде-
лить р и и]‘ для любого значения числа оборотов; необходимо лишь
помнить, что в данном примере, в отличие от предыдущего, весовая
плотность воздуха перед цилиндром yk—непостоянна. Вслед за
этим можно определить значения т]т, Сг и Се для любой точки вин-
товой характеристики. И в данном случае кривая удельных эффек-
тивных расходов топлива будет положе, чем в соответствующем
cjfynae карбюраторного мотора.
Если гидравлическая передача связана с регулятором, то воз-
можно сохранение pfc = constHa всасывании до известного предела
уменьшения числа оборотов двигателя. Анализ винтовой харак-
теристики можно проделать на основании соображений, изложенных
в-настоящей главе. Необходимо только знать то значение числа обо-
ротов вала двигателя, до которого рк сохраняется постоянным и
ниже которого остается постоянным передаточное отношение, а
ph падает.
На фиг. 222 показана винтовая характеристика звездообразного,
четырехтактного, 14-цилиндрового, двухрядного авиационного ди-
зеля жидкостного охлаждения BMW 114 с камерой Ланова. Удель-
зн
ные расходы показаны для двух характеристик давления наддува;
последние приведены также.
В случае газотурбинного привода нагнетателя общие соображе-
ни я, которые были изложены в предыдущем параграфе для соответ-
ствующей внешней характеристики, остаются в силе; однако
Фиг; 222. Винтовая характеристика авиадизеля BMW 114
при двух скоростях передачи к нагнетателю.
в отличие от внешней характеристики температура Тр v уменьше-
нием числа оборотов здесь будет заметно падать главным образом
из-за изменения величины р. Поэтому число оборотов турбокомпрес-
сора и давление ph после нагнетателя будут уменьшаться.
§ 64. Экономическая характеристика
Для установления величины максимальной мощности двига-
теля решающим фактором является надежное действие деталей.
Обычно соотношение топлива и воздуха на режиме максимальной
мощности не гарантирует полного и своевременного сгорания топ-
лива в цилиндре. Если оставить число оборотов двигателя без изме-
нения и уменьшать нагрузку, то, вследствие постепенного L улуч-
302
тения условий сгорания топлива, величина удельного эффектив-
ного расхода будет уменьшаться. Однако, как показывают испыта-
ния, удельный эффективный расход после достижения некоторой
минимальной величины Ctm,n по мере уменьшения нагрузки (фиг~
223) вновь' начинает возрастать.
Эффективная мощность, при кото-
рой получается минимальный
удельный эффективный расход топ-
лива, на данцрм значении числа
оборотов, называется экономиче-
ской мощностью. Для различных
чисел оборотов величина экономи-
ческой мощности оказывается раз-
ной. •
Испытания дизелей показы-
вают, что с уменьшением нагруз-
ки при п = const индикаторный
к. п. д. увеличивается сначала от-
носительно быстро, а затем посте-
пенно, достигая некоторой наиболь-
шей величины. В области очень
Фиг.223. Изменение эффективного
расхода Се в зависимости от нагруз-
ки двигателя при n=const.
малых нагрузок индикаторный к. п. д. может снова несколько
уменьшаться из-за ухудшения качества распыливания малой порции
топлива, а также из-за не-
Фиг. 224. Изменение коэфициентов п. д., Се
и а при п— 1 000 об/мин.=const в зависимости
от среднего индикаторного давления.
Двигатель Коло-ВВА.[;
которого относительного
увеличения тепловых по-
терь в степки. Мощность
трения с уменьшением на-
грузки при п = const изме-
няется незначительно, осо-
бенно если тепловое состоя-
ние двигателя поддержи-
вается постоянным. Мощ-
ность трения холостого
хода (Ne = 0) при п = const
лишь на несколько процен-
тов ниже мощности трения
двигателя на полной мощ-
ности. Если двигатель
имеет нагнетатель с меха-
ническим и гидравлическим
приводом, то практически
мощность нагнетателя с
изменением эффективной
мощности двигателя также
остается постоянной. В то
же время индикаторная
мощность уменьшается; по-
этому величина механиче-
ского к. п. д. с уменьшением нагрузки будет падать. При холо-
стом ходе, когда Ne=0 и Ni = Nr или Ni=(NT-&Nr)-[-Nc, очевидно,
303.
rlm = 0 ji Ce=oo. В судовой и стационарной практике принято
судить о сравнительных достоинствах двигателей на режиме холо-
стого хода по суммарной величине часового расхода топлива.
Тот двигатель будет экономичнее, у которого часовой расход
холостого хода меньше.
На фиг. 224 для
иллюстрации вышепри-
веденных положений
дай график, показываю-
щий на основании испы-
таний, проведенных ав-
тором на четырехтакт-
ном одноцилиндровом
двигателе Коло-ВВА
без наддува, изменение
ряда величин, харак-
теризующих экономич-
ность двигателя в зави-
симости от (нагрузки
при л=1000 об/мин.
Фиг. 225. Определение экономических мощно- Можно провести се-
стей двигателя. рию испытаний при
различных постоянных
числах оборотов и выявить соответствующие этим оборотам эконо-
мические мощности (фиг. 225). Перестроив полученные результаты
в координатах Ne, п, где п—отложены по оси абсцисс, получим
экономическую характеристи-
ку мощности и соответствую-
щую ей кривую минимальных
удельных расходов топлива
двигателем (фиг. 226).
Кривые экономических мощ-
ностей и минимальных расхо-
дов можно получить и другим
путем. Если при испытании
мотора с мулинеткой с различи
ными лопатками или с винтом
изменяемого шага получена се-
рия винтовых характеристик
мощностей и расходов, то по
^кривым .расходов можно опре-
делить минимумы. Вертикали
через эти минимальные значе-
ния расходов определяют чис-
ла оборотов и соответствующие
им величины экономических
Фиг. 22G. Экономическая характерис-
тика двигателя.
мощностей и кривую экономи-
ческой характеристики, а линия, проведенная через минимальные
значения расходов, даст кривую расходов по экономической ха-
рактеристике.
304
На фиг. 227 приведены кривые зависимости удельных расходов
Фиг. 227. Кривые зависимости Се от Ne при различных постоянных чис-
лах оборотов для автомобильного двигателя Бенц.
Если на двигатель установлен винт с автоматически изменяю-
щимся шагом, поддерживающий число оборотов двигателя постоян-
ным в известных пределах изменения нагрузки, то характеристика
двигателя с указанным винтом в пределах л = const будет аналогична
характеристике, показанной на фиг. 224.
§ 65. Высотная характеристика четырехтактного дизеля
Рабочий процесс авиадизеля на высоте может быть осуществлен
различным образом. Наибольший интерес представляют два случая.
В первом случае вместе с уменьшением веса поступающего в цилиндр
воздуха, при подъеме на высоту уменьшается подача топлива
и сохраняется степень использования воздуха, принятая на земле
(случай р = const). Во втором случае до известной высоты положение
рукоятки подачи топлива не меняется, количество поступающего
в цилиндр топлива остается практически постоянным; поэтому
степень использования воздуха увеличивается вследствие умень-
шения плотности воздуха (случай p^const). Этот случай в дизе-
лях возможен потому, что большой избыток воздуха допускает
некоторую перегрузку, которая с подъемом на высоту становится
менее опасной из-за понижения давления и температуры воздуха.
Высота, до которой можно сохранять положение рукоятки неиз-
менным и на которой р, возрастая, достигает некоторой вели-
чины р тах, а также <®ама величина ртах зависят от конструкции
двигателя и величины р0 на земле.
Испытания авиационных дизелей в воздухе показывают, что
работа по второму способу практически осуществляется.Самосо ои
305
аи Т. М. Мелькумов
разумеется, что после достижения высоты, на которой р=ртах, лет-
чик вынужден с дальнейшим подъемом на высоту из-за ухудшения
сгорания уменьшать подачу топлива, сохраняя в пределе pmax = const.
Закон изменения мощности и удельных расходов существенно
зависит от способа ведения процесса на высоте. Рассмотрим после-
довательно оба случая для невысотного дизеля; при этом полагаем
п = const. •
Случай p-const В последующем изложении индексом (0) обо-
значаются величины, относящиеся к номинальной мощности на земле,
а индексом (h) на высоте.
Если р=const, то можно считать постоянным индикаторный к.п.д.
z]ih = 7]io = const и расход на индикаторную силу-час Cih=C\o=const.
В этом случае индикаторная мощность может быть представлена
формулой:
Применяя эту формулу для ^высоты и для землищи деля почленно
оба полученных равенства, будем иметь:
Ny, __ _ Ph . /" Г?. _ д
Nio V» Ро I Т,‘
(195)
Мощность механических потерь по высоте меняется мало; инте-
ресуясь ^влиянием главных факторов, примем Nrft — Nro = const;
поэтому
но
w?0 \ hn9 у
и, следовательно,
N,.=N.. 1)]1
ь 1тп0 *т0 У J
Обозначим:
— -Г-—1) = А;
тогда
= АЛ..
(196)
(196Э
По этой формуле можно определить падеже мощности невы-
сотного авиадизеля с высотой при р —const и п = const, если изве-
стен механический к. п. д. на земле к]т0.
Если принять 7)^0 = 0,85, то
= 1S18A—0,18. (197)
По формуле (197) можно также приводить мощность авиацион-
ного дизеля к нормальным условиям.
Изменение механического к.п.д. по"вь^оте легко найти ш
формуле:
71 — — A1Np° — т _1
306
Изменение, расхода топлива на эффективную силу-час найдется
следующим образом:
р
" - С«о Д •
Vm,, А1
Сравнивая полученные результаты с формулами для карбюратор-
ных моторов, мы увидим, что с высотой мощность падает, а расход
топлива возрастает, примерно, одинаково в обоих случаях. Разница
обязана только изменению коэфициента из-за различных рас-
четных величин механического к. п. д. Поэтому, если подобрать
винт на земле, то с поднятием на высоту число оборотов винтомо-
торной группы будет падать.
Случай р Ф const. Здесь GT = const; поэтому степень использова-
ния воздуха для высоты будет
р __бт£0
Fa-’g”’
а для земли
₽Gi Lo
GB *
Во
Разделив оба равенства почленно, получим:
Gba ’
ЕО
GB0 ^С'о'10
поэтому закон изменения степени использования воздуха по высоте
будет:
= (198)
Из формулы (171) можно получить:
4,77___L
<₽ЧгХ> ~4 и*
йли на основании (198)
4 77__А
М ~ Р» = 4'77Ро-Д -
(!Ч)о ~4 77_ _L 4,77 ft,—1
(198')
Так как при п = const и р #= const, Nt = то с помощью
формул (195) и (198') получим закон изменения индикаторной мощ-
ности по высоте: -
Nik 4,77 ft,-Ад
Ni0-4,77 ft,-! '
(199)
20*
307
Попрежнему будем считать с высотой Nr/l — N,t— const. В этом
случае эффективная мощность на высоте будет выражена формулой
=Nih - м7,=4; z f А -
или
е0 г Д ЙП’А 1
rhn0 41 "Со 1
TV —N — ~
^Ч, 1У1е0 4.7731,—1
или, наконец,
N ГА4-77^ < '__Л]
rh Ч^,77?,-!
Обозначим:
А 4.773О —Д _ Z 1 , \ О
Ъп04>77А,-1 А„1о )
Тогда
Ne/1 = BNfl0;
при тд,10 —0,85
В=1,18А4’77^~ f- 0,18.
4,77(4О—I
(200}
(200')
(201)
Так как А<1, то, сравнивая (201) и (197), получим В>Д;
следовательно, мощность с высотой в случае р ф const падает
заметно медленнее, чем в случае р = const.
Формула (198) дает закон изменения степени использования
воздуха с высотой; это позволяет с помощью фиг. 210, зная т],,,
и р0 определить тдЛ и ph для любой высоты. Очевидно, что с Подъе-
момна высоту расход топлива на индикаторную силу-час возрастает,
так как увеличивается ₽. Величину механического коэфициента
полезного действия для любой высоты можно найти по отношению
Ne
N ‘ .Зная Сг. и т1т., легко подсчитать’расход на эффективную силу-
У1/< I “
час Се/1. В случае р = const с поднятием на высоту уменьшается только
/]„„ в то время как'Q; = const. В случае же paeonst, уменьшается
и г1т и Гц. Поэтому во втором случае эффективный расход будет
возрастать быстрее. Таким образом случай p=£const дает более
медленное падение мощности, но более быстрое увеличение удель-
ного расхода топлива.
На фиг. 228 даны относительные изменения мощности и эффек-
тивных расходов по высотам при п = const для случаев р = const
и р =£ const, когда р0 % 0,63 (а = 1,6).
Выше мы указывали, что режим полета при p=£const возможен
только до определенной высоты, на которой достигается допустимое
значение ршах. Выше этой высоты величина ртах остается постоян-
ной и, следовательно, для подсчетов мощности и расходов следует
применять формулы для случая p=const. Практически значение
Р max в современных двигателях вряд ли может быть больше 0,8.
Подсчеты и испытания показывают, что если двигатель подни-
мается на высоту с режимом GT = const, то мощность, развиваемая
двигателем на высотах при n=const, больше той мощности, которая
необходима на тех же высотах винту фиксированного шага при
зоз
Фиг.228. Относительное изменение мощности
и эффективного удельного расхода топлива по
высоте для случаев 8= const и p=£const.
n=const. Избыток мощности двигателя идет на увеличение числа
оборотов. Раскрутка винта будет увеличиваться до тех пор, пока
на некоторой высоте не будет достигнуто значение ртах и п,пах. Вслед
за этим при дальнейшем подъеме на высоту при Ртах= COnstMOIIJHOCTb
двигателя будет падать быстрее, чем мощность, необходимая винту
и, следовательно, число оборотов винтомоторной группы будет умень-
шаться и на некоторой высоте достигнет номинального значения
п0, после чего число оборотов уменьшается дальше. Изложенное
иллюстрируется графи-
ком фиг, 229. Кривая 7
представляет изменение
эффективной мощности
двигателя по высоте на
режиме fl,,—const и п0=
=const Кривая 2 изо-
бражает необходимую
для винта фиксирован-
ного шага мощность по
высоте при 7io=const.
Кривая 6 представляет
изменение числа оборо-
тов, а кривая,4—изме-
нение мощности винто-
моторной группы для
случая po=const. Кри-
вая 3 представляет изме-
нение мощности двигате-
ля по высоте на режиме
GT=const (Й=у= const) до
некоторой высоты Ни на
которой достигается до-
пустимое максимальное
значение Ртах; выше вы-
соты Нг значение ртах =
const (Gt ¥= const). Кри-
вая .7 представляет изменение числа оборотов, а кривая 5—изме-
нение мощности винтомоторной группы по высоте для$ режима
paeons t.
На основании летных испытаний авиационного дизеля Паккард
составлен график фиг. 230, который наглядно показывает указан-
ную выше особенность дизеля: меньшую потерю мощности с подъ-
емом на высоту сравнительно с карбюраторным мотором.
В случае четырехтактного высотного авиационного дизеля дав-
ление наддува pk до расчетной высоты поддерживается постоян-
ным, поэтому доя такого двигателя остаются в силе все закономер-
ности протекания характеристик, которые установлены в теории
авиационных двигателей для соответствующих схем приводного
механизма нагнетателя. Выше же расчетной высоты высотный авиа-
дизель также может работать в известных пределах на режиме
P^const, который с точки зрения принципиальных возможностей
и следствий был подробно рассмотрен для невысотного дизеля.
30'3
4
Следовательно, высотный авиационный дизель при работе с винтом
фиксированного шага способен сохранить число оборотов постоян-
Фиг. 229. Изменение мощности двигателя, винта и
винтомоторной группы и числа оборотов винтомотор-
ной группы для случаев R^const и p=const.
Фиг. 230. Кривые изменения мощности по высо-
те авиадизеля Паккард и двух карбюраторных
невысотных моторов мощностью 225 и 350 л. с.
ным до некоторой высоты выше расчетной. Это обстоятельство
должно привести к улучшению летнотактических данных самолета ,
снабженного дизелем,
за пределами расчетной
высоты сравнительно с
самолетом, оборудо-
ванным двигателем со
сжатием горючей сме-
си, который имеет оди-
наковые с дизелем рас-
четную высоту и номи-
нальную мощность на
ней. Действительно,
летные испытания, про-
веденные во Франции,
подтверждают это по-
ложение. Два двигате-
ля—дизель с высотно-
стью 2700 м и карбюра-
торный мотор с высот-
ностью 2400 м, имевшие
одинаковые номинальные мощности на расчетной высоте, были
снабжены одинаковыми винтами, подобранными для расчетной
310
высоты карбюраторного мотора, и были установлены на~ Два
одинаковых самолета. Испытания установили, что в случае кар-
бюраторного мотора, в соответствии с теорией, число оборотов
винтомоторной группы после расчетной высоты уменьшалось, в то
время как в случае авиадизеля номинальное число оборотов сохра-
нялось до высоты 6000 JW. Хотя, как уже было показано, способ-
ность дизеля работать на режиме P#=const сопряжена с относитель-
ным увеличением удельного эффективного расхода топлива, но
абсолютная величина расхода все-таки остается ниже, чем удельный
расход карбюраторного мотора на высоте. Вопрос об относительной
потере мощности авиационного дизеля с подъемом на высоту еще
нуждается в изучении.
Имея в виду это важное свойство дизеля, следует признать,
что сравнение удельных весов дизеля и двигателя со сжатием
горючей смеси только по величине номинальной мощности являет-
ся, невидимому, неполным. Вместе с тем, неопределенность с гра-
ницей возможной работы дизеля при GT = const требует установки
на двигатель автоматического регулятора максимальной подачи
топлива по высоте. >
66. Общие соображения о характеристиках двухтактного дизеля
Построение теоретических характеристик двухтактных дизелей
представляет серьезные трудности, так как нельзя установить досто-
верно, как меняются при изменении числа оборотов, нагрузки и
внешних атмосферных условий различные величины, входящие
в формулу мощности и удельного расхода; в частности, неизвестно,
как именно изменяются коэфициент остаточных газов уОст, коэфи-
циент продувки %, начальное давление ,?аи температура Тав цилин-
дре, давление продувочного воздуха в ресивере и давление выхлоп-
ных газов, особенно в случае применения турбокомпрессора на высот-
ном двигателе.
Анализ полученных при испытании характеристик не может
составить затруднений. Возможность же построения расчетных
характеристик двухтактных дизелей основана на тех или иных
Допущениях, в зависимости от необходимой точности результатов.
Как показывают расчеты, энергии выхлопных газов двухтактного
дизеля, вследствие относительно малой температуры Гр, недоста-
точно, чтобы с помощью только одного турбокомпрессора обеспечить
высотность и необходимое давление продувочного воздуха. Поэтому
при желании использовать энергию выхлопа неизбежно примене-
ние комбинированной схемы установки двухступенчатого нагне-
тателя, при которой одна ступень приводится в движение газовой
турбиной, а другая—от коленчатого вала двигателя. Поэтому общее
выражение для эффективной мощности двухтактного дизеля будет
Ne = Ni~Nl. — Nc,
где N. —мощность, затрачиваемая на нагнетатель, кинематически
связанный с коленчатым валом двигателя.
311
Как уже было показано [формулы (97 и 98')].
7Vr= (0,1->0,11) с =
у.ии
где
*--(0.1-0,11)^.
Мощность, затрачиваемая на нагнетатель, равна
7Vc-% 75ъ
Здесь
К ®h15< 3600g 60 J °' ’
(202)
(203Х
причем ik— постоянное отношение чисел оборотов колеса нагнета-
теля и вала двигателя, a D2— наружный диаметр колеса.
Индикаторную мощность двухтактного двигателя в общем слу-
чае, считая уост¥= const, можно на основании (174) выразить сле-
дующей формулой:
^ = *"'^4'’-,—п, (204)
1 а * + Тост
где
.____ 60 Ни iVj, s
. ~ 632 Li Г— 1 ’
Формулы (202), (203) и (204) показывают, что в общем случае на ве-
личину мощности двухтактного дизеля влияют: [К р(„ Та, уОСт , ?/, , п •
Что касается удельного эффективного расхода, то, поскольку Се зави-
сит только от та и 7),п, никаких новых переменных факторов в рассмот-
рение вводить не нужно.
Для расчетного графика характеристики можно сделать допуще-
ние, что для внешней и высотной характеристики р, а следовательно,
и т;,- постоянны; это допущение полностью справедливо для внешней
характеристики, а для высотной—лишь до расчетной высоты. За рас-
четной высотой в известных пределах возможна работа двухтактного
дизеля по схеме p=£const. Кроме того, можно сделать допущение, что
'(ост и <рЛ—постоянны для внешней характеристики- Для высотной хара-
ктеристики предположение yocr=const и %=const весьма приближен-
ное и оно может быть оправдано лишь в том случае, когда выхлоп дрос-
селируется и давление за выхлопными окнами цилиндра постоянно до
расчетной высоты. Наконец, для внешней характеристики и для высот-
ной характеристики до расчетной высоты давление продувочного воз-
духа pfc=const, что обеспечивается установкой дроссельной заслонки
на входе воздуха в .нагнетатель. Принимая р" i^const, получим для
указанных случаев также pp=const.
Сделанные допущения позволяют построить внешнюю характери-
стику двухтактного дизеля и его высотную характеристику до рас-
четной высоты, так как остаются только переменные величины Тп и п.
Для внешней характеристики л—независимая переменная, а для высот-
ной характеристики n=const.
312
По формуле (60)
у __ Гн + Д/*-|-Д^ + ХостТ"
°" 1+Тогт ’ ' >
Для внешней характеристики изменение Та главным образом опре-
деляется величиной Мк—повышения температуры воздуха в нагне-
тателе, причем Д/й—кн2. Для высотной характеристики до расчетной
высоты главное влияние на Та оказывает величина Т„, так как в обоих
случаях при постоянных р и уОст величина температуры Тггазов, остав-
шихся в цилиндре после продувки, практически мало меняется. К тому
же величина Тг входит в выражение для Та с коэфициентом уОст<0,1.
Винтовую характеристику двухтактного дизеля можно построить
таким же способом, как и для четырехтактного дизеля. В самом деле:
ЛГв = Дл’ = /(п).
Величины мощности трения N,. и мощности Nc, затрачиваемой на
нагнетатель, для всех значений чисел оборотов по винтовой характе
ристике можно взять по данным внешней характеристики для тех же
оборотов. Поэтому может быть подсчитана величина индикаторной
мощности
М = Л(П). (205)
С другой стороны, индикаторная мощность выражается формулой
(204). Сопоставляя значения N, по формуле (205) с общим выражением
индикаторной мощности по формуле (204) при одинаковых числах
оборотов, можно найти для винтовой характеристики
- '-1+Y =Л(П)-
1 а 1 г 1ост
Время-сечение для выхлопа и продувки с уменьшением числа обо-
ротов возрастает, но давление продувочного воздуха падает (влияние п
и Т,); влияние этих двух факторов на качество очистки цилиндра от
отработавших газов противоположно. Примем YOCT=const. Примем
далее температуру Тг в пределах от 0,5 л до п пропорциональной числу
оборотов, что позволит вычислить примерное значение температуры
Та для всех точек винтовой характеристики. Считая ^=const и оп-
ределив величину рк из уравнения адиабатической работы, можно
установить примерное значение родля винтовой характеристики. При
этих условиях можно найти = /:1(п) и далее известным уже прие-
мом определить вероятные значения £ и ц с помощью графика фиг. 210.
По величине % легко вычислить значения удельного индикаторного
расхода топлива С; й вслед за этим значения удельного эффективного
расхода топлива Се, так как механический к. п. д. т1т может быть вы-
числен по известным Ne и Nt.
Из изложенного очевидно, что расчетные характеристики двухтакт-
ных двигателей лишь весьма приближенно отражают изменение важ-
нейших параметров работы двигателя и только накопление экспери-
ментального материала и основанное на нем развитие теории позволит
ближе подойти к действительным характеристикам.
На фиг. 231 по материалам фирмы даны внешняя и винтовая
характеристики на уровне земли для авиационного дизеля ЮМО-205С,
313
на фиг. 232 приведены его высотные характеристики. Следует обра-
тить внимание на пологое изменение кривой удельного расхода топ-
лива по винтовой характеристике, что характерно для дизеля. На
фиг. 232 сплошные линии для мощностей относятся к случаю
подъема на высоту. постоянным часовым расходом топлива
на двигатель; величины часовых расходов для соответствующих
чисел оборотов показаны горизонтальными прямыми. Пунктиром пока-
зано изменение мощностей, отвечающих наименьшим величинам
удельных эффективных расходов топлива на различных высотах.
На графике пунктиром нанесены также и величины часовых рас-
ходов топлива на весь двигатель при работе его нЗГвысоте на режимах
экономической мощности. Пунктирные кривые представляют таким
314
образом высотные экономические характеристики дизеля ЮМО-205 С.
На фиг. 233 приведен график высотных характеристик авиацион-
ного дизеля 2 хЮМО-206. Сплошные тонкие линии показывают
изменение мощностей по высотам при различных n=const и при
постоянных часовых расходах топлива, равных расходу топлива по
винтовой характеристике на соответствующих числах оборотов на
уровне земли. Кривая при /2 =260 О об/мин соответствует режиму
взлетной мощности. Горизонтали соответствуют: верхняя—номи-
нальной мощности, нижняя—эксплоатационной мощности. Пункти-
ром на графике нанесены кривые мощностей, соответствующих оди-
наковым величинам удельных расходов топлива по высотам.
t
ГЛАВА X
ТИПЫ ДВУХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. РАСЧЕТ СЕЧЕНИЙ
ВЫХЛОПНЫХ И ПРОДУВОЧНЫХ ОРГАНОВ
§ 67. Основные задачи продувки
С общими принципами работы двухтактного двигателя, впервые
предложенного в 1878 г. Кларком, мы познакомились в начале
курса. Для процесса очистки цилиндра от отработавших газов и
заполнения его свежим воздухом в двухтактном двигателе при оди-
наковом числе оборотов отводится значительно меньшее время, чем
в четырехтактном. Действительно, в четырехтактном быстроход-
ном двигателе угол предварения открытия выхлопного клапана ра-
вен около 50—60° до НМТ, а угол запаздывания закрытия всасы-
вающего клапана около 45—55° после НМТ; следовательно, на
удаление отработавших газов и заполнение цилиндра воздухом отво-
дится время, соответствующее 450—470" угла поворота коленчатого
вала. В двухтактном быстроходном двигателе на выхлоп и продувку
отводится часть ходов расширения и сжатия или примерно 130—
160° угла поворота коленчатого вала. Таким образом, при одина-
ковом значении числа оборотов время на очистку и заполнение
цилиндра в двухтактном двигателе приблизительно в три раза
меньше, чем в четырехтактном двигателе, в котором, кроме того,
имеется весьма важный элемент принудительного удаления отра-
ботавших газов за ход выталкивания. Это обстоятельство сильно
усложняет задачу создания двухтактного двигателя.
Последовательность процессов очистки и заполнения цилиндра
следующая. Так как давление в конце расширения велико (5—
6 кг 1см2, а иногда и выше), то сначала открываются выхлопные окна-
Под влиянием разности давлений между цилиндром и окружающей
средой или выхлопным коллектором отработавшие газы уходят
наружу; вследствие этого количество и давление газов в цилиндре
сильно падает; однако отработавшие газы в конце выхлопа запол-
няют весь цилиндр. После заметного снижения давления в цилиндре
открываются продувочные окна и через них в цилиндр поступает
воздух. Момент открытия и закрытия выхлопных и продувочных
органов зависит от конструкции двигателя. Могут быть три случая:
выхлопные окна закрываются после закрытия продувочных органов,
одновременно с ними и до них. В последних двух случаях возможно
повышение давления в цилиндре вследствие поступления добавоч-
ного количества воздуха, т. е. возможен наддув.
316
Задача очистки и заполнения цилиндра требует: 1) обеспечения
достаточных сечений выхлопных органов и своевременного открытия
их для удаления газа и уменьшения давления в цилиндре в отве-
денный для этого отрезок времени; 2) своевременного открытия
продувочных органов, сообразуясь с величиной давления газов в
цилиндре и давления воздуха в ресивере перед цилиндром; 3) опре-
деленного сечения продувочных органов для того, чтобы пропустить
в цилиндр необходимое количество продувочного воздуха в отве-
денный промежуток времени; 4) повышения давления продувочного
воздуха в особом компрессоре или нагнетателе до необходимой вели-
чины, обеспечивающей продувку; 5) продуманного 'конструктивного
оформления всей схемы выхлопа и продувки для лучшего удаления
отработавших газов из цилиндра, с меньшими потерями свежего
воздуха через выхлопные окна и малым количеством остаточных
газов. В авиационных конструкциях, кроме того, желательно обес-
печить наддув. Четвертое требование для неавиационных дви-
гателей может быть и не выполнено, как будет показано
ниже.
Выхлопные и продувочные органы могут быть выполнены в виде
окон-прорезов или сверлений в цилиндре; в этом случае открытие
и закрытие их регулируется поршнем или- особым золотником. Они
могут быть выполнены в виде отверстий в головке цилиндра, управ-
ляемых золотниковыми или клапанными механизмами, причем кла-
паны открываются через распределительные валики помощью ку-
лачков. В свое время было указано, что конструктивная схема
продувки должна обеспечить выполнение перечисленных выше задач
при меньших, по возможности, величинах коэфициента остаточных
газов улст и коэфициента продувки <ph и при меньшем значении дав-
ления "продувочного воздуха ph. Последние два условия уменьшают
расход воздуха и мощность, затрачиваемую на нагнетатель; первое
условие определяет качество очистки цилиндра. Кроме того, умень-
шение величины , как указывалось, важно и для более эффектив-
ного использования газовой турбины, установленной на выхлопе.
Наконец, конструктивная схема продувки должна позволить фор-
сировку числа оборотов и наддува для увеличения литровой мощ-
ности; это особенно важно для авиационных конструкций.
Таким образом критерием для суждения о качестве двухтакт-
ного авиационного двигателя с точки зрения процессов очистки и
заполнения цилиндра являются: величина коэфициента остаточ-
ных газов уост; давление продувочного воздуха р/; и величина
цоэфициента продувки , обеспечивающие данное значение величи-
ны Уост J возможность увеличения числа оборотов и, наконец, воз-
можность, обеспечения наддува.
§ 68. Схемы продувок
Рассмотрим различные конструктивные типовые схемы устрой-
ства выхлопа и продувки двухтактных дизелей. Мы не будем при-
водить всех существующих схем продувки; ограничимся лишь глав-
нейшими схемами, представляющими интерес или получившими
применение в практике быстроходного дизелестроения.
317
На фиг. 12 в главе 1 была показана простейшая схема криво-
шипно-камерной продувки. Большим достоинством кривошипно-
камерной продувки является отсутствие клапанов, приводов к ним
и отсутствие особого компрессора. Все это делает машину простой
и дешевой в производстве и эксплоатации. Однако, большое коли-
чество остаточных газов в цилиндре после продувки (до 20—
30%) и малое наполнение цилиндра свежим воздухом, ухудшают
процесс сгорания, ограничивают литровую мощность и увеличивают
удельный расход .горючего. Малое заполнение цилиндра воздухом
обязано, во-первых, тому, что рабочий объем кривошипной камеры
равен объему, описываемому поршнем в рабочем цилиндре, и, кроме
того, имеются потери при всасывании; во-вторых, тому, что часть про-
Фиг. 234. Схема продувки двухтактного дизеля
Сименс.
дувочного воздуха те-
ряется в выхлопные
окна. Кривошипно-ка-
мерная схема продувки
применяется в двигате-
лях небольшой мощно-
сти, имеющих один-два
цилиндра. Для авиа-
ционных конструкций
эта схема не находит
применения.
Схема с противопо-
ложно расположенны-
ми вблизи нижней мерт-
вой точки окнами для
выхлопа и продувки,
но с повышением дав-
ления продувочного
воздуха не в криво-
шипной камере, а с по-
мощью приводного цен-
тробежного нагнетате-
ля представлена на
фиг. 234. Эта схема была применена в опытном звездообразном мало-
мощном авиационном дизеле Сименс, который не получил практичес-
кого применения. Рассматриваемая схема лучше предыдущей, так
как она не ограничивает количество продувочного воздуха и улучшает
очистку цилиндра. Однако и в данном случае качество очистки цилин-
дра остается все-таки неудовлетворительным, а наличие отдельного
нагнетателя для продувочного воздуха усложняет и удорожает
машину.
Обе эти схемы отличаются друг от друга только способом полу-
чения продувочного воздуха. Как та, так и другая схема не позво-
ляет без особых устройств осуществить наддув двигателя, поскольку
выхлопное окно выше продувочного и, следовательно, закрывается
позднее. Однако при наличии нагнетателя возможно осуществление
наддува, если в непосредственной близости от выхлопных окон в
трубопроводе, поместить управляемый клапан, золотник или кран,
который открывается перед началом выхлопа и закрывается До
318
закрытия продувочных окон. Такая схема вносит добавочное услож-
нение в двигатель, в виде клапана и привода к нему, но позволяет
уменьшить потерю продувочного воздуха и повысить мощность дви-
гателя. Схема с управляемым клапаном на выхлопе, но с иным
расположением выхлопных и продувочных окон применяется на
тихоходных двухтактных дизелях Нобель.
I,В некоторых конструкциях продувочные окна, расположенные
на одной стороне, состоят из двух рядов; верхний ряд расположен
выше выхлопных и соединен коллектором, в котором помещен управ-
ляемый клапан. В конце расширения клапан закрыт. С открытием
выхлопных окон производится выхлоп, а затем продувка через^ ниж-
Фиг. 235. Схема продувки и наддува двигателя Зульцера;
ний ряд продувочных окон. При обратном движении поршня кла-
пан верхнего ряда продувочных окон поднимается и продувка про-
изводится через оба ряда окон до тех пор, пока не закроются сначала
нижние продувочные, а затем выхлопные окна. После этого через
верхние продувочные окна производится наддув. Описанная схема
(фиг. 235) применяется заводом Зульцер для судовых дизелей. Левая
схема (фиг. 235) относится к случаю, когда поршень находится
в НМТ и верхние продувочные( окна еще закрыты; правая схема
соответствует моменту, когда при движении поршня вверх нижний
ряд окон закрыт и продувка производится через верхний ряд про-
дувочных окон.
На фиг. 236 представлена схема так называемой фонтанной
продувки. Выхлопные и продувочные окна расположены по всей
окружности в два ряда: верхний ряд—выхлопные окна, нижний
ряд—продувочные окна. Такой способ продувки позволяет лучше
очистить цилиндр от отработавших газов; однако, качество продувки
все-таки остается невысоким вследствие вихревых движений в цилин-
дре. Продувочный воздух, поступающий на всей окружности, устрем-
ляется к центру, затем движется вверх, у головки поворачивается
к наружным стенкам и, опускаясь вниз вдоль стенок, уходит в вых-
31S
лопные окна, вытесняя отработавшие газы и частично перемешива-
ясь с ними. Фонтанная продувка применялась в автомобильном дизеле
Тартрэ-Пежо (Nf =35 л. с., n=l 400 об мин.). Фонтанная продувка,
при отсутствии клапана в выхлопном коллекторе, не допускает осу-
ществления наддува.
В двигателях MAN (фиг. 237) выхлопные окна расположены
выше продувочных и над ними. Продувочные окна имеют небольшой
наклон в сторону НМТ. Днище поршня вогнутое; кривизну про-
ФнГ. 236. Схема фонтанной продувки
Тартрэ-Пежо.
филя днища согласована с наклоном продувочных окон. Воздух
направляется днищем поршня, доходит до противоположной стенки,
поднимается вверх, поворачивается у головки и опускается в сто-
рону выхлопных окон. Фирма MAN применяет этот тип продувки
в стационарных и судовых дизелях как простого, так и двойного
действия. Как известно, в двигателе двойного действия рабочие
полости цилиндра расположены по обе стороны поршня; шатун
соединяется с поршнем помощью крейцкопфа и поршневого штока
а, который, проходя через днище цилиндра, уплотняется в нем осо-
бым сальником. Эта схема продувки в соединении с двойным дей-
ствием применялась фирмой MAN в экспериментальном быстроход-
ном дизеле, предназначенном для дирижабля. В выхлопном трубо-
320
в одном направлении.
Фиг. 237. Схема продувки в дви-
гателе MAN двойного действия.
проводе устанавливаются краны, которые позволяют получить
наддув.
Все приведенные выше схемы щелевых бесклапанных продувок
отличаются тем, что продувочный воздух в рабочей полости совер-
шает повороты и движется в-обе стороны. Благодаря этому в цилин-
дре развиваются вихревые движения; воздух и отработавшие газы
частично перемешиваются; кроме того отдельные пространства
цилиндра не продуваются или продуваются плохо. Имеются такие
схемы продувок, в которых продувочный воздух в любом сечении
цилиндра совершает движение только
типы продувок носят название прямо-
точных. К числу прямоточных проду-
вок относятся продувки типа Юнкер-
са, Цоллера, Михеля и клапанно-ще-
левая.
Двухпоршневая схема была приме-
нена впервые Охельхейзером, совместно
с Юнкерсом, для газового двигателя,
затем она была применена Юнкерсом
для стационарных и судовых двух-
тактных дизелей. Эта схема была
использована в Англии (дизели Докс-
форд и Каммелар-Фуллагар). В период
войны 1914—1918 гг. Юнкере строил
автомобильные и экспериментальные
авиационные двухтактные дизели. В
стационарных, судовых и автомобиль-
ных моделях дизелейЮнкерса мотор вы-
полнялся вертикальным с одним ко-
ленчатым валом, расположенным внизу;
давление газов, действующее на верх-
ний. поршень, передавалось на колен-
чатый вал через два боковых длинных
шатуна; давление же, действующее на
нижний поршень, передавалось на вал
обычным образом. Для обеспечения про-
тивоположно направленного движения поршней в цилиндре оба колена
для присоединения шатунов верхнего поршня сдвинуты на 180° относи-
тельно среднего колена, с которым соединен шатун нижнего поршня.
Это дает одно весьма серьезное преимущество двухпоршневой схеме,
заключающееся в том, что влияние сил инерции поступательно
движущихся масс в каждом цилиндре сильно уменьшается. На пер-
вый взгляд даже создается представление о полном уравновешива-
нии сил инерции поступательно движущихся масс, если массы верх-
ней и нижней группы одинаковы. Однако полного уравновешива-
ния не получается вследствие различных длин шатунов, а глав-
ное—из-за различного закона изменения ускорений для верхнего
и нижнего поршней. Это положение иллюстрируется графиком
фиг. 238. Если поступательно движущиеся массы, относящиеся к вер-
хнему и нижнему поршням, неодинаковы, то возможно уравнове-
шивание в такой же степени, как и в случае одинаковых масс; для
21 Т. М. Мелькув'ов
321
Фиг. 238. Силы инерции поступательно-
движушихся масс одного цилиндра
двухпоршневой схемы Юнкере с одним
коленчатым валом.
этого необходимо определенным образом изменить радиус криво-
шипов нижнего и верхнего поршней.
На фиг. 239 показан в разрезе автомобильный дизель Юнкере
ранней модели. В данной конструкции радиусы кривошипов обоих
поршней одинаковы. Продувочный насос поршневого типа, с авто-
матическими пластинчатыми клапанами для всасывания воздуха из
атмосферы и нагнетания его в ресивер, в качестве которого служит
кривошипная камера и объем внутри наружного кожуха мотора.
Поршень продувочного насоса непосредственно соединен с верхним
рабочим поршнем. Такая схема передачи работы на один коленчатый
вал сильно удлиняет мотор, так как для каждого цилиндра необхо-
димо' иметь три кривошипа. Поэтому для авиационной конструкции
была принята двухвальная система: нижние поршни через шатуны
связываются с одним валом, расположенным внизу; верхние поршни—
со вторым верхним валом. Оба
вала соединяются друг с другом
рядом цилиндрических шестерен
(фиг. 240). При такой схеме за-
дача уравновешивания каждого
вала решается по отдельности.
При продувке типа Юнкерса
достигается полная очистка ци-
линдра от отработавших газов
(количество остаточных газов
после продувки составляет 0—
3%). Схема Юнкерса позволяет
осуществить хорошую продувку
на больших числах оборотов и,
кроме того, при определенных
условиях позволяет реализовать
наддув. Чем меньше диаметр ци-
линдра и чем больше длина
цилиндровой втулки между про-
дувочными и выхлопными окна-
ми, тем совершеннее продувка, так как вытеснение отработавших га-
зов потоком продувочного воздуха будет происходить с меньшими
завихрениями и с меньшими потерями воздуха в выхлоп. Однако, такое
решение требует длинного хода поршня, что может ограничить число
оборотов из-за влияния сил инерции Фирма Юнкере, стремясь увели-
чить литровую мощность своих дизелей, систематически снижает от
одной модели к следующей отношение хода поршня S к диаметру ци-
линдра D; неизбежное при этом ухудшение качества продувки компен-
сируется подбором наивыгоднейших параметров выхлопа и продувки.
Отношение хода одного поршня к диаметру цилиндра в авиа-
ционных дизелях Юнкерса следующее:
ЮМО-204 . ................ 1,75
ЮМО-205 и ЮМО-207 ..... 1,50
ЮМО-206 и ЮМО-208 ... 1,25
Об основном недостатке - схемы Юнкерса,—недостаточно надеж-
ной работе выхлопного поршня,—было сказано при разборе камеры
322
Верхний коленчатый вал п-2200 оЧ/мт
Демпфер
П-1380 Оь/тн
Привод тахометра
п-1100об/мин
п-2200об/мян
П -1593об/мин
Нижнин коленчатый вал п-2200 об/мин
f
Ногнетоющоя
масляная помпа
Эластичнбш
валик
помпа
п ° 2440 об/мин
Откачивающая
масляная помпо
Эластичнь/й
валин
п -73и об/мин
валики
Фиг. 240. Схема кривошипно-шатунного механизма двухвального авиадизеля Юнкерса.
Вал винта
П-1593 об/мин
Кулачковые
Т. М. Мёлькумов
Привод топливной
предпомпы
КЬлесоисы — им
п-18683 Об/мин
Привод
генераток
Фиг. 239. Автомобильный дизель Юмкерса.
сгорания; Недостатком прямоточной продувки по схеме Юнкерса
являются также ограничения, накладываемые на конструктивную
схему двигателя; наличие двухколенчатых валов и связь между ними
в виде системы шестерен. Вес конструкции при заданном литраже
получается относительно более высоким. Это объясняется тем, что,
несмотря на высокие значения литровой мощности в двигателях
Юнкерса, их удельный вес сравнительно велик. Отсутствие охла-
ждаемой головки уменьшает тепловые ротери в стенки, особенно
в период сгорания, и повышает индикаторный к- п. д. двигателя.
В том случае, когда кривошипы продувочного и выхлопного порш-
ней сдвинуты на 180 друг относительно друга, полезная работа,
/5?
/77]
ОБ
Q5
<74
оз
0.2
0.1
Мир t.Q
МСйц
o.s
iBlfiO 2 it 6 8 10 12 Н №'
Угол смещения криВоишпоВ
Фиг. 241. Влияние добавочного угла
смещения кривошипов в схеме Юнкер-
са на распределение крутящих момен-
тов, передаваемых продувочным и вы-
хлопным коленчатыми валами.
передаваемая газами на каждый
вал, практически одинакова. Вви-
ду симметрии продувочные окна,
открываясь позднее выхлопных,
закрываются раньше последних;
поэтому наддув в этом случае не
может быть получен. Однако схе-
ма Юнкерса позволяет осущест-
вить наддув цилиндра, если сдви-
нуть кривошипы выхлопных и
продувочных поршней не на 180\
а на другой угол, именно, если
продувочный поршень придет в
НМТ позднее выхлопного. В этом
случае собтветствуюпщм сдвигом
кривошипов можно получить за-
крытие продувочных окон одно-
временно с выхлопными и даже
позднее и тем самым обеспечить
наддув. В выполненных авиацион-
ных и автомобильных конструк-
циях дизелей Юнкерса угол сме-
щения кривошипов составляет
дополнительно 5—15°. Такое сме-
щение кривошипов приводит к перераспределению работы, передавае-
мой поршнями на соответствующие коленчатые валы. Действительно,
процесс сгорания и изменение давлений в цилиндре во времени совер-
шается по определенному закону p=f (/), где t—время. Давление
действует одинаково на оба поршня, но закон движения и положе-
ние поршней относительно ВМТ различен; это равносильно смещению
линии ВМТ на индикаторной диаграмме. Благодаря этому поршень,
отстающий от другого, отдает меньше полезной работы; следовательно,
вал продувочных поршней передает на винт меньшую мощность по
сравнению с валом выхлопных поршней. Соотношение передава-
емых валами средних значений крутящих моментов зависит от утла
смещения кривошипов. На графике (фиг. 241) показано1 изменение
отношения среднего крутящего момента, передаваемого «продувоч-
ным» валом, к среднему значению крутящего момента «выхлопного»
1 По подсчетам слушателей ВВА—Андреева В. А. и Бочарова Б. Ф.
324
вала в зависимости от добавочного (к 180°) угла смещения криво-
шипов. Из графика видно, что с увеличением угла смещения криво-
шипов уменьшается мощность, передаваемая «продувочным» валом.
Схема продувки Цоллера (которую в английской литературе
называют иногда схемой Бронандера) показана на фиг. 242. Два
цилиндра имеют общую камеру сгорания; каждый цилиндр имеет
поршень; поршни движутся в одинаковую сторону—оба вверх или
оба вниз. В одном цилиндре внизу расположены выхлопные окна,
в другом—продувочные. Сначала открываются выхлопные окна, а
затем продувочные. Продувочный воздух поступает в первый цилиндр,
у головки поворачивается и движется во втором цилиндре к вых-
Фиг. 242. Схема продувки типа Цоллера.
лонным окнам, вытесняя отработавшие газы. Хотя при этой схеме
продувочный воздух и меняет направление, но в каждом цилиндре
он движется только в одном направлении; поэтому продувка Цоллера
относится к числу прямоточных. Продувка Цоллера позволяет произ-
вести хорошую очистку и обеспечивает наполнение цилиндра’на боль-
ших числах оборотов. Увеличению числа оборотов способствует и то
обстоятельство, что выхлоп и продувка осуществляются помощью
окон-щелей. Если выполнить двигатель таким образом, чтобы про-
дувочный поршень приходил в мертвые точки позднее выхлопного
поршня, т. е. чтобы его движение запаздывало относительно движения
выхлопного поршня, то можно получить наддув. Продувка типа Цол-
лер осуществлена в экспериментальном авиационном дизеле Сальмсон-
Шидловский SH-18. На фиг. 242. представлена схема, на которой
два шатуна связаны каждый со своей шейкой кривошипа; радиус криво-
шипной шейки продувочного поршня меньше радиуса кривошипной
шейки выхлопного поршня. Такое решение отличается тем крупным
недостатком, что расстояние между коренными опорами сильно удли-
няется и условия работы коленчатого вала при высоких давлениях вспы-
325
Фпг. 244. Схема клапан-
но-щелевой продувки.
шки у дизеля становятся неблагоприятными. Если расположить цилин-
дры таким образом, чтобы плоскость, проходящая через их оси,
была бы перпендикулярна оси коленчатого вала, то шатуны выхлоп-
ного и продувочного поршней связываются с одной шейкой и расстоя-
ние между коренными опорами сокращается до нормальной величины.
Недостатком схемы Целлера является на-
личие выхлопного, термически сильно нагру-
женного поршня., Повороты струи воздуха
при продувке неизбежно связаны с наличием
завихрений и плохо продуваемых зон. Поэто-
му продувка Цоллера уступает продувке
Юнкерса. Наконец, форма камеры сгорания
и смесеобразование в схеме Цоллера имеют
больше ограничений и, следовательно, про-
цесс сгорания не может дать такие же резуль-
Фпг. 243. Схема продувки тэты, как в двигателе Юнкерса. Схема Цолле-
ф Михеля. ра допускает оформление двигателя и в виде
звезды и в виде рядного двигателя.
Оригинальная схема двухтактного мотора была ''предложена
Михелем. Мотор имеет три вала, оси которых находятся на одной
окружности (фиг. 243). Три цилиндра расположены радиально и
имеют общую камеру сгорания в центре. Каждый поршень соединен
помощью шатуна с коленчатым валом. Кривошипы установлены
так, что все три поршня одновременно схо-
дятся к центру или расходятся по'радиусам.
В одном из цилиндров устроены выхлопные
окна, в двух других—продувочные окна. Воз-
дух поступает в оба цилиндра, устремляется
к центру, далее переходит в третий цилиндр,
двигаясь к выхлопным окнам. Эта система
обеспечивает совершенную очистку и напол-
нение цилиндра. Три коленчатых вала соеди-
нены треугольной траверсой. Схема Михеля
позволяет форсировать число оборотов и обес-
печивает наддув двигателя. Она была приме-
нена в экспериментальном автомобильном мо-
торе. Для авиационных целей прямоточная
продувка типа Михеля не нашла применения,
невидимому, из-за неудобства выполнения трех
коленчатых валов и создания кинематической
связи между ними. Выхлопной поршень терми-
чески сильно нагружен, как и в схеме Юнкерса.
Клапанно-щелевая прямоточная продувка
йена двояко: в одном случае клапаны служат для выхлопа; в нижней
части цилиндра при этом делают продувочные окна; во втором случае
продувка осуществляется через клапаны в головке, а выхлоп—через
нижние окна. Схема клапанно-щелевой продувки представлена на
фиг. 244. Выхлоп через клапаны предпочтительнее тем, что пор-
шень при этом термически менее нагружен из-за хорошего охлаж-
дения его продувочным воздухом. Клапанно-щелевая продувка позво-
ляет осуществить наддув двигателя, так как наличие управляемого
может быть выпол-
32.5
клапана позволяет закончить продувку в обоих вариантах после зак-
рытия выхлопных органов. Клапанно-щелевая продувка уступает
бесклапанной прямоточной продувке по возможностям увеличения
числа оборотов, так как, при одинаковом располагаемом времени,
сечение для прохода выхлопных газов и воздуха в случае клапанов
меньше. Кроме того, сокращенная, по необходимости, против четырех-
тактного двигателя фаза выхлопа или продувки заставляет быстрее
открывать клапаны, т. е. делать профиль кулачка распределения более
крутым, что связано с возникновением
больших скоростей, ускорений и, сле-
довательно, действующих сил в кла-
панном механизме Ускорения в кла-
панном механизме двухтактного, мно-
гооборотного двигателя в три-четыре
раза превышают ускорения в клапан-
ном механизме четырехтактного дви-
гателя при одинаковых числах оборо-
тов. Клапанно-щелевая продувка мо-
жет быть применена для рядных и
для звездообразных схем. Очистка
и наполнение цилиндра при клапан-
но-щелевой продувке получаются
вполне удовлетворительными. Этот
тип продувки был применен в звез-
дообразном авиадизеле воздушного
охлаждения Чешско-Зброевка ZOD-
260 и в V-образном, перевернутом
экспериментальном авиационном ди-
зеле водяного охлаждения Дешан-
Ламберт; в первом двигателе выхлоп
производится через клапаны, во вто-
ром—через окна.
Имеются конструкции, в которых
вместо клапанов применяют краны
или золотники. На фиг. 245 пока-
зана схема двухтактного дизеля с
золотниковым распределением. Про-
дувка прямоточная. Золотник совер-
фиг. 245. Схема пря1моточной
продувки с золотниковым рас-
пределением.
шает поступательное (вдоль оси) и вращательное (для двухтакт-
ного двигателя необязательное) движение, открывая и закрывая
при этом продувочные и выхлопные окна. Золотниковое распреде-
ление позволяет увеличить сечения для прохода газов. Это от-
крывает перед золотниковым двигателем перспективы увеличения
числа оборотов. Конструкции авиационных двухтактных дизелей
с золотниковым распределением пока не разработаны. Успешные
опытные работы на одноцилиндровой двухтактной установке про-
водит Рикардо. Прямоточная продувка с золотниковым распреде-
лением уступает схеме продувки Юнкерса по качеству продувки,
так как уменьшается отношение длины цилиндра между окнами
к диаметру цилиндра; но зато она не ограничивает конструктивную
схему двигателя. Кроме того, при наличии золотника, управляющего
327
окнами, длина поршня сокращается и благодаря этому уменьшаются
габариты двигателя.
При испытании четырехтактных и двухтактных двигателей было
установлено наличие колебания давления в трубопроводе. При
определенной длине выхлопного трубопровода в четырехтактном
двигателе удавалось получить в камере сжатия в ВМТ давление
ниже атмосферного; точно также при определенной длине всасыва-
ющего трубопровода весовой заряд свежего воздуха в цилиндре
увеличивался. На этом основании было сделано предположение,
что, если открыть выхлопные окна в подходящий момент и обеспе-
чить высокую скорость движения потоку газов в выхлопной сис-
теме, то при правильном подборе параметров и фаз выхлопа, можно
к моменту начала открытия продувочных окон получить в цилиндре
разрежение, вследствие чего воздух из атмосферы устремится
в цилиндр без участия компрессора или нагнетателя. Такой способ
безнасосной продувки весьма заманчив, так как снижает вес
и удешевляет стоимость двигателя, делает его более простым в эксплоа-
тации, повышает при прочих равных условиях эффективную мощ-
ность двигателя на величину мощности нагнетателя и соответственно
снижает удельный эффективный расход топлива вследствие повы-
шения механического к.п.д.
Одноцилиндровый двигатель Юнкерса малой модели при номи-
нальном значении крутящего момента устойчиво работал без про-
дувочного насоса на числе оборотов 1600 в мин. при номинальном
числе оборотов с продувочным насосом 1200 об/мин. Очистку и
наполнение двухтактного двигателя без продувочного насоса (эффект
Каденаси) удается обеспечить не только подбором размеров и конфи-
гурации продувочных и выхлопных трубопроводов, но при соответ-
ствующем подборе фаз и сечений окон даже без всяких трубопроводов,
хотя применение трубопровода на выхлопе увеличивает разрежение в
цилиндре. В настоящее время в Англии фирма Петтер, давно работа-
ющая в этой области, строит промышленные образцы безнасосных
двухтактных двигателей.
На фиг. 246 представлен продольный и поперечный разрез одно-
цилиндрового двухтактного двигателя с прямоточной клапанно-ще-
левой безнасосной продувкой, фирмы Armstrong Whitworth Securities
С° (Англия).
В настоящее время еще не вполне ясно, каковы пределы изменения
числа оборотов и нагрузки, при которых двигатель с безнасосной про-
дувкой может работать удовлетворительно. Поэтому пока еще рано
говорить о возможности применения этой схемы для авиационного дви-
гателя с его широким диапазоном изменения нагрузки и числа оборо-
тов.
§ 69. Схема расчета выхлопа и продувки
Общая схема расчета продувки кратко приводится ниже.
Процесс очистки цилиндра от отработавших газов и наполнения
его свежим воздухом делится на три фазы. Во всех конструктивных
схемах сначала открываются выхлопные окна или клапаны и давление
в цилиндре снижается от величины pi, до некоторой величины рт,
соответствующей началу открытия продувочных органов. Этот период
329
называется первой фазой выхлопа до продувки. Во время этой фазы
снижается давление в цилиндре до такой .величины рт, при которой
возможна продувка.
Начало второй фазы соответствует моменту открытия продувочных
окон. Эта фаза продолжается до тех пор, пока не закроются проду-
вочные или выхлопные окна, или, наконец, и те и другие вместе.
За этот период отработавшие газы продолжают уходить из цилиндра
под влиянием разности давлений в цилиндре и в выхлопном трубопро-
воде; через продувочные окна поступает в цилиндр свежий воздух.
Во время этого периода отработавшие газы вытесняются из цилиндра
и цилиндр заполняется воздухом.
Третья фаза может быть двух видов. Если конструктивная схема
продувки такова, что сначала закрываются продувочные органы, при
еще открытых выхлопных, то третья фаза заключается в выхлопе
после продувки. В этом случае через выхлопные окна из цилиндра ухо-
Фиг. 247. Схема к расчету выхлопа и продувки.
дит в атмосферу часть заряда (воздух и остаточные газы). Если же
сначала закрываются выхлопные органы, то третья фаза будет фазой
наддува. В этом случае в цилиндр через продувочные органы поступает
добавочное количество воздуха, и давление воздуха в цилиндре уве-
личивается. На практике третья фаза может и отсутствовать. Это
соответствует случаю, когда выхлопные и продувочные органы зак-
рываются одновременно. При одновременном закрытии продувочных
и выхлопных органов возможны наддув или, наоборот, потеря воздуха
из цилиндра, в зависимости от конструкции этих органов и соотно-
шения проходных сечений и давлений вне и внутри цилиндра. Про-
ходные сечения продувочных органов могут быть перед закрытием
больше проходных сечений для выхлопа; при благоприятном соотно-
шении перепада давлений получится наддув. Наоборот, если проход-
ные сечения выхлопных органов к моменту их закрытия больше про-
ходных сечений для продувки, то возможен перевес в сторону снижения
давления в цилиндре из-за потери части заряда в выхлоп.
На фиг. 247 показано изменение давления в цилиндре за время
выхлопа и продувки. В точке b открываются выхлопные окна, в точке
т—продувочные окна; точка к отмечает момент, когда давление в ци-
ззо
линдре достигает значения, равного критическому давлению рщ, по
отношению к давлению в выхлопном трубопроводе. Давление в
ресивере продувочного воздуха обозначено величиной р1;; рп—дав-
ление атмосферы. В общем случае точка т может быть
расположена правее точки к.
Расчет продувки двухтактных моторов имеет своей целью обеспе-
чить достаточное время-сечение для очистки и наполнения цилиндра
с учетом количества потерянного при продувке воздуха. Зная давле-
ние и температуру отработавших газов в начальный момент выхлопа
н давление их перед началом продувки, можно теоретически подсчитать
количество газов, которое должно уйти в выхлоп, и необходимое
для этого время-сечение. Далее можно подсчитать время-сечение,
необходимое для продувки,' при которой через проходные сечения
должно пройти количество воздуха, заполняющего цилиндр и потерян-
ного при продувке через выхлопные органы. За это же время выхлоп-
ные органы должны пропустить отработавшие газы, заполнявшие
цилиндр до начала продувки и количество потерянного в выхлоп воз-
духа. После того как подсчитано необходимое вре.мя-сечение для вых-
лопа до продувки и для выхлопа во время продувки, задача сво-
дится к подбору фаз и размеров проходных сечений и проверке
достаточности время-сечений. Время-сечение, обеспечиваемое наме-
ченными конструктивно фазами и размерами, называется располага-
емым время-сечением. Следовательно, необходимо проверить, что
располагаемое время-сечение больше необходимого время-сечения,
найденного по расчетным формулам, или, по крайней мере, равно ему.
Движение воздуха и газов в процессе выхлопа и продувки является
неустаиовившимся, причем характер действительного изменения
давлений и скоростей в различных сечениях системы продувочный
ресивер—цилиндр—выхлопной трубопровод зависит не только от
скорости поршня, проходных сечений и средних значений давления,
но и от длины и формы трубопроводов для воздуха и газов. Уско-
рение массы газов, колебание давлений—все это зависит от всей
системы в целом и соотношения ее отдельных элементов и сильно ослож-
няет расчеты. В настоящее время имеются попытки аналитического
расчета процессов выхлопа и продувки двухтактного двигателя, рас-
сматривающие неустановившееся движение и учитывающие влияние
продувочной и выхлопной системы вне цилиндра (Лутц, Пишингер,
Орлин). Однако эти расчеты представляют значение и интерес только
для узкого круга специалистов. Мы будем пользоваться методом рас-
чета, предполагающим установившееся движение.
Основной расчетной формулой является уравнение секундного
расхода:
dG - у-f wydt,
где dG—количество кг’газов, протекающих через сечение / м2 за
время dt сек со скоростью w м/сек; у—весовая плотность воздуха
в сечении /, р—коэфициент расхода.
Из курса термодинамики известно, что произведение w у можно
представить в виде ,
»vy = *j/g.
331
где р, в кг/м2, vL —м''fee—давление и удельный объем в резервуаре, из
которого происходит истечение, ф—функция перепада давлений.
Если р—давление в полости, куда перетекает газ, то, в случае,
когда
h
в выходном сечении устанавливается критическое давление; в этом
случае величина ф не зависит от давления р, и равна
k
Если
то величина ф переменна и вычисляется по формуле:
Ь+1
Подставляя общее выражение ivy в основное уравнение расхода,
получим:
(206)
отсюда элементарное время-сечение:
fdt = - dG.
(207)
Интегрирование диференциальных уравнений (206) и (207)
в общем виде невозможно, так как /, ф, р, и г, могут быть произ-
вольной функцией времени; кроме того, строго говоря, переменна
также и величина у.. Решение уравнений основано на тех или
иных допущениях и производится для каждой фазы отдельно.
Во всех последующих формулах величина давления выражается
в кг!м2. Если в формулу входит отношение давлений, то размерность
их безразлична, но само собой разумеется, она должна быть одинакова.
§ 70. Выхлоп до продувки
В общем случае выхлоп до продувки может охватить и область
надкритических и область подкритических перепадов давлений.
.Процесс изменения состояния газа в цилиндре за время выхлопа
до начала продувки рассматривается как политропический. Если
Ръ, vb—давление и удельный объем газов в конце расширения
332
В момент открытия выхлопных органов, то в некоторый произвольный
момент времени
m-rl
£-g(2) " ; w
здесь т—показатель политропы.
Формула (206) на основании (208) перепишется следующим образом:
ТЛ + 1
| = (206-)
, Уменьшение весового количества газов в цилиндре за время А/
можно найти по формуле
где Vit с, и i>i—соответствующие начальные и конечные
абсолютные и удельные объемы газа за промежуток времени AL
Переходя ко времени dt, получаем диференцированием:
Приравнивая выражение (206') и (206"), получаем:
Переменный объем V'.. цилиндра за время выхлопа до продувки
для простоты решения задачи можно без большой погрешности
принять постоянным и равным среднеарифметическому значению
из объемов Уь и Vm в начале и конце первой фазы, т. е.
iz \Vb + Vm
v 2
333
Необходимое время-сечение на выхлоп до продувки равно:
В общем случае, если истечение газов из цилиндра охватывает
не только надкритическую, но и подкритическую область, первый
интеграл правой части может быть заменен двумя интегралами;
первый из них относится к надкритической области с пределами
интегрирования от —^=1 до при ф = фтах = const; второй
интеграл относится к подкритической области и имеет пределы от
^-р=1 до Рт при ф —переменном. Ввиду малости величины второго
Ркр Ркр
интеграла правой части сравнительно с первым, Орлин считает
возможным принять для него ф = фтах = const. Рингвальд прини-
мает ф = фтах для всей правой части, даже при наличии подкрити-
ческой области. Таким образом в общем случае
р
40 — -А 4 А 4 А
кр
V_______
PbVb
(209)
Если —давление в выхлопном трубопроводе, то
k
Рч = Рр{~)
Первый член правой части выражения (209) после интегрирова-
ния можно представить в виде:
k
334
Полагая т = к — 1,3 и заменяя pbvb через RTb
преобразований
Ао=-^Го,932^Т’“5-1].
Нв/Л L \PpJ J
получим после
(2Ю)
Второй интеграл правой части не может быть раскрыт, так как
в подинтегральном выражении кроме отношения давлений
имеется величина ф — функция отношения давлений ₽р. Но
Vi Pi Рр Z Рр \ 1 Рр
Ркр Рр Ркр \Pi s Ркр
Pi
(211)
На основании (211) и (212) второй член правой части формулы
(209) с изменением обозначения пределов интегрирования получит
следующий вид:
(213)
(214)
Ркр
Переменное значение ф для двух значений к =1,3 и к =1,4,
а также значение Z интеграла (214) в зависимости от отношения
El показано на графике (фиг. 248).
Рт
Полагая попрежнему m = /i = l,3, 7? = 29,3 и заменяя вели-
чину Ткр через температуру Ть по формуле политропы
335
можно выражение (213) предетарить так:
Г-Р-ЛУ И32. (215)
Ив /т»
Интеграл третьего члена правой части выражения (209) по
подсчетам Орлина можно представить в следующем виде:
5 —
1 b /" “ -т
\Рь)
следовательно,
^0
(216)
1,05 V V,n 0,093V VHi
--------In—= —— -lnrr
Hl/?max У RTb V4 HbV Tb b
Фиг. 248. Зависимость ip и Z от отношения давлений
Рр Рц Рр
Рт Рц Рц
Пользуясь формулами (210), (215) и (216), можно представить
выражение (209) для необходимого время-сечения на выхлоп до
продувки в виде;
A=-^-r0.932(W‘“_ П+й» .„v.
НвУ Ъ L \P?/ J HbI^Tj \Pp7 HuV^'Pz. Vfc
или
Л = ^1' [C0‘-n’(3,86 + Z)-4,14-0,05 In b-].(2,7)
36
Если pTO Э= рк₽, то второй член А", — 0 и выражение необходи-
мого время-сечения для выхлопа до продувки будет:
Д = До+Ао" = [ 4,14 Г ^Y’110 —4,14 —0,6510^1, (217')
так как в этом случае
”т
Vb •— -4
Д- _ е С МУ” d(^ =
° «Hn’l'max у'PbVb J \PbJ \PtJ
= £-®К, ГМУ’115_]1
L \pmj J ‘
Для быстроходных многооборотных двухтактных дизелей давле-
ние рт в цилиндре к моменту начала открытия продувочных органов
составляет 2—3 ат; поэтому в этом случае для расчета необходимого
время-сечения До для первой фазы можно воспользоваться формулой
(217'), если выхлоп производится в атмосферу.
Для вычисления нужно знать величины pb, Tb, рр, рт, р, Vb и
Vm. Давление рь и температура Ть в конце расширения известны из
теплового расчета или задаются в следующих пределах: 7'ь=1200—
—*-1400° К; рь=4—6 кг/см2 для бесклапанных продувок и рь=6—7 кг/см2
для клапанно-щелевой продувки с выхлопом через клапаны. Величина
коэфициента расхода для выхлопных окон равна pB=0,65—0,8. Дав-
ление =//, +((),2 : 0,5) кг)см2, где ph—давление в ресивере проду-
вочного воздуха. Давление Рп—рн +(0,24 0,3) кг/cw2, если выхлоп про-
изводится в атмосферу. Если на двигателе установлена газовая турбина
или реактивные сопла, то давление р„—определяется по уравнению
Рато для случая газовой турбины или по уравнению расчета реак-
тивных сопел. Vb—известная величина, соответствующая концу расши-
рения. Величина известна в том случае, когда производится пове-
рочный расчет выхлопа и продувки и должна быть задана для проек-
тируемого двигателя на основании предварительных расчетов и
сравнения с другими двигателями. Ошибка в величинах Ть и осо-
бенно l/m мало отражается на результатах расчета.
§ 71. Продувка и выхлоп во время продувки
Будем предполагать, что за весь процесс продувки давление в про-
дувочном ресивере pK=const и что давление в цилиндре также по-
стоянно и равно некоторому среднему значению рп. При этом пред-
полагается, что перетекание воздуха из ресивера в цилиндр про-
исходит под постоянной разностью давлений и, следовательно, расчетное
необходимое время-сечение может быть определено легко. Предположе-
ние о постоянстве давлений д и рц, конечно, не соответствует дейст-
вительным условиям, так как благодаря неустановившемуся движению
газовых потоков в цилиндр и из цилиндра в выхлопной трубопровод,
во всех элементах системы, как указывалось, наблюдаются колебания
давления.
22 т. М. Мелькумов
337
Основное уравнение (207) в данном случае принимает следующий
вид:
/(// =--^=, (207')
• нЛ I/
г vk
где рп =0,7—0,8—коэфициент расхода для продувочных окон;
Ph<vk—давление и удельный объем продувочного воздуха в реси-
вере;
9п—подсчитывается по формуле
Интегрируя уравнение (207') в пределах от t0 до tlf можно
найти необходимое время-сечение для продувки:
<1 Gk
Д _ ( /Я/ _ С — G/t
Lt./;:
(218)
Количество воздуха,
время продувки, равно
протекающего через продувочные окна за
Gft = ^?h,
где полезный или полный объем цилиндра;
т% —коэфициент наполнения, отнесенный соответственно к по-
лезному или к полному объему цилиндра.
Формулу (218), имея в виду значение величины Gft, оконча-
тельно можно написать в следующем виде:
/у ЧУк^к , (219х
Hu’Pn /Pkvk !J,n'rJul// 7 /f
здесь Th — температура продувочного воздуха; величина Тк известна
из опыта или определяется по формуле
Л-1
*133
7,. = ^ [14-
Произведение известно из опыта или определяется для
проектируемого двигателя по данным теплового расчета и приня-
тому значению коэфициента продувки <рк.
Величину фп можно определить по графику фиг. 248, если
известно отношение или если известно давление рц (давление рк
всегда известно). Давление рц можно определить по формуле (Рин-
гвальд, Винтерлин):
/’ц = Рр + 0,35(Рд-Рр).
338 *
Время-сечение на выхлоп во время продувки также легко можно
подсчитать, поскольку перепад рц —между давлениями в ци-
линдре и в выхлопном трубопроводе считается постоянным. В этом
случае время-сечение на выхлоп во время продувки равно
где
dG
A...
О Нв’к
= const.
Величину фЕ можно найти по графику фиг. 248 для известного
.. Рр
отношения давлении —.
Приняв среднее давление в цилиндре рц за время продувки по-
стоянным, будем считать также постоянным и удельный объем кц .
При этом условии
** А.=-----(220)
Количество газов, перетекающих за время продувки из
цилиндра в выхлопной трубопровод, пренебрегая третьей фазой, что
справедливо для авиационных конструкций, стремящихся к обеспече-
нию наддува, можно определить следующим путем. За время продувки
из цилиндра уходят все оставшиеся после первой фазы отработавшие
газы за вычетом остаточных газов; кроме того, через выхлопные органы
перетекает потерянное при продувке количество свежего воздуха.
Поэтому
Gr=- Тост g;+(?fe-i) g;;=Р*. ь _ 1 _ Yoci) g;, (221)
у
где —весово^ количество отраоотавших газов, оставшихся
в цилиндре в конце первой фазы до начала продувки;
vm = — удельный объем отработавших газов к началу продувки;
Рт
Тост—остаточный коэфициент;
Gfc = -~— количество воздуха, оставшегося в цилиндре.
Температура Тт определяется через известные величины рт, ръмТь
с помощью уравнения политропы
т— 1
Следовательно, количество газов G,, протекающих через выхлопные
органы, может быть определено по формуле (221), где все ве-
личины известны.
22*
339
Для вычисления время-сечения А„ по формуле (220) нужно еще
определить величину среднего удельного объема гц газов в цилиндре за
время продувки; 3VQ равносильно определению средней температуры Тц
газов в цилиндре за время продувки, так как
Гц
Гц
Температура Тц зависит от типа продувки, от то' о, в какой степени
отработавшие газы перемешиваются со свежим воздухом или каков
теплообмен между отработавшими газами и воздухом. Для прямоточ-
ных типов продувок Орлин считает возможным определить темпера-
туру Тц по уравнению политропы
т — 1
где /л=1,3.
Сделанные выше допущения и, прежде всего, предположение об уста-
новившемся характере движения газов в период выхлопа и продувки,
конечно, снижают точность расчета. По Орлину для прямотечных
типоз продувок располагаемое время-сечение, подсчитанное, как ука-
зано выше, составляет от ЮС до 140% действительного необходимого
время-сечения.
§ 72. Располагаемое вреид-сечение
Пусть в нижней части цилиндра сделано т прямых или косых окон
с постоянной шириной в мм каждое. Тогда обшая ширина всех окон
В=ть будет также постоянной; меняется только высота окон в зави-
симости от положения поршня. Если вместо окон сделаны круглые
сверления, расположенные, как у двигателя Юнкере, в шахматном по-
рядке, то ширина окон Б будет переменная по оси цилиндра; в этом
случае под величиной В можно понимать среднюю постоянную ши-
рину окон по высоте.
Отношение
В
r.D ’
Тде D—диаметр цилиндра называют коэфициентом использования
периметра. Величина этого отношения зависит от конструкции окон
и определяется из условия прочности цилиндра. В случае прямоуголь-
ных окон или окон в виде параллелеграма, наклоненных относительно
оси цилиндра, отношение ^=0,6—0,7, для круглых отверстий малого
диаметра, расположенных рядами в шахматном порядке, ^=0,55—0,6
в зависимости от диаметра отверстий.
Пусть So—ход поршня от ВМТ до момента начала открытия окон;
соответствующий угол поворота кривошипа—я0. Если в произвольный
следующий момент времени при угле поворота кривошипа ход
поршйя будет S.v, то высота открытия окон будет (фчг. 249)
^Х Sc,
340
а проходное сечение окон в этот момент
k = В hx = В (Sx - So), (222)
т. е. оно будет пропорционально изменению хода поршня от начального
значения So.
Зависимость хода поршня от угла поворота кривошипа, как изве-
стно, выражается формулой:
cos а + cos 2а. ) j ,
где R — радиус кривошипа;
а —угол поворота кривошипа от ВМТ;
L — длина шатуна.
На фиг. 250 зависимости пути поршня S от угла поворота кривошипа
а поедставлена графически за один оборот коленчатого вала.
, Так как
Фиг. 250.
Фчг. 24Э
Графическое определение время-се-
чения.
t = -
6п ’
где п—число оборотов в минуту, то, следова-
тельно, ось абсцисс на графике фиг. 250 пред-
ставляет в известном масштабе время. По оси
ординат отложен ход поршня. По формуле (222)
ВМТ ВМТ НМТ
О ,0 80 120 №0 200 240 280320 360 а гр
сечение окон пропорционально изменению хода поршня, поэтому ось
ординат в известном масштабе представляет также и сечение, а пло-
щадь в области координат фиг. 250 выражает собою время-сечение.
Пусть точка 1 соответствует началу открытия окон и положению кри-
вошипа а0; точка х—высоте открытия окон hx и углу <хж. На основании
изложенного площадь 1 — 71— х—1 графически в определенном при-
нятом масштабе представляет время-сечение окон с момента начала
их открытия до рассматриваемого момента. Так как точка 2 соответ-
ствует положению поршня в НМТ, а точка 3 симметричная точке 7—
моменту закрытия окон, то вся заштрихованная площадь 1-3-2-1 графи-
чески представляет общее вре.мя-сечение, которое получается при данном
числе оборотов (или времени 7), и ширине окон В—ть, высоте окон
h и ходе поошня S.
/аналогичным образом можно графически представить время-сечение
при клапанном .механизме. Между проходным сечением клапана и его
34 £
ходом существует зависимость; с достаточной точностью можно
считать, что (фиг. ^51)
^ = ^c)Acosp, '(223)
где /...—проходное сечение в рассматриваемый момент времени;
, „ d, -4-d„
flcp—средний диаметр проходного отверстия=- * ;
hx—подъем клапана в данный момент;
[—угол наклона седла.
Формула (223) показывает, что проходное сечение пропорционально
подъему клапана. Поэтому, если известна зависимость подъема клапана
от угла поворота вала, т. е. /г—/(а), то
на основании изложенного можно счи-
тать, что по оси абсцисс отложено
в известном масштабе время, а по оси
ординат—проходное сечение клапана.
Поэтому площадь под кривой подъема
клапана должна выражать графически
время-сечение.
Рассмотрим схематически несколь-
ко примеров проверки располагаемого
время-сечения двухтактных двигате-
Фиг. 251. К определению про- леи.
ходного сечения клапана. Случай шелевой продувки с окна-
ми, расположенными в нижней части
цилиндра. Продувочное окно а открывается позднее выхлопного
Ь, поэтому оно по высоте меньше. Так как окна открываются и
закрываются поршнем, то, очевидно, закрытие их произойдет после
НМТ через столько же градусов, за сколько градусов до НМТ они
открылись. Если выхлопное окно открывается за ув градусов до
Фиг. 252. Схема распределения и определение время-сечения
на выхлоп и продувку для щелевой продувки^
НМТ и положение оси кривошипа при этом изображается точкой
1 (фиг. 252), то момент закрытия будет через ув градусов после НМТ
и положение оси кривошипа в этот момент изобразится точкой 7',
причем точки 7 и 7' будут симметричны относительно оси 1—I, т. е.
будут лежать на прямой, перпендикулярной линии хода поршня.
Равным образом, если —угол до НМТ, соответствующий нача-
лу открытия продувочных окон и положение оси кривошипа в этот
момент будет изображаться точкой 2, то момент закрытия будет через
342
Yn градусов после НМТ, а положение кривошипа изобразится точкой
21, симметричной точке 2.
Пусть кривая к представляет зависимость хода поршня от утла
поворота кривошипа я. В этом случае площадь 1-3-2-1 представляет
в масштабе располагаемое время-сечение на первую фазу выхлопа до
продувки. Допустим, что площадь 1-3-2-1 равна /0 мм2-, допустим
далее, что путь поршня и угол поворота кривошипа были отложены
в следующих масштабах:
угол поворота 1 мм=к градусов =(—сек.
путь поршня 1 мм—s м.
Если, кроме того, В}—постоянная ширина всех выхлопных окон
в метрах, а В,—постоянная ширина всех продувочных окон в метрах,
то площадь имеет следующий масштаб:
для выхлопных окон 1 л/м2 =B,s^- м2 сек;
1 6п
для продувочных окон 1 мм2 =^B.,s^n м2 сек.
Располагаемое время-сечение на выхлоп до продувки будет:
** Aop^f.BiS^ м2 сек.
В точке 2 открывается продувочное окно и после НМТ в точке 2'
оно закрывается; следовательно, площадь 2-0-2'-2 представляет гра-
фически в масштабе располагаемое время-сечение на продувку. Пусть
мы измерили эту площадь в квадратных мм и получили Д; тогда
располагаемое время-сечение на продувку будет:
= л/2 сек.
За это же время выхлопные окна продолжают быть открытыми и их
время-сечение в масштабе графически представляется площадью
3-2-0-2'-4-3, равной /2 мм2. Располагаемое время-сечение на выхлоп
во время продувки будет:
ЛНТх м2 сек.
2 I2 1 g/;
После продувки в рассматриваемой схеме продолжается выхлоп;
время сечение за этот третий период представляется площадью
2'-4-1'-2’. Эта площадь, очевидно, равна площади 1-2-3-1, но интереса
для расчета или проверки не представляет.
Случай прямоточной продувки типа Юнкере. Рассмотрим схему,
в которой продувочный и выхлопной поршни одновременно приходят
в мертвые точки, т. е. случай, когда кривошипы в двухвальной
авиационной конструкции или в одновальной (автомобильной
илц судовой конструкции) смещены друг по отношению к другу
на 180°. Длины ходов обоих поршней будем считать одинаковыми,
как это имеет место в авиационном дизеле Юнкере. Верх-
ний поршень будем считать выхлопным, нижний—продувочным. На
диаграмме распределения фиг. 253 показаныуглы расположения криво-
шипов в начале и конце выхлопа и продувки; на этой фигуре совме-
343
щены центры кривошипов и их мертвые точки. Как это следует из
графика, в случае, когда кривошипы расположены по отношению друг
к другу под углом 180°, продувочные окна, открываясь позднее вых-
лопных, будут закрываться раньше последних и, следовательно, над-
дува вообще может и не бьй'ь. (,«
На фиг. 253 показан разрез цилиндра. Горизонтали 1—/и II—II
соответствуют верхним и нижним точкам обоих поршней; продолжение
их служит осью абсцисс, по которой отложены углы поворота коленча-
того вала а или пропорциональное им время t. По оси ординат отложены
ходы поршня выхлопного SB и продувочного Sn или пропорциональ-
ные им сечения и B2Sn, где В,—ширина выхлопных окон, а
В.,—ширина продувочных окон. Кривая а представляет графически
зависимость пути выхлопного поршня от угла поворота коленчатого
вала. Кривая &—симметричная кривой а—относится к продувочному
Фиг. 253. Схема распределения и определение время-сечення
на выхлоп и продувку для двигателя Юнкере. Угол смеще-
ния кривошипов 1803.
поршню. Точка 1 соответствует началу выхлопа, точка 1'—концу
выхлопа; точки 2 и 2'—началу и концу продувки. Если провести вер-
тикаль 2—4 через точку 2 до пересечения с кривой о, то, очевидно,
площадь 1-4-3-1 представит графически располагаемое время-сечение
Апр на выхлоп до продувки. Равным образом площадью 2—Оп-2'-2
изобразится располагаемое время-сечение A1V на продувку, а площа-
дью 3-4-0в-4'-3'-3 располагаемое время-сечение Д2)) на выхлоп во время
продувки; наконец, площадью 3'-4'-1'-3'—располагаемое время-сечение
на выхлоп после продувки. Подсчет располагаемых время-сечений
производится так же, как и в предыдущем случае.
Схема Юнкерса, как уже указывалось, позволяет получить наддув,
если кривошипы выхлопных и продувочных поршней сдвинуть друг
по отношению друга не на 180°, а на больший угол. Пусть кривошип
продувочного поршня расположен так, что продувочный поршень при-
ходит в мертвые точки на &° позднее, чем выхлопной поршень. Совме-
стим на диаграмме распределения (фиг. 254) центры и окружности обоих
кривошипов; направление вращения указано стрелкой. В этом случае
вертикаль I—1 представляет линию хода выхлопного поршня, а точки
1 и Г, симметричные относительно прямой I—I, показывает положе-
3’1
ние кривошипа в начале и конце открытия выхлопных окон. Линия
хода продувочного поршня в совмещенной диаграмме изобразится пря-
мой II—II и, если продувочные окна открываются в точке 2 позднее
выхлопных, то закрытие их будет в точке 2', симметричной точке
2 относительно прямой II—II. Как показывает график, в данном
примере продувочные окна закроются позднее выхлопных и, следо-
вательно, будет иметь место наддув двигателя. На фиг. 254 начерчены
также диаграммы ходов поршня в зависимости от угла поворота кри-
вошипа для случая, когда соответствующие мертвые точки сдвинуты
на 6°. Выхлопные окна имеют высоту hE, а продувочные—hn. Здесь
для примера показан также случай, имеющий место на практике,
когда кромка днища поршня в НМТ уходит дальше окон на некоторую»
Фиг. 254. Схема распределения и время-сечение на выхлоп
и продувку для двигателя Юнкере в случае смещения кри-
вошипов на угол 180 +6°.
величину AS. Кривая а относится к выхлопному поршню; кривая b—
к продувочному. Точки 7 и 7' показывают начало и конец выхлопа,
а точки 2 и 2'—начало и конец продувки. Если через начало продувки
провести вертикаль 2-4, то получится площадь 7-3-4-1; этой площадью
изобразится располагаемое время-сечение AJ?> на выхлоп до продувки.
Если через точку 7' конца выхлопа провести вертикаль Г-5', то пло-
щадью 2-5-5'-2 представится располагаемое время-сечение А,р на про-
дувку, а площадью 3-4-4'-Г-3—располагаемое время-сечение А_р на
выхлоп во время продувки. Время-сечения Лзр на наддув изобразится
площадью 5-2'-5'-5.
Угол S смещения для авиадизеля ЮМО-204 составляет 10°; для одно-
цилиндровою дизеля Юнкере НК-65 угол 8=15°. Величина угла 8
зависит от желаемой степени наддува и от того, одинаковы или раз-
личны ходы поршней.
Для двигателя Юнкерса со смещенными друг относительно друга
кривошипами необходимо уточнить понятие камеры сжатия и фактиче-
ской степени сжатия г. В случае, когда кривошипы не смещены, объем
камеры сжатия соответствует положению обоих поршней в верхних
мертвых точках; фактическая степень сжатия поручится, как отноше-
ние объема цилиндра, заключенного между поршнями к моменту
закрытия окон, к объему камеры сжатия. По фиг. 253 фактическую
345
степень сжатия можно получить, как отношение
Лл
где ft,высота камеры сжатия;
SK—расстояние между поршнями в момент закрытия выхлопных
окон.
В том же случае, когда кривошипы смещены на угол 8 и поршни
приходят в верхние мертвые точки неодновременно, минимальный объем
камеры сжатия получается при некотором положении, когда выхлоп-
ной поршень уже прошел верхнюю мертвую точку, а продувочный
поршень еще не дошел до своей ВМТ. Это положение для каждого мото-
ра должно быть определено отдельно и зависит от угла смещения
кривошипов. Когда найдена величина максимального сближения пор-
Фиг. 255. Схема распределения и время-сечение на выхлоп
и продувку для клапанно-щелевой продувки.
лшей или минимальное расстояние hffl!n между поршнями (фиг. 254),
тогда фактическая степень сжатия найдется по формуле
е=д,
“min
причем здесь S;.;—расстояние между поршнями в момент закрытия
продувочных окон.
Случай прямоточной клапанно-щелевой продувки. Предположим,
что продувка осуществляется через окна, а выхлоп через клапаны.
На фиг. 255 представлена диаграмма распределения; в точке 1 открыва-
ются выхлопные клапаны; в точке 2—начало продувки; конец вых-
лопа 1' и конец продувки 2' в данном примере совмещаются. На этой
фигуре показаны построения для определения располагаемых время-
сечений. По оси абсцис, как всегда, отложены углы поворота колен-
чатого вала а или пропорциональное им время /; по оси ординат
отложены: вверх—ход и соответствующие ему сечения клапанов,
вниз—ход поршня и соответствующие ему проходные сечения про-
дувочных окон при суммарной их ширине В2. Как следует из
диаграммы, располагаемое время-сечение Дор на выхлоп до продувки
графически изображается площадью располагаемое время-
сечение на продувку А1р изображается площадью 2-0-2'-2 и, наконец,
346
располагаемое время-сечение Ар на выхлоп во время продувки—пло-
щадью 3-4-1'-3.
Наложим друг на друга графики время-сечения на выхлоп и про-
дувку таким образом, чтобы горизонталь 2—2' совпала с 1______Г
и точка 2 совпала с точкой 3. Это наложение выполнено на фиг. 256.
По оси ординат отложены сечения выхлопных клапанов и проду-
вочных окон в одинаковых мас-
штабах. Фиг. 256 показывает, что
хотя продувочные окна и закры-
ваются одновременно с выхлоп-
ными клапанами, тем не менее
время-сечение продувочных окон
перед их закрытием больше вре-
мя-сечения выхлопных окон; по-
этому практически может иметь
место наддув. В авиационном ди-
зеле ЮМО-204, при указанном ра-
нее смещении кривошипов на 10°,
Фиг. 256. Сопоставление время-сечв'
ния на выхлоп через клапаны и про-
дувку через окна.
продувочные и выхлопные окна
закрываются одновременно, но по данным испытаний получается над-
дув вследствие избытка время-сечения продувочных окон перед их
закрытием. Давление в цилиндре в момент закрытия окон составляет
по результатам испытаний величину около 1,15—1,17 кг/см2 при
давлении продувочного воздуха р.-г=1,3 кг/см2, что доказывает нали-
чие ^наддува.
§ 73. Сравнение четырехтактных и двухтактных дизелей
Сравнение четырехтактных и двухтактных дизелей необходимо
провести, имея в виду назначение двигателя, так как в противном слу-
чае это сравнение может оказаться не вполне точным. В частности срав-
нение четырехтактных и двухтактных тихоходных судовых и ста-
ционарных дизелей по удельному расходу приводит к тому, что расход
топлива в двухтактных дизелях больше. Однако для авиационных
конструкций этого не получается, что имеет свои основания. Сравним
оба типа .Чтобы судить о литровой мощности двухтактных и четырех-
тактных двигателей, необходимо сравнить величины р,-, т1т и п. Вели-
чина среднего индикаторного давления зависит от степени использова-
ния воздуха, от совершенства и полноты сгорания топлива, степени
сжатия и других второстепенных факторов. Совершенство сгорания
в двухтактных дизелях можно обеспечить при такой же степени исполь-
зования воздуха, как и в четырехтактных дизелях; далее можно выпол-
нить их также с наддувом; поэтому среднее индикаторное давление,
отнесенное к полезному объему или полезному ходу поршня, в обоих
случаях может бытц,.одинаковым. Однако, учитывая потерянный ход,
среднее индикаторное давление, отнесенное ко всему ходу, при про-
чих равных условиях, будет меньше среднего индикаторного давле-
ния четырехтактных моторов. В действительности могут встретиться
случаи, когда среднее индикаторное давление двухтактного двигателя,
отнесенное ко всему ходу поршня, будет больше, чем среднее инди-
каторное давление другого какого-либо четырехтактного двигателя.
347
Но такое сравнение не дает правильной картины, поскольку''оно
относится к двигателям, работающим в различных условиях и в част-
ности с различными камерами сгорания и наддувом. Принимая коэфи-
циент потерянного хода в среднем й=25%, можно считать, что сред
нее индикаторное давление двухтактных дизелей, отнесенное ко сему
ходу, при прочих равных условиях составляет 75% от среднего
индикаторного давления четырехтактного дизеля.
Развитие числа оборотов с точки зрения процесса и впрыскиваю-
щей аппаратуры, а также очистки и наполнения цилиндра практиче-
ски одинаково возможно и для четырехтактных и для двухтактных дви-
гателей. Установленные для тех или иных двигателей значения чисел
оборотов зависят не от числа тактов двигателя, а от его размерности
и надежного действия деталей при данной конструкции их и схеме
камеры сгорания. Число оборотов бесклапанных двухтактных
дизелей имеет то же значение, что и для четырехтактных. Число
оборотов новых серий двухтактных авиадизелей Юнкерса доходит до
2800—3000 в минуту, что объясняется малой размерностью двигателя.
Индикаторная литровая мощность, на основании изложенного
в двухтактном двигателе, будет больше индикаторной литровой мощно-
сти четырехтактного двигателя на 50%, как было уже показано в § 23.
У выполненных четырехтактных дизелей эффективная литровая
мощность равна 13—26 л. с., в то время как в двухтактных дизелях
она равна 20—50 л. с., а в некоторых моделях и выше.
У дельный вес мотора зависит от его внешних габаритов и размеров
его отдельных деталей. Габариты машины определяются, главным
образом, литражем, а размеры деталей расчетными давлениями вспы-
шки. Так как литраж двухтактных дизелей, как правило, меньше литра-
жа четырехтактных двигателей, а давления в цилиндре одинаковы,
то габариты и абсолютный вес двухтактного дизеля при заданной мощ-
ности, а следовательно, и его удельный вес при прочих равных усло-
виях могут быть меньше. Конечно здесь многое зависит от констру-
ктивной схемы двигателя- Звездообразный четырехтактный много-
оборотный двигатель с наддувом может оказаться более легким, чем
двигатель двухтактный по схеме Юнкерса.
Удельный расход топлива в двигателе зависит от индикаторного
и механического к. п. д. Для того чтобысравнить между собой удельные
расходы двух- и четырехтактных дизелей, необходимо сравнить их инди-
каторные и механические к. п. д. Индикаторный к. п. д. двигателя
зависит только от полноты и своевременности сгорания топлива,
а также от тепловых потерь в стенки. Полнота и своевременность сго-
рания топлива при определенной конструкции камеры сгорания,
одинаковых значениях степени использования воздуха и числа обо-
ротов может быть достигнута как в двухтактных, так и в четырех-
тактных дизелях, если двухтактные двигатели имеют прямоточную
продувку и поэтому совершенную очистку цилиндра от отработавших
газов. Тепловые потери в стенки, хотя по абсолютной величине
и будут больше в двухтактных дизелях из-за вдвое более частого
тепловыделения в цилиндре, но удельные тепловые потери, т. е.
потери на силу, будут несколько меньше или равны тепловым потерям
четырехтактных двигателей. Поэтому можно считать, что индикаторные
к. п. д. обоих типов Двигателей могут быть одинаковыми.
348
Формула механического к. п. д. двигателя в общем случае напи-
гнется в виде:
_ Ne _ Nt - Nr - Nc _ , _ Nr + Ne.
71m N/ N(
t 9'де N,.—мощность механических потерь,
Nc —мощность, затраченная на нагнетатель.
В стационарных и судовых дизелях четырехтактный двигатель
| не имеет нагнетателя или компрессора, поэтому Nc=0; двухтактный
I двигатель его имеет почти всегда; поэтому, хотя в двухтактных
| дизелях мощность N.,. и несколько меньше из-за отсутствия насосных
| потерь, так как нет ходов выхлопа и всасывания, тем не менее мощ-
' ность Nc существует, и величина ниже, чем у четырехтактных мото-
ров. В авиационных дизелях (если исключить из сравнения небольшую
I группу маломощных двигателей) нагнетатель применяется и в двух-
тактных и в четырехтактных конструкциях; мало того, для лучшей
очистки цилиндра и охлаждения деталей в четырехтактных дизелях
устраивается большое перекрытие клапанов (до НО—120°), вследствие
чего достигается продувка камеры сжатия. При этом 10—15% воз-
духа теряется в выхлопную трубу. Поэтому, если взять для сравне-
ния именно такие конструкции четырехтактных двигателей,
. то их механический к. п. д. может оказаться равным механиче-
скому к. п. д. двухтактного двигателя и даже меньше механического
I к. п. д. двухтактного двигателя, у которого при одинаковой с четы-
рехтактным двигателем индикаторной мощности мощность, затрачен-
ная на нагнетатель, больше на 10—20%, а мощность механических
потерь меньше ввиду отсутствия насосных потерь и вследствие
меньшего литража двухтактного мотора. Из изложенного следует, что
двухтактные авиационные дизели могут иметь меньшие или такие
же удельные расходы топлива, что и четырехтактные авиационные
дизели с нагнетателями. В действительности двухтактный авиацион-
ный дизель Юнкере имеет удельный расход топлива на крейсерской
мощности 150—155 г, а на номинальной мощности 160 г; эти показатели
лучше показателей многих четырехтактных авиационных дизелей.
Равномерность хода мотора зависит от характера кривой крутяших
моментов на валу и от маховой массы, в данном случае, от массы винта.
Сравним два мотора с одинаковым числом цилиндров, одинаковой мощ-
ностью и оборотностью. В этом случае можно считать маховые массы
винтов одинаковыми и, следовательно, равномерность хода мотора будет
зависеть только от вида кривой крутящих моментов. Так как вспышки
в двухтактном двигателе происходят вдвое чаще, то колебания в вели-
чине касательной силы или пропорциональной ей величине крутящего
момента получаются меньше. В многоцилиндровой конструкции это
приводит к значительному выравниванию кривой крутящих моментов
для двухтактной модели. Таким образом двухтактный цикл обеспечи-
вает большую равномерность хода мотора.
Сравнение, произведенное выше, по литровой мощности, габари-
там, удельному весу, удельном)7 расходу топлива и равномерности хода
показывает преимущество двухтактных дизелей. В случае бесклапанной
конструкции к преимуществам двухтактных дизелей добавляется еще
простота. Многие авторитеты на этом основании считают, что мощный
349
авиационный дизель для успешного соревнования с карбюраторным
мотором должен быть двухтактным.
Вопрос о надежности действия поршня и поршневых колец является
весьма важным. Можно утверждать, что он имеет такое же. большое
значение, как и вопрос об использовании для сгорания всег1 воздуха,
поступившего в цилиндр, или вопрос о величине максимального
давления вспышки, определяющего вместе со степенью использова-
ния воздуха вес конструкции. Испытания показывают, что поршне-
вые кольца даже у безвихревого четырехтактного двигателя теряют
упругость или прихватываются в канавках поршня при значительно
более низких значениях среднего индикаторного давления, чем в кар-
бюраторных двигателях, у которых те же кольца работают лучше
на более высокой литровой мощности. Этот результат не может быть
объяснен тепловой нагрузкой поршня, так как в дизелях средняя
температура цикла намного ниже средней температуры цикла бензи-
новых машин. Причина, по мнению автора, кроется в особенностях
процесса: в высоком давлении вспышки и в наличии в цилиндре сво-
бодного кислорода в течение относительно большого периода угла повс-
ворота коленчатого вала. Конечно, в двигателях с интенсивным завих-
рением воздуха в цилиндровой полости теплоотдача в поршень может
быть больше, чем у бензинового двигателя, у которого вихревое дви-
жение имеет второстепенное значение.
Высокое давление вспышки увеличивает прорыв газов в зазор
между поршнем и цилиндром, мешает теплопередаче от поршня
и колец цилиндру, повышает температуру поршня и колец, содейст-
вует контакту кислорода с маслом в канавках, способствует пря-
мому соприкосновению пламени с верхним кольцом. При наличии
‘свободного кислорода окисление масла облегчается; вследствие высо-
кой степени сжатия в дизеле оно может начаться уже в конце хода сжа-
тия. В этом отличие дизеля от карбюраторного двигателя. Меньшие
давления вспышки в последнем вызывают меньший прорыв газов;
с другой стороны наличие в цилиндре смеси, по составу близкой
к теоретическому, значительно уменьшает опасность прямой химиче-
ской реакции между маслом и кислородом воздуха. Поэтому, несмотря
на то, чтс> средняя температура цикла в карбюраторных двигателях
заметно выше средней температуры дизеля, тем не менее поршневая
группа работает более надежно, чем даже в четырехтактном дизеле
при более низких значениях литровой мощности. С точки зрения
надежного действия поршневой группы двухтактный дизель, средняя
температура цикла которого на 150—200 Ц выше средней темпера-
туры цикла четырехтактного дизеля, находится в менее благоприят-
ных условиях. Особенно усложняется воррос,если по схеме продувки
выхлопные окна открываются поршнем. В двухтактном двигателе
поршневое кольцо давлением газов всегда прижато к нижней плоско-
сти канавки, в то время как в четырехтактном двигателе кольцо за
такты всасывания и выхлопа под влиянием силы инерции перемещается
внутри канавки, что облегчает удаление мягкого нагара. Односто-
роннее положение кольца благоприятствует образованию нагара
в канавке и повышает опасность прихватывания кольца.
Надежные действия поршня и уплотнительных колец, особенно,
верхнего, можно повысить путем такой организации рабочего про-
350
цесса, при котором максимально сокращается угол сгорания топлива
в цилиндре. При этом снижается средняя температура газов за ход
расширения и выхлопа, свободный кислород в цилиндре быстрее
связывается, теплоотдача в поршень уменьшается и вместе с тем
уменьшается возможность образования смол и нагара в поршневых
канавках. Надежность действия поршня и колец можно повысить кон-
структивным путем, выбором подходящих жаростойких материалов для
поршня него деталей, и особенно для колец. Правильный выбор зазора
между поршнем и цилиндром также имеетболыпое значение. Чем боль-
ше зазор, тем выше температура поршня и тем больше опасность образо-
вания смол и нагара в поршневых канавках. Большое значение имеет
и качество смазочного масла; для дизеля более всего подходит масло,
которое выделяет минимальное количество липких смол и образует
мало твердого нагара.
Обеспечение наддува и высотности двухтактного дизеля сложнее,
чем у четырехтактного. Установка турбокомпрессора менее эффе-
ктивна для двухтактного двигателя из-за более низких температур
газов в выхлопном трубопроводе. Перспектива улучшения условий
обеспечения наддува и высотности с применением турбокомпрессора
связана с осуществлением удовлетворительной продувки при воз-
можно меньших значениях коэфициента продувки; наибольший
эффект получается при <рк=1; при этом надежная работа турбоком-
прессора еще не будет нарушена из-за избытка воздуха в цилиндре
и более глубокого расширения продуктов сгорания в дизеле сравни-
тельно с бензиновым двигателем. —
В двухтактных многооборотных двигателях топливный насос
находится в более напряженных условиях, если его валик делает
одинаковое с коленчатым валом число оборотов, т. е. число оборотов
вдвое больше, чем валика топливного насоса четырехтактного двига-
теля. В этом случае средняя скорость плунжера насоса возрастает. Пра-
вда, имеется возможность поставить двойное число насосов на каждый
цилиндр, заставив работать их поочередно через цикл; в этом случае
валики насосов делают вдвое меньшее число оборотов и надежность
их действия возрастает. Такое решение было реализовано в авиа-
дизеле Дешан.
Работа двигателей в области малого числа оборотов связана
с сильным уменьшением количества впрыскиваемого в цилиндр топли-
ва. В двухтактном двигателе, при одинаковом числе цилиндров и оди-
наковой/мощности с четырехтактным, количество впрыскиваемого топ-
лива много меньше; поэтому неравномерность подачи в области
малого числа оборотов в случае двухтактного двигателя будет больше.
Впрыскивающая аппаратура двухтактного дизеля может ограничить
уменьшение числа оборотов двигателя вследствие нарушения устой-
чивости и равномерности впрыска. В авиационном дизеле Дешан один
из двух насосных элементов на малых числах оборотов выключается
и каждый цилиндр питается только одним насосным элементом через
цикл. Таким образом двигатель работает в четыре такта, два из кото-
рых—обычные для двухтактного двигателя, а два следующих пред-
ставляют собой сжатие и расширение воздуха без впрыска топлива.
Этот способ работы связан с ухудшением равномерности хода и с пере-
охлаждением цилиндра; последнее может затруднить устойчивую
351
работу двигателя при малых подачах топлива, особенно при низких
температурах окружающего воздуха. В дизеле Юнкерса ЮМО-205
и ЮМО-207 на каждый цилиндр установлено два параллельно рабо-
тающих насосных элемента; при уменьшении подачи топлива плунжер
одного элемента поворачивается быстрее и выключает подачу на
режиме малых оборотов. Этот способ обеспечения впрыска на малом
числе оборотов лучше, чем способ, примененный на двигателе Дешан,
так как двигатель продолжает функционировать в два такта на всех
режимах.
В двухтактных двигателях с клапанно-щелевой продувкой клапан-
ный механизм находится в более тяжелых условиях, чем у четырех-
тактных двигателей, вследствие больших ускорений и скоростей при
подъеме и посадке клапана. Надежность всех остальных элементов
обоих типов двигателей одинакова.
ГЛАВА XI
СПЕЦИАЛЬНАЯ ДИЗЕЛЬНАЯ АППАРАТУРА
Фиг. 257. Схема впрыскивающей системы непо-
средственного действия.
а—топливный бак: б—спускной кран; с—предпомпа; г—
фильтр; д—топливный насос; е—форсунка; (Ж—атмосфер-
ная трубка ; з—редукционный клапан; к-манометр.
§ 74. Основные задачи и схемы впрыскивающей системы
Впрыскивающая система дизеля состоит из топливного насоса,
нагнетательного трубопровода и форсунки. В отдельных случаях
нагнетательный трубопровод отсутствует, и форсунка непосредст-
венно связывается с топливным насосом (фиг. 257). Существуют
впрыскивающие систе-
мы, в которых между
насосом и форсункой
помещается еще особый
сосуд — аккумулятор,
служащий для поддер-
жания постоянного
давления в нагнета-
тельной магистрали
(фиг. 258).
На пути между ба-
ком и насосами обяза-
тельно устанавливает-
ся добавочная топлив-
ная помпа или, как ее
называют, предпомпа,
имеющая целью обеспе-
чить постоянный напор
топлива во всасываю-
щей полости насосов. Предпомпа необходима ВО всех случаях авиацион-
ной и автомобильной практики; но особенно она необходима, когда
бак расположен ниже уровня насосов. Кроме предпомпы, в топливной
магистрали должен быть установлен матерчатый фильтр для тщатель-
ной очистки топлива во избежание засорения отверстий сопла, износа
и заедания трущихся деталей насоса и форсунки.
Впрыскивающая система должна:
1) создавать высокое давление для обеспечения впрыскивания
и распыливания топлива;
2) отмеривать (дозировать) необходимые порции топлива, соответ-
ственно нагрузке и числу оборотов двигателя;
3) подавать топливо в цилиндр за определенный промежуток
времени и в определенную фазу рабочего процесса;
23 Т. М. Мельнумов 353
4) обеспечивать одинаковые условия впрыска по моменту начала
подачи и по количеству подаваемого топлива в отдельные цилиндры
многоцилиндрового двигателя на всем диапазоне изменений числа
оборотов и нагрузки;
5) распыливать топливо в цилиндре.
Кроме выполнения основных задач впрыскивающая система мотора
должна обеспечивать четкое начало и конец впрыскивания (во избе-
жание нагарообразования на поверхности сопла у отверстий), должна
длительно работать без изменения начальной регулировки насоса
и форсунки и без, заметных износов, могущих повлиять на, оаботу
двигателя.
Из основных задач первая всегда ложится и на насосчи на
форсунку, а пятая всегда выполняется форсункой. Остальные три
задачи могут быть возложены или на насос, или на форсунку.
Фиг. 258. Схема впрыскивающей системы с аккумулятором.
я—топливный бак; б— спускной кран; е—предпомпа; г—фильтр; О—топливный
насос; е—форсунка; ж—атмосфер -ая трубка; з-редукционный клапан: к-
маномегр; л —коромысло привода глы форсунки^ -м — кулачковый валик;
к —аккумулятор.
Первый случай применяется чаще всего; в этом случае фор-
сунка не имеет никаких органов управления подачей, Второй
случай имеет место при системе аккумуляторного впрыска и тре-
бует наличия форсунки с механическим управлением подъема иглы.
Указанные выше задачи впрыскивающей системы являются
основными и вытекают из условий работы двигателя. Создание
высокого давления необходимо для распыливания топлива. Дози-
ровка вспрыскиваемой порции топлива связана с развиваемой
двигателем мощностью. Подача топлива в цилиндр за определен-
ный промежуток времени и в определенную фазу рабочего про-
цесса определяет условия смесеобразования и сгорания топлива;
плавность хода двигателя и его экономичность.
Требование обеспечения одинакового количества и момента по-
дачи топлива в каждый цилиндр многоцилиндрового двигателя при
различных условиях нагрузки и оборотов имеет целью получить
ровный, спокойный ход двигателя и устранить опасность пере-
грузки отдельных цилиндров на максимальной мощности или вы-
354
ключе ние части их на малой мощности. Задача распиливания топ-
лива понимается в смысле достижения определенной тонкости и
дальнобойности струи, подбора числа, диаметра и направлениь
отверстий сопла форсунки для лучшего смесеобразования и сгора-
ния топлива в условиях конкретной камеры.
Если вспомнить, что давления впрыскивания в быстроходных
дизелях доходят до 400—700 атмосфер и выше, что продолжитель-
ность впрыскивания составляет 0,001—0,002 сек., а количество топ-
лива в зависимости от литража цилиндра составляет 0,1—0,2 г на один
впрыск на номинальной мощности, то станет понятным сложность
и ответственность работы впрыскивающей системы.
§ 75. Классификация топливных насосов. Схемы регулировок
подачи
По принципу действия топливные насосы можно подразделить
на насосы непосредственного и аккумулирующего действия.
Насосы непосредственного действия позволяют производить
подачу топлива в цилиндр непосредственно через форсунку; при этом
закон подачи топлива во многом определяется профилем кулачка,
приводящего в действие плунжер насоса (Бош, Юнкере, Паккард).
Насосы аккумулирующего действия нагнетают топливо в аккумулятор;
в цилиндр двигателя топливо поступает или через механически
управляемую форсунку (Коатален) или под действием особых пружин
(Сцинтилла). В настоящее время наибольшее распространение полу-
чили насосы непосредственного действия.
По конструкции насосы подразделяются на насосы золотнико-
вого и клапанного типа. У насосов первого типа всасывание и пере-
пуск топлива производятся через отверстия во втулке, открытие
и закрытие которых управляется золотником; обычно в качестве
золотника служит плунжер насоса. Этот тип насоса имеет наиболь-
шее распространение.
v Насосы клапанного типа, представляющие в схеме обычный плун-
жерный насос, имеют всасывающий щперепускные клапаны. В авиа-
ционных дизелях насосы эти не нашли применения.
Мощность дизеля регулируется, как известно, изменением коли-
чества подаваемого насосом топлива. Регулирование количества
подаваемого топлива у золотниковых насосов осуществляется раз-
лично: поворотом плунжера (Бош, Юнкере); поворотом особого
вспомогательного золотника (Экс-Челло); изменением величины хода
плунжера (Паккард); изменением положения всасывающих и пере-
пускных отверстий во втулке относительно плунжера (Клерже).
Регулирование количества подаваемого топлива у насосов кла-
панного типа осуществляется: изменением момента закрьтия всасы-
вающего клапана; изменением момента открытия особого перепуск-
ного клапана; применением особой-дросселирующей иглы с измене-
нием проходного сечения для перепуска топлива. Второй способ
регулирования клапанных насосов быстроходных автомобильных
дизелей применяется чаще всего.
Как у насосов золотникового типа, так и у клапанных насосов
регулирование подачи топлива достигается путем: изменения конца
23*
355
Фиг. 259. Диаграмма регулирова-
ния подачи топлива смещением
конца подачи.
подачи топлива при неизменном начале (Бош, ЮМО-204); изменения
начала подачи топлива при неизменном моменте конца подачи
(ЮМО-205); изменения моментов начала и конца подачи топлива
одновременно (Экс-Челло).
Система регулирования подачи топлива путем изменения конца
подачи применяется чаще, хотя этот метод регулирования более всего
подходит для двигателей, работающих при постоянном числе оборотов.
Для авиационных дизелей, работающих в широком диапазоне чисел
оборотов, этот метод изменения по-
дачи топлива неудовлетворителен так
как при неизменном моменте начала
подачи топлива с уменьшением числа
оборотов мотора работа последнего
становится брлее жесткой и на ма-
лых оборотах могут возникать сту-
ки. Во избежание этого насосы' с
регулированием конца подачи топ-
лива снабжаются специальным при-
способлением (муфтой), позволяю-
щим изменить опережение впрыски-
вания во время работы двигателя.
Нафиг. 259 представлена диаграмма регулирования подачи топлива
смещением конца подачи. В точке А начинается, а в точках Вг В., В,
заканчивается нагнетательный ход плунжера. Вертикальные отрезки
й,, h, и h„ определяют активную часть хода плунжера насоса. С
увеличением нагрузки на двигатель величина этих отрезков и,
ния подачи топлива смещением на-
учала подачи.
Фиг. 261. Диаграмма комбинирован-
ного метода регулирования подачи.
'Следовательно, активного хода плунжера увеличивается. Такой ме-
тод регулировки осуществлен в насосах Бош и ЮМО-204.
На фиг. 260 показан метод регулирования подачи топлива путем
смещения начала впрыска при неизменном конце подачи топлива.
Этот принцип регулирования не требует муфты опережения впрыски-
вания и более всего подходит для авиационных дизелей. Этот способ
применяется в топливном насосе ЮМО-205. Схема комбинированного
способа регулирования показана на фиг. 261. Этот способ основан
на одновременном смещении начала и конца подачи топлива. Метод
комбинированного регулирования осуществлен в топливном насосе
Экс-Челло.
353
§ 76. Насос Бош
Насосы Бош относятся к золотниковым насосам непосредствен-
ного действия, у которых регулирование количества подаваемого
топлива осуществляется изменением конца подачи посредством пово-
рота плунжера насоса.
В быстроходных дизелях насосы Бош получили наибольшее при-
менение в силу простоты конструкции и высокой надежности. Они
изготовляются как одноплунжерными, так и многоплунжерными.
Ход плунжера 10 и 15 мм, диаметр плунжера б—10 мм для хода
10 мм и 10—16 мм—для хода 15 мм. Производительность каждого
насосного элемента в зависимости от диаметра и хода плунжера
колеблется в пределах 100—1 400 мм3 за один ход плунжера1.
На фиг. 262 представлены поперечный и продольный разрезы
насоса Бош типа РЕ2В.
Топливо поступает в насос через штуцер 21, полностью заполняя
камеры всасывания 15. Когда плунжер наёоса находится вблизи
нижней мертвой точки, топливо через отверстия 14 и 14' во втулке 12
перетекает в нагнетательную камеру 16.
При вращении валика насоса кулачок 3, набегая на ролик 9
толкателя б, сообщает последнему и, следовательно, плунжеру 13
поступательное движение вверх. В начале движения плунжера
топливо вытесняется из нагнетательной полости во всасывающую
через отверстия 14 и 14' во втулке. После закрытия этих отверстий
при дальнейшем ходе плунжера вверх, топливо из полости 16 через
нагнетательный клапан 22 и штуцер 23 поступает в трубопровод и
дальше к форсунке.'Нагнетание заканчивается как только кромка
спирального выреза плунжера открывает отверстие 14*. При этом
нагнетательная полость через вертикальный паз и спиральный вы-
рез на плунжере сообщается со всасывающей и подача топлива
прекращается или, как говорят, происходит отсечка подачи топ-
лива. Момент отсечки, а следовательно, количество топлива, подан-
ного насосом в форсунку, определяется положением плунжера
относительно отверстия 14'1.
На фиг. 263 показано несколько характерных положений плун-
жера. Положение 7 и 2 соответствует полной подаче насоса, поло-
жение 3 и 4—некоторой средней подаче; положение 5 соответствует
нулевой подаче, так как в этом случае вертикальный паз плунжера
1 Ндсосы Бош обозначаются: PF2B60
PF 1С..
РЕ ЗВ100
РЕ 6С и т. д...
Буква Р—есть начальная буква слова «Ритпре»; (насос);
F—обозначает насос без Кулачкового валика (без привода);
Е—насос с приводом;
В—ход плунжера 10 мм;
С—ход плунжера 15 мм;
цифры 2, 1, 3, 6...—число насосных элементов в блоке; числа 60, 100 и т. д.,
находящиеся после букв В и С, обозначают десятикратную величину диаметра
плунжера (6, 10 мм). Например, марка РЕ4В90 показывает, что насос четырех-
(млунжерный с приводом, с диаметром плунжера 9 мм и ходом 10 мм.
Насосы Бош имеют, кроме того, дополнительные буквы и цифры, указываю-
* шие способ крепления насоса, наличие регулятора и прочее.
357
Фиг. 2G2. Топливный насос Бош,
358
находится против отверстия' 14' (фиг. 262) и нагнетательная полость
в продолжение всего хода плунжера сообщается со всасывающей.
Изменение количества топлива, подаваемого насосом за один ход
плунжера или поворот плунжера относительно его оси достигается
перемещением рейки 20, сцепленной с зубчатым венцом 19-, вращатель-
ное движение последней через бронзовую втулку 17 передается плун-
жеру. Во избежание поворота втулка 12 насоса фиксируется относи-
тельно корпуса шурупом 28.
После отсечки подачи топлива давление в полости 16 резко падает;
нагнетательный клапан 22 под действием пружины 29 садится на седло
и разобщает трубопровод
высокого давления от на-
соса, препятствуя тем са-
мым излишней утечке топ-
лива из трубопровода об-
ратно в насос.
Нагнетательный клапан
насоса Бош выполняет не
только функции обратного
клапана, но и разгружает
трубопровод от высокого
остаточного давления. Для
этой цели нагнетательный
клапан (фиг. 264) между
ребристым хвостовиком 1 и
грибком 2 имеет цилиндри-
ческий поясок 3, точно при-
гнанный к каналу 4. После
отсечки до посадки клапана
на седло цилиндрический поясок входит в канал 4 и отсоединяет трубо-
провод от насоса. Вследствие этого при посадке клапана на седло из
объема нагнетательного трубопровода уходит часть нагнетательного
клапана, освобождая объем цилиндра высотой от нижней кромки цилинд-
рического пояска до верхней части конического седла и диаметром, равным
диаметру канала 4. На этот объем расширяется топливо в трубопроводе,
вследствие чего давление в трубопроводе падает и устраняется возмож-
ность повторного открытия форсунки.
Фиг. 264. Нагнетательный клапан насоса
Бош.
359
Фиг. 265. Муфта опережения
впрыска насоса Бош.
Обратное движение вниз плунжер получает под действием пружины
2-7. При этом движении плунжера в нагнетательной полости создается
разрежение и при открытии отверстий 14 и 14' во втулке новая порция
топлива заполняет все пространство над- плунжером.
В целях облегчения запуска и обеспечения более плавной й экономи-
чной работы двигателя при изменяющихся нагрузках и числах оборотов
мотора насосы Бош снабжаются муфтой опережения впрыска. На фиг. 265
представлено приспособление для изменения момента начала подачи
топлива. При повороте рукоятки 5 перемещается вилка 6, а с нею
вместе муфточка 2, которая присоединена к вилке посредством подви-
жной обоймы 7. Муфточка, перемещаясь вдоль втулки 3, при помощи
винтовой канавки поворачивает втулку 7, а с нею вместе и кулачко-
вый валик насоса относительно колен-
чатого вала двигателя^
Для изменения момента начала
впрыскивания одного элемента насоса
относительно другого многоплунжерные
насосы Бош имеют регулировочный
винт 10 (фиг. 262), ввернутый в тол-
катель и законтренный гайкой 77. При
отвертывании регулировочного винта
плунжер перемещается вверх; благо-
даря этому при нагнетающем ходе плун-
жер раньше перекроет всасывающие
отверстия и, следовательно, раньше
начнется впрыск топлива.
Регулировка многоплунжерного на-
соса на одинаковую подачу топлива
каждым плунжером достигается посред-
ством поворота одного плунжера насоса
относительно остальных. Для этого не-
обходимо отвернуть стяжной болтик 18
(фиг. 262); тогда втулка77 вместе с плунжером может свободно пово-
рачиваться относительно зубчатого венца 19, сцепленного с рейкой 20.
Для удаления воздуха из насоса при его заполнении топливом служит
пробка 25.
Для смазки кулачкового валика, роликов, толкателей и подпиш-
ников нижняя часть корпуса насоса заполняется маслом. Стержень
26 служит для контроля за уровнем масла. Нижняя метка на стержне
показывает минимально допустимый уровень масла. Масло зали-
вается через отверстие для стержня и сливается через пробку 5.
Профиль кулачка насоса Бош выполняется симметричным, что
позволяет вращение валика в обе стороны. Следует помнить, что при
изменении направления вращения кулачкового валика многоплунжер-
ных насосов меняется порядок работы элементов насоса.
Профиль кулачков насосов Бош и зависимость хода и скорости
плунжера насоса от утла поворота кулачка представлены на фиг. 266
и 267. На этих же кривых указаны целесообразные пределы начала наг-
нетающего хода плунжера. Как видно из графиков, активный нагне-
тающий ход насосов Бош соответствует практически постоянной ско-
рости движения плунжера, что связано с задачами распыливания за весь
360
процесс впрыскивания. Активный ход плунжера равен ходу от момента
перекрытия впускных окон до момента начала открытия перепускных
окон насоса. Очевидно, величина активного хода связана с нагруз-
кой двигателя.
§ 77. Насосы Юнкерса
Насосы Юнкерса, как и насосы Бош, относятся к золотниковым
насосам непосредственного действия. Фирма Юнкере изготовляет
одноплунжерные насосы для авиационных дизелей ЮМО-204, ЮМО-205
и их модификаций.
На фиг. 268 представлены разрезы насоса авиадизеля ЮМО-204; на
фиг. 269 показаны детали насоса. Диаметр плунжера 8 мм, полный
361
[_Фиг. 268, Насос_Юнкерса для’авпадизеля ЮМО-204
.362
ход 4,8 мм, макси-
мальны"! активный
ход 1,97 мм. В сталь-
ной корпус 1 насоса
запрессована стальная
втулка 2, имеющая че-
тыре радиальных от-
верстия, из которых
два нижних 3 являют-
ся всасывающими, а
два верхних 4—пере-
пускными. К кониче-
скому седлу втулки
помощью гайки при-
жимается распредели-
тельная коробка 5,
снабженная пят! ю об-
рати! [ми клапанами и
двумя штуцерами для
присоединения трубо-
проводов высокого
давления.
Стальной плунжер
12 насоса, точно при-
тертый ко втулке 2, с
горца имеет осевое
сверление 13, сообща-
ющееся с двумя косы-
ми прорезами 14. Цен-
тральное сверление в
плунжере Юнкерса
лучше, чем боковая
канавка на плунжере
Бош, так как в этом
случае не получается
бокового давления на
плунжер. Прорезы 14
фрезерованы под уг-
лом 45° к оси плун
жера. Для обеспече-
ния смазки и, с дру-
гой стороны, для луч-
шего уплотнения на
плунжере сделана
кольцевая выточка
15, которая сообщена
со всасывающей поло-
стью 16 через косое
сверление 17 во втул-
ке 2. На другой конец
плунжера надета брон-
Фиг. 209 Детали насоса Юнкерса;
363
зовая шайба 18 с вилкой, в которую входит поводок 19. Бронзовая
шайба имеет прорез, в который входит зуб плунжера.
Плунжер прижимается к ударному штифту 20 коромысла 21 пру-
жиной 22, действующей через упорный шариковый подшипник 23
на бронзовую шайбу 18. Рукоятка 24 помощью гайки 25 сцеплена
с поводком 19. Перемещением рукоятки осуществляется поворот
плунжера вокруг его оси и тем самым достигается смещение косых
прорезов относительно перепускных отверстий и, следовательно,
изменение количества подаваемого топлива. При ртом момент начала
подачи топлива остается неизменным; изменяется лишь, момент конца
подачи. Плунжер приводится в поступательное движение кулачком 26,
действующим на ролик коромысла. Обратное движение плунжера
происходит под влиянием пружины 22.
Топливо через два канала 27 поступает во всасыв^ ощую полость
16 насоса и, когда плунжер находится вблизи нижней мертвой
точки, через отверстия 3 и 4 заполняет нагнетательную полость 28.
Теоретически подача топлива в форсунку должна начинаться с мо-
мента перекрытия впускных отверстий во втулке плунжером насоса.
Но практически на больших числах оборотов мотора, т. е. на боль-
ших скоростях плунжера, топливо начинает поступать в трубо-
провод несколько раньше момента полного перекрытия впускных
отверстий. Из нагнетательной полости топливо поступает в централь-
ный канал распределительной коробки, отжимает клапан 7 и раз-
деляется на два потока, каждый из которых проходит через два
обратных шариковых клапана 10 и по трубопроводу поступает к фор-
сунке. Таким образом каждый насос подает топливо к двум
форсункам, которые обслуживают один и тот же цилиндр мотора.
Отсечка подачи топлива происходит в момент открытия пере-
пускных отверстий 4 косыми прорезами плунжера. С этого мо-
мента топливо из нагнетательной полости через осевое сверление
и косые прорезы плунжера и дальше через перепускные отверстия
будет перетекать обратно во всасывающую полость. Давление в наг-
нетательной полости резко падает, и обратные клапаны разобщают
насос от нагнетательного трубопровода. Наличие двух перепускных
отверстий 0 2,5 мм и двух боковых прорезов обеспечивает более
резкую отсечку подачи топлива, что особенно важно для устранения
подтекания топлива из сопла при наличии открытой форсунки. При
обратном движении плунжера в нагнетательной полости создается раз-
режение и новая порция топлива частично через перепускные 4, а глав-
ным образом через всасывающие отверстия 3 поступает в рабочую
полость насоса.
Регулировка насосов на одинаковое количество топлива, подавае-
мого каждым насосом, осуществляется изменением положения руко-
ятки 24 данного насоса относительно рукояток остальных насосов,
установленных на мотор; это достигается соответструющим присоеди-
нением тяги управления подачей топлива к рукояткам насосов. Регу-
лировка насосов на одинаковый момент начала подачи топлива произ-
водится путем подбора высоты ударного штифта 20 коромысла.
Нафиг. 270 дана зависимость хода и скорости плунжера насоса,
а также'подачи топлива в цилиндр двигателя от угла поворота коленча-
того вала для режима работы мотора ЮМО-204 на мощности
364
690 л. с. при 1700 об/мин. Продолжительность нагнетания топлива
составляет около 15° угла поворота коленчатого вала, причем за
первые 10° в цилиндр двигателя поступает 85—90% всей порции
впрыскиваемого топлива. Скорость плунжера насоса за время подачи
составляет около 2 м/сек.
Большая скорость плунжера и, как следствие этого, короткий
период впрыскивания определяется необходимостью создания надлежа-
щей скорости топлива в сопле форсунки, чтобы обеспечить удовлет-
ворительные условия распы-
ливания топлива на малых
оборотах двигателя.
На фиг. 271 представлен в
разрезах насос авиационного
дизеля ЮМО-205. Этот насос
в своей конструкции имеет
много общего с насосом для
ЮМО-204. Отличительной осо-
бенностью насоса ЮМО-205
является регулирование подачи
Топлива. Если у предыдущего
насоса при изменении количе-
ства топлива, подаваемого за
один ход плунжера, меняется
момент конца подачи, при
неизменном моменте начала,
подачи, то, наоборот, у на-
соса ЮМО-205 при изменении
количества подаваемого топ-
лива меняется момент начала
подачи топлива. Этот принцип
регулирования является су-
щественным преимуществом
топливного насоса ЮМО-205,
так как в этом случае при
изменении чисел оборотов
мотора наблюдается более
плавная и экономичная ра-
бота двигателя.
Фиг. 270. Диаграмма пути, скорости и
ускорения профиля топливного кулачка
насоса Юнкерса для ЮМО-4.
Иной метод регулирования подачи топлива вызвал конструктивное
изменение плунжера насоса, у которого косые прорезы 14 профрезе-
рованы непосредственно у торца плунжера. Осевое сверление 73 через
радиальные отверстия 29 сообщается с кольцевой выточкой 30 плун-
жера насоса. Кромка косых прорезов определяет момент начала
подачи топлива; верхняя кромка кольцевой выточки определяет
конец подачи топлива.
। Во всасывающую полость 16 насоса топливо поступает из картера
насосов по каналу 27. Когда плунжер насоса находится вблизи
нижней мертвой точки, топливо через всасывающие отверстия <3 запол-
няет рабочую полость 28 насоса. При нагнетающем хоце плунжера
топливо поступает в канал 6 распределительной коробки, отжимает
клапан 7 и разделяется на два потока, каждый из которых проходит
3G5
через два обратных шариковых клапана ТО и по трубопроводу высо-
кого давления поступает к форсунке.
Отсечка подачи топлива "происходит в момент открытия перепуск-
ных отверстий 4 кольцевой выточкой 30. С этого момента топливо
из нагнетательной полости через осевое сверление и радиальные
отверстия плунжера, а также через перепускные отверстия 4 во
втулке будет перетекать во всасывающую полость. При этом давление
в нагнетательной полости резко упадет и обратные клапаны разобщат
насос от трубопровода и форсунки.
Збб
Регулировка насосов ЮМО-205 на равномерную подачу топлива
и одинаковый момент подачи топлива производится так же, как и
регулировка насосовЮМО-204. Малый ход плунжера насоса Юнкерса
особенно в условиях двухтактного двигателя с двумя насосами на
каждый цилиндр не гарантирует устойчивогои равномерного впрыска
всеми насосами на режиме малых оборотов. Поэтому управление
насосов предусматривает на малых подачах выключение одного ряда
насосов и, следовательно, работу цилиндра двигателя только с одним
насосом.^
§ 78. Топливный насос авиационного дизеля Паккард
[Насос фирмы Паккард основан на конструкции Дорнера и отно-
сится к золотниковым насосам непосредственного действия, у которых
регулирование количества подаваемого топлива достигаетея_ путем
Фиг. 272. Насос и форсунка авнадизеля Паккард.
изменения хода плунжера. Насос соединен непосредственно с форсун-
кой открытого типа; отсутствие нагнетательных трубопроводов явля-
ется существенным преимуществом данной конструкции, так как при
этом впрыск становится более четким и уменьшается опасность подте-
кания, ‘"го особенно возможно при применении открытых форсунок.
Каждый цилиндр двигателя имеет свой отдельный насос. На
фиг. 272 представлен разрез насоса и форсунки, а на фиг. 273 дана
схема привода к насосу.
367
Фиг. 273. Схема привода
насоса Паккард.
В стальной корпус 7 (фиг. 272) насоса запрессована бронзовая
втулка 2, в которой движется стальной плунжер насоса 3. В своей ниж-
ней части плунжер заканчивается головкой, на которую опирается
шайба 77. Пружина 18 верхним концом упирается в корпус
насоса, а нижним в шайбу плунжера и прижимает шайбу плунжера
к толкателю. Плунжер насоса приводится в движение от кулачковой
шайбы 9 (фиг. 273) через коромысло 8, нижний толкатель 5 и верхний
толкатель 10. К корпусу насоса при помощи гайки 13 (фиг. 272)
присоединяется приемник 72 с вводными штуцерами. Внутри приемника
помещен фильтр 15. Между насосом и форсункой помещены два обрат-
ных шариковых клапана 16 с пружинами 17. Наличие двух клапанов
обеспечивает большую надежность в работе впрыскивающей системы; при
засорении или неплотности одного клапана нормальная работа насоса
и форсунки обеспечивается вторым клапа-
ном. Диаметр плунжера насоса 5,95 мм; мак-
симальный активный ход 5,16 мм; макси-
мальный полный ход плунжера около 11 мм.
Форсунка крепится к насосу нА резьбе.
Корпус насоса в своей нижней части
имеет смотровое окно 19, через которое по
рискам проверяется правильное по высоте
положение плунжера насоса. Для выхода
воздуха из корпуса насоса, при его работе,
корпус снабжен четырьмя отверстиями 20.
Когда плунжер находится вблизи НМТ,
топливо через вводный штуцер, фильтр 15 и
шесть радиальных отверстий 27 засасывает-
ся в рабочую полость насоса. Теоретически
нагнетание начинается с момента закрытия
плунжером всасывающих отверстий 27. По-
дача топлива в форсунку прекращается,
как только плунжер достигнет своей ВМТ.
Регулировка подачи топлива достигается
изменением хода плунжера насоса. Это осу-
ществляется перемещением нижнего толкателя 5 (фиг. 273), связан-
ного посредством поводка 6 с кольцом 7 управления подачей. Пово-
рот кольца управления заставляет двигаться поводок 6 и тол-
катель 5, который своим нижним концом скользит по канавке
коромысла 8. Профиль канавки коромысла подобран так, что при ,
перемещении шатуна толкатель и плунжер остаются на месте, чем
обеспечивается неизменность момента конца подачи топлива вне зави-
симости от изменения количества подаваемого топлива. Продолжитель-
ность нагнетающего хода плунжера при номинальной нагрузке двига-
теля составляет 19° по углу поворота коленчатого вала.
На фиг. 273 показано крайнее левое положение толкателя 5;
при этом ход плунжера и подача топлива будут максимальными;
в крайнем правом положении толкателя 5 ход плунжера и подача
топлива будут минимальными; в этом случае всасывающие отверстия
27 все время остаются открытыми и, следовательно, подача топлива
прекращается. Кольцо управления воздействует одновременно на все
насосы.
368
Кривые подъема плунжера насоса по углу поворота коленчатого
вала при изменении подачи топлива даны на фиг. 274. Из кривых
видно, что при принятом методе регулирования продолжительность
впрыскивания остается большой на всех подачах топлива, между
тем как ход плунжера, а следовательно, и скорость впрыскивания
уменьшается, что неизбежно приводит к ухудшению распыливания
топлива при малых нагрузках, и в сочетании с вялой отсечкой подачи
Фиг. 274. Кривые подъема плунжера насоса Паккард при изменений подачи
топлива.:
топлива и наличием открытой форсунки ведет к подтеканию топлива
из сопла форсунки.
Индивидуальная регулировка момента начала подачи топлива
каждого насоса осуществляется регулировочным винтом толкателя
10 (фиг. 273).
Установка момента впрыска для всех насосов одновременно дости-
гается перестановкой кулачковой шайбы относительно коленчатого
вала.
79. Насос Деккеля
Насос Деккеля относится к типу клапанных насосов непосред-
ственного действия.
На фиг. 275 даны продольный и поперечный разрезы четырех-
плунжерного насоса Деккель. В корпусе 18 на игольчатых подшипни-
ках смонтирован кулачковый вал 13. Так как кулачки несимметрич-
ные, то вал допускает вращение только в одну сторону, указанную
стрелкой. Плунжер насоса 1 приводится в движение от кулачка через
рычаг 14. Обратное движение плунжера совершается под действием
пружины 12. Насос имеет всасывающий клапан 16, нагнетательный
клапан 6 и перепускной (отсечной) клапан. Всасывающий и нагне-
тательный клапаны открываются автоматически соответственно
на ходе всасывания и нагнетания. Перепускной клапан открывается
принудительно на ходе нагнетания под воздействием ударника 17.
Между концом штока перепускного клапана и ударником устанавли-
вается зазор, величина которого определяет момент открытия пере-
пускного клапана и тем самым конец подачи топлива в форсунку.
Топливо из предпомпы через трубопровод 2 и вводной ниппель
поступает во всасывающую полость 3. Когда плунжер насоса под
24 Т. М. Мелькумов
Фиг, 275. Топливный насос Деккеля,
370
действием пружины опускается вниз, в рабочей полости создается
разрежение, вследствие чего всасывающий клапан 16 открывается,
и топливо поступает из полости 3 в нагнетательную полость насоса.
При движении плунжера вверх повышается давление, нагнетатель-,
ный клапан 6 открывается и топливо поступает через канал 5 и трубо-
провод 7 к форсунке. Нагнетание топлива продолжается до тех пор,
пока под действием удар'ника не откроется перепускной клапан. В мо-
мент .открытия перепускного клапана нагнетательная полость сооб-
щается со всасывающей и происходит отсечка подачи топлива. Давле-
Фиг. 276. Подъем плунжера для различных положений рукоятки опе-
режения и подъем перепускного клапана для различных положений
рукоятки подачи.
ние в напорном пространстве падает, нагнетательный клапан закры-
вается и топливо не вытекает из нагнетательного трубопровода и фор-
сунки обратно в насос. После отсечки плунжер еще продолжает свое
движение вверх, но топливо будет вытесняться обратно во всасывающую
полость через открытый отсечной клапан.
Регулировка количества впрыскиваемого через форсунку топлива и
момента начала подачи в насосе Деккель выполнена оригинально.
Рычаг 14 подвешен на двух эксцентриковых валиках 8 и 9. Поворот
наружного эксцентрика посредством рукоятки подачи 11 позволяет
регулировать количество топлива, поступаюи’его в форсунку, так
как в этом случае изменяется зазор между ударником 17 и штоком
клапана и, следовательно, меняется момент открытия перепускного
клапана, ведающего отсечкой подачи топлива. Уменьшение зазора
сокращает активный нагнетающий ход плунжера насоса и уменьшает
количество впрыскиваемого топлива. Поворот внутреннего эксцсн-
трика 9 посредством рукоятки опережения 10 перемещает рычаг 14
24*
371
в горизонтальном направлении и тем самым меняет мгмент набегания
Фиг. 277. Зависимость подачи
от положения рукоятки при
различных числах оборотов.
следовательно, меняет момент начала
подачи топлива. Индивидуальная регу-
лировка насосных элементов на одина-
ковую подачу производится изменением
зазора между штоком клапана 4 и
ударником 17. Рычаг имеет сверление
15, куда перед пуском двигателя вста-
вляется рукоятка для подкачки топлива
от руки.
На фиг. 276 представлены кривые
подъема плунжера для различных по-
ложений рукоятки опережения и кри-
вые подъема перепускного клапана для
различных положений рукоятки подачи
для насоса Деккель, имеющего диаметр
плунжера 8 мм и ход 4,8 мм. Из кри-
вых следует, что при изменении руко-
ятки опережения впрыска от 0° до 90°
начало подачи нагнетатель-
ного хода сдвигается на
14J по углу поворота колен-
чатого вала; при этом не-
сколько меняется и полный
ход плунжера.
Насос Декке ля обладает
ценным для автомобиль-
ных двигателей свойством.
Именно при неизменном по-
ложении рукоятки подачи
количество впрыскиваемого
топлива возрастает с умень-
шением- числа оборотов
(фиг. 277). Это обстоятель-
ство увеличивает крутящий
момент на малых оборотах
и, следовательно, улучшает
характеристику автомо-
бильного двигателя. Ука-
занный эффект объясняется
уменывениемпотерь во вса-
сывающем клапане с умень-
шением числа оборотов.
Аналогичный эффект полу-
чается у насоса Еош с на-
гнетательным клапаном но-
вой конструкции, в кото-
рой для пропуска топлива
Фиг.’278. Скорость подачи в зависимости от
угла поворота кулачка насоса для различных
чисел оборотов.
вместо четырех боковых фрезерованных канавок (фиг. 264) сделано
одно центральное и от него два боковых сверления к выточке под
верхним уплотнительным пояском. При больших числах оборотов
^372
радиальные отверстия дросселируют топливо; вследствие этого, при
неизменном положении рейки подачи, количество впрыскиваемого
топлива на малых оборотах относительно возрастает.
К недостаткам насоса Деккель, сравнительно с насосами Бош
и Юнкере, следует отнести большую сложность конструкции, а также
вес и стоимость. Кроме того, как показывают исследования,
с увеличением числа оборотов продолжительность подачи топлива
сильно увеличивается, хотя все условия регулировки впрыски-
вающей системы не изменились (фиг. 278).
Фирма Деккель за последние годы выпускает топливные насосы
золотникового типа с барабанным расположением насосных эле-
ментов; плунжеры приводятся в движение одной шайбой, на боковой
поверхности которой выполнены кулачки. Эти насосы очень ком-
пактны и могут применяться для впрыска тяжелого и легкого
топлива.
§ 80. Насос Экс-Челло
Топливный насос Экс-Челло относится к насосам непосредственно-
го действия. Регулировка количества подаваемого топлива осуществля-
ется специальным золотником, изменяющим начало и конец подачи
топлива. В зависимости от типа двигателя и удобств монтажа корпус
насоса выполняется в двух вариантах, допускающих крепление насоса
к'двигателю помощью фланца или при помощи кронштейна.
На фиг. 279 представлены разрезы шестиплунжерного насоса
Экс-Челло фланцевого типа. Распределительная головка 7 крепится
к корпусу насоса 2 помощью гайки 3. Положение головки относительно
корпуса фиксируется стопором. Плунжеры 4 насоса приводятся
в поступательное движение наклонной шайбой 5, действующей на тол-
катели 6. Шайба укреплена на валу 7 на шпонке. Обратное движе-
ние плунжеров происходит под действием пружин <?. Для обеспечения
лучшей герметичности и смазки плунжеры имеют кольцевую выточку
10. Все плунжеры насоса взаимозаменяемы и заключены помимо
головки 7 также в общий блок 77, присоединенный помощью шпилек
к распределительной головке. При затяжке гайки 3 блок 77 упирается
в направляющую 72 толкателей, которая, в свою очередь, опирается
на буртик корпуса насоса 2 и тем самым препятствует осевому переме-
щению направляющей. Толкатели опираются в сферические гнезда
бронзового кольца 13, запрессованного в обойму 74, которая насажена
на наклонную шайбу 5. Для обеспечения надлежащей смазки толкатели
снабжены кольцевой выточкой, а бронзовые кольца отверстиями.
Ход плунжеров насоса определяется углом наклона шайбы 5, относи-
тельно оси насоса. Шайбы 5 выполняются с различными углами нак-
лона, что приводит к изменению производительности насоса.
Золотник 15 получает вращательное движение от ведущего валика 7
через промежуточный валик 16 и сухарь 77. Сцепление золотника
с ведущим валиком насоса выполнено так, что позволяет как осевое,
так и вращательное смещение золотника относительно ведущего вала
насоса. Внутри золотника помещена пружина 20, опирающаяся на зо-
лотник и на сухарь 77. Золотник имеет в средней части выточку такой
формы, что на цилиндрической поверхности остается нетронутой часть
в виде трапеции; выточка и трапецевидная часть а хорошо видны на
373
v<5
Фиг. 279. Топливный насос Экс-Челлоа”
374
фиг. 280 А. Цилиндр, в котором вращается золотник, соединен ра-
диальными каналами 22 с рабочими полостями насосов и с подводящим
топливопроводом. В тот момент, когда против канала 22 какого-либо
насосного элемента приходится выточка золотника, рабочая полость
насоса соединяется с полостью золотника и топливопроводом и проис-
ходит либо всасывание топлива в насосный элемент, либо отсечка
подачи топлива в зависимости от положения и направления движения
плунжера. Когда золотник подходит к каналу 22 своей целой цилин-
D
Фиг. 280. Характерные положения золотника и плунжера насоса
Экс-Челло.
дрической частью, тогда полость насосного элемента разобщается
с полостью всасывания и происходит нагнетание. Продолжительность
нагнетания зависит от длины цилиндрической части золотника. Пере-
двигая золотник по ее оси, можно увеличить или уменьшить про-
должительность перекрытия каналов 22 и, соответственно этому,
продолжительность активного, хода' плунжера. На фиг. 280 показано
четыре положения золотника и плунжера. Положение А соответствует
случаю, когда плунжер движется к НМТ; против канала 22 приходится
выточка на золотнике и поэтому топливо поступает из бака в рабочую
полость данного насосного элемента. Положение В соответствует слу-
чаю, когда плунжер движется к ВМТ на ход нагнетания, но выступ а
еще не перекрывает каналов 22; поэтому часть топлива вытесняется
плунжером через каналы 22 в топливопровод всасывания. Положение
С соответствует случаю, когда при нагнетательном ходе плунжера
375
выступ а перекрыл канал 22 и поэтому происходит нагнетание топ-
лива через форсунку в цилиндр. Наконец, положение D соответствует
отсечке подачи. Если повернуть золотник относительно его оси, изме-
нится момент начала перекрытия канала 22 (фиг. 279) и, следовательно,
йзменится момент начала нагнетания. Осевое перемещение золотника
(регулировка количества подаваемого топлива) достигается поворотом
рукоятки 23. Вращение же золотника относительно своей оси (регули-
ровка момента подачи) осуществляется с помощью рукоятки 34, поворот
которой вызывает осевое перемещение промежуточного валика 16, имею-
щего на конце винтовые вырезы.
Топливо из бака подводится к штуцеру 25 поршневой предпомпы 26.
Поршень предпомпы приводится в движение от цилиндрического эксцен-
трика, выполненного заодно с наклонной шайбой. Всасывающий ход
поршня осуществляется пружиной. При всасывающем ходе поршня
открывается клапан 28 и топливо через фильтр поступает в предпомпу.
При нагнетательном ходе поршня всасывающий клапан закрывается
и топливо через нагнетательный клапан 29 под давлением 1,7 ат
поступает во всасывающую полость насоса через отверстие 30, наруж-
ный трубопровод 31, подводящий ниппель 32 и канал 33. Из всасываю-
щей полости топливо по радиальным отверстиям 22 поступает в нагне-
тательные полости насосных элементов. При нагнетательном ходе плун-
жера, когда радиальные отверстия 22 перекрыты золотником, топливо
проталкивается через обратный клапан 34 в нагнетательный труб((
провод и к форсунке.
Индивидуальная регулировка одного насосного элемента относи-
тельно другого на одинаковые количества подаваемого топлива и момент
начала подачи топлива у насоса Экс-Челло отсутствует. Оба эти фак-
тора зависят исключительно от точности изготовления радиальных
отверстий 22, всего корпуса насоса и пр.
•
§ 81. Насос Сцинтилла
Насос Сцинтилла не является насосом непосредственного действия
и может быть отнесен к типу аккумуляторных насосов, у которых
топливо сперва сжимается до давления впрыскивания, а затем, в точно
определенный момент работы мотора, производится подача топлива
в форсунку под действием аккумулирующей пружины.
Насосы Сцинтилла изготовляются для автомобилей; они могут
быть одноплунжерными и многоплунжерными. На фиг. 281 представ-
лен шестиплунжерный насос типа ВМ6-60.
Топливо через вводной штуцер 46. поступает в верхнюю полость
насоса. Через всасывающие отверстия 75 и 64 в плите 34 и в цилиндре 24
топливо поступает в междуплунжерное пространство 65 и по каналу 67
во внутреннюю полость 57 колпака 53, вытесняя воздух через редуци-
рующую форсунку 69. Каждый насосный элемент имеет два плунжера:
плунжер-распределитель 73 и впрыскивающий плунжер 72. При вра-
щении валика 3 насоса кулачок набегает на ролик 74 толкателя и сооб-
щает толкателю 17 и плунжеру-распределителю 73 поступательное дви-
жение вверх. По мере своего движения вверх плунжер 73 сперва
перекрывает канал 67, а затем всасывающее отверстие 64. После
376
Фиг, 281. Топливный насос Сцинтилла
закрытия этих отверстий топливо, заключенное между впрыскивающим
плунжером 72 и плунжером-распределителем, является тем количест-
вом топлива, которое будет подано к форсунке за один рабочий ход
плунжера. Это количество топлива зависит от положения косого среза
68 плунжера-распределителя относительно всасывающего отверстия;
оно может изменяться при повороте плунжера вокруг его оси. Поворот
плунжера-распределителя осуществляется перемещением рейки 26,
которая сцеплена с зубчаткой 23. Зубчатка имеет шлицевое сцепление
с плунжером-распределителем. Перемещение рейки вызывает одновре-
менный поворот всех плунжеров насоса. После закрытия всасывающего
отверстия дальнейший подъем плунжера-распределителя вызывает
повышение давления и подъем впрыскивающего плунжера. Во время
подъема обоих плунжеров сжимаются возвратная 21 и аккумулирую-
щая 76 пружины; при этом повышается давление топлива в меж-
плунжерной полости. Давление впрыскиваемого топлива достигает
своего максимума в момент открытия нагнетательного канала 70 выточ-
кой 77 на плунжере-распределителе. Этот момент является началом
подачи топлива в форсунку. Под действием аккумулирующих пружин
плунжер 72 опускается вниз, проталкивая при этом топливо через
осевой и радиальный канал плунжера-распределителя, канал подачи
70, штуцер 60 и по трубопроводу к форсунке. Вытеснив все топливо
из камеры 65, впрыскивающий плунжер садится на плунжер-рас-
пределитель и этим заканчивается период подачи топлива в фор-
сунку. {
Продолжительность подачи зависит от давления впрыскивания
и суммарного сечения сопел форсунки, не зависит от профиля кулачка
и мало зависит от числа оборотов и нагрузки двигателя. В этом заклю-
чается цель применения второго впрыскивающего плунжера и объяс-
няется это тем, что при изменении числа оборотов насоса работа
аккумулирующей пружины остается без изменения.
Регулировка давления впрыскивания в известных пределах зависит
от диаметра сопла редуцирующей форсунки 69.
Плунжер-распредеЛитель опускается вниз под действием возвратной
пружины 27. За ним спускается впрыскивающий плунжер до тех пор,
пока он не сядет своими заплечиками на верхний торец цилиндра.
Дальнейшее опускание плунжера-распределителя образует разрежение
в камере 65 и как только косой срез плунжера откроет всасывающее
отверстие новая порция топлива заполнит межплунжерную полость
и по каналу 67 пополнит в камере 57 топливо, которое вытекло через
редуцирующую форсунку при подъеме аккумулирующего плунжера.
Для изменения момента подачи топлива во время работы двигателя
насос Сцинтилла снабжается механизмом опережения подачи.
Этот механизм выполняется в трех вариантах, давая возможность
изменять начало подачи топлива на 8, 12 и 18J по углу
поворота валика насоса. В принципе эта муфта опережения
сходна с муфтой Бош. Для выпуска воздуха из приемной камеры 66
насоса в верхней части крышки корпуса предусмотрена пробка 57-
Спуск топлива осуществляется через отверстие, заглушенное вин-
том 36.
Наполнение нижней камеры насоса маслом производится через
отверстие 4, а спуск масла—через отверстие 7.
378
§ 82. Насос Коатален
Насос Коатален выполнен для впрыскивающей системы, в кото-
рой между насосом и форсункой помещен аккумулятор постоянного
давления. В этом случае регулировка количества и момента подачи
топлива в цилиндр переносится по необходимости на форсунку,
а задача насоса сводится к поддержанию постоянного давления в ак-
кумуляторе на всех режимах работы двигателя. Двенадцатицилиидро-
вый авиадизель Коатален имеет два одинаковых насосных агрегата,
помещенных сзади мотора. Разрезы одного насосного агрегата
представлены на фиг. 282. Каждый насосный агрегат содержи?
в себе три насосных элемента и один регулировочный. Насосные эле-
менты имеют перепускные клапаны 6, момент открытия которых
определяет количество топлива, нагнетаемое рабочим плунжером.
Разрез А сделан по рабочему насосному элементу; разрез В—по
регулировочному элементу; в плане дан разрез по эксцентриковому
регулировочному валику. Валик 1 топливного насоса имеет три ко-
лена, каждое из которых через короткий шатун 2 и палец 3 соединен
с рабочим плунжером 4. Топливо поступает в насосный элемент
через сверление 10 в корпусе и мимо кольцевой выточки штока 5
перепускного клапана 6. Шток 5 получает качательное движение
вдоль своей оси от ролика 7, насаженного на рычаг 8 второго рода.
Рычаг 8 надет на эксцентриковый регулировочный валик 9; второй
конец рычага имеет ушко, в, которое входит удлиненный конец паль-
ца 3. При ходе нагнетания плунжера 4 рычаг 8 поворачивается и через
ролик 7 поднимает шток 5 перепуска. В определенный момент, зави-
сящий от положения эксцентрикового валика 9, шток 5 приподни-
мает перепускной клапан 6, и нагнетание топлива прекращаете^,
так как топливо через перепускной клапан и сверления 11 уходит
обратно в бак или в полость всасывания. Установка эксцентрикового
валика, а следовательно, момент перепуска и количество нагнетае-
мого топлива зависит от регулировочного элемента. Последний имеет
следующее устройство. Диференциальный плунжер 12 имеет воз-
можность двигаться в корпусе вдоль своей оси; нижний конец плун-
жера 12 сделан ввиде винта и через промежуточную винтовую шес-
терню сцеплен с шестерней 14, выполненной за одно целое с эксцен-
триковым валиком 9. Корпус регулировочного элемента соединен
сверлениями и трубопроводом с аккумулятором. Когда давление
в аккумуляторе изменяется, плунжер 12 перемещается, поворачи-
вает через шестерню 13 эксцентриковый валик и тем самым изменяет
момент перепуска. Поворот эксцентрикового валика может быть
осуществлен и от руки, через рукоятку.
§ 83. Топливный насос Клерже
| Топливный насос Клерже относится к золотниковым насосам непо-
средственного действия. Изменение количества топлива, подаваемого
насосом за один ход плунжера, достигается изменением момента нача-
ла подачи путем перемещения втулки насоса относительно плунжера.
Насосы звездообразного дизеля Клерже установлены по окруж-
ности картера против каждого цилиндра.
379
380
i
Разрез насоса Клерже представлен на фиг. 283.
Нижняя часть насоса входит в топливную камеру р, отлитую
в картере двигателя, общую для всех насосов. Камера 9 полностью
-заполняется топливом, нагнетаемым в нее отдельной шестеренчатой
предпомпой. Когда плунжер 7 находится в нижней мертвой точке,
топливо через всасывающее отверстие 6 во втулке 2 поступает в на-
гнетающую полость 70 насоса.
Начало нагнетания соответ-
ствует моменту перекрытия
плунжером всасывающего от-
верстия 6. При дальнейшем
движении плунжера давление
топлива в камере 10 повы-
шается, вследствие чего нагне-
тательный шариковый клапан
5 поднимается, и топливо на-
гнетается через втулку 4 в
-трубопровод 11, идущий к
форсунке. Нагнетающий ход
плунжера продолжается до тех
пор, пока последний не достиг-
нет своей верхней мертвой точ-
ки. Обратное движение плун-
жера совершается под дей-
ствием возвратной пружины 8.
Изменение подачи топлива
достигается путем изменения
положения всасывающего от-
верстия б относительно ниж-
ней мертвой точки плунжера.
Это осуществляется перемеще-
нием втулки 2 вдоль оси кор-
пуса 7 насоса, при повороте
рукоятки 72 и связанного с
ним плеча 3. Если рукоятку
72 повернуть по часовой стрел-
ке, то втулка 2 опустится
вниз; плунжер раньше пере-
кроет всасывающее отверстие,
Фиг. 283. Топливный насос Клерже.
.активный ход плунжера уве-
личится, и подача топлива
возрастет.
Рукоятки 72 подачи топлива всех насосов посредством тяг 13
(фиг. 284) соединены кольцом 16, которое может поворачиваться
от руки.
Регулировка насосов на одинаковую подачу топлива плунжером
и на одинаковый момент начала подачи топлива достигается измене-
нием рабочей длины тяги 13, соединяющей рукоятку 72 с кольцом 70-
Это осуществляется перестановкой хомута 14, зажатого между гай-
ками, навернутыми на тягу 13. Перестановка хомута вдоль тяги 13
влечет за собой поворот рукоятки 72, что вызывает осевое переме-
381
щение втулки относительно плунжера и, как уже указывалось
выше, изменяет момент начала подачи и количество топлива, пода-
ваемого плунжером насоса. Хомут 14 соединяется с рукояткой 72 с
помощью оси хомута, причем в рукоятке сделан вырез по дуге круга
с осью в точке 17. Поэтому, если, не меняя положения хомута, сдви-
нуть ось 15 относительно рукоятки 72, то положение рукоятки и,
следовательно, втулки 2 насо-
са, а также начало нагнета-
ния не изменятся, но угол
поворота рукоятки 72 изме-
нится, так как изменилась
длина плеча. Передвижением
хомута 14 относительно тяги
13, а также подбором места
крепления оси хомута 14
к рукоятке 72 можно обеспе-
чить должную регулировку
Фиг. 284. Регулировочная часть меха-
низма управления.
всех насосов двигателя.
Следует отметить, что монтаж, регулировка и контроль насосных
элементов, установленных в одном блоке, значительно проще, чем
насосов, индивидуально поставленных на каждый цилиндр. Поэтому,
если нет особых причин, предпочтение необходимо дать блочной кон-
струкции насосного агрегата.
§ 84. Регулировка топливных насосов
Регулировка многоплунжерных насосов имеет целью обеспечить
равномерную, бесперебойную и экономичную работу двигателя на
всех режимах его работы. Для выполнения этого необходимо, чтобы
момент подачи топлива, давление и продолжительность впрыскива-
ния, а также количество топлива, подаваемого отдельными плунже-
рами, были бы по возможности одинаковыми при любых нагрузках
"и числах оборотов двигателя.
Различная дозировка топлива по цилиндрам и расхождение в
моментах подачи топлива относительно верхних мертвых точек
соответствующих цилиндров усиливает неравномерность хода и
крутящего момента, развиваемого на валу на всех режимах работы
двигателя. Неравномерное распределение нагрузки между отдель-
ными цилиндрами на режиме максимальной мощности приводит
к чрезмерным температурным нагрузкам отдельных цилиндровых
групп и возникновению дымного выхлопа, а на малых оборотах
наблюдаются пропуски в подачах топлива, что в сочетании с повы-
шенной неравномерностью хода приводит к тряске двигателя и его
неустойчивой работе. Так как давление впрыскивания, главным обра-
зом, зависит от форсунки, то указания ио регулировкб'впрыскивающей
системы на одинаковое давление впрыскивания будет изложено в пара-
графе «регулировка форсунок». Непосредственно к регулировке насоса
относится установление для каждого нагнетающего элемента насоса
равномерной дозировки топлива по цилиндрам и одинакового момента
начала подачи топлива насосом относительно верхней мертвой точки
конца сжатия соответствующих цилиндров.
382
Расхождение в моменте начала подачи топлива не должно пре-
выдать Г по углу поворота коленчатого вала, а расхождения в коли-
честве впрыскиваемого топлива в отдельные цилиндры двигателя не
должны превышать ±1,5—2% от средней подачи на режиме эксплоа-
-гапионной и максимальной мощности и -£ 15% при работе двигателя
на малых подачах и оборотах.
Для удовлетворения этим требованиям каждый насос перед установ-
кой на двигатель подвергается предварительной регулировке.
Чтобы установить требования, которым должны удовлетворять
стенды для регулировки насосов, а также для того, чтобы выяснить
условия и последовательность всех операций, связанных с регулиров-
кой, необходимо рассмотреть факторы, влияющие на равномерность
дозировки топлива по цилиндрам и момент начала подачи топлива.
Основными факторами, влияющими на равномерность дозировки
и момент начала подачи топлива, являются: точность пригонки плун-
жера ко втулке насоса; точность изготовления плунжера и втулки,
а также всех деталей регулировки и подачи (профиль кулачка, сдвиг
фаз отдельных кулачков, рейка, зубчатый венец и пр.); точность
изготовления и регулировки форсунки; число оборотов насоса; наличие
люфтов в механизме управления насоса; давление распыливания;
размеры Трубопроводов, соединяющих насосы с форсуИками; свойства
топлива и, прежде всего, его вязкость.
Неодинаковая точность приг нки плунжеров ко втулкам влечет
за собой различные потери на просачивание топлива у отдельных
нагнетающих элементов насоса, что сказывается не только на равно-
мерности дозировки топлива по цилиндрам двигателя, но и ва'Моменте
начала впрыскивания топлива.
Утечки топлива в насосе через зазор за ход нагнетания склады-
вается из двух величин: утечки топлива из нагнетательной полости во
всасывающую через отсечное и всасывающее отверстие и утечки i оплива
через кольцевой зазор между плунжером и втулкой по направлению
к кулачковому валику. Утечки через кольцевой зазор < оставляют
нормально сравнительно небольшую величину порядка‘0 2—0,5% от
количества впрыскиваемого топлива и существенного' значения не
имеют. Основную потерю представляет просачивание топлива из нагне-
тательной полости через перепускные и всасывающие отверстия.
Средняя скорость движения топлива через зазор межпу плунжером
и втулкой может быть подсчитана по уравнению, приводимому Ротро-
ком и Маршед/и основанному на формуле Пуазейля:
IV (224)
секундный расход топлива будет
_ 7.Р • A3gp
12-L-^ ’
где D—диаметр плунжера насоса;
Л —зазор между плунжером и втулкой;
р —избыточное давление в нагнетательной полости сравнительно
с давлением во всасывающей полости; *
L—длина пришлифованной поверхности плунжера ко втулке;
•у) и 7jfc—абсолютная и кинематическая вязкости топлива в техни-
ческих единицах;
g—ускорение силы тяжести.
Количество топлива, просочившегося за время нагнетания, оче-
видно, будет равно:
г
о о
Здесь /1 и а,—время и угол нагнетания.
Из формулы (225) следует, что количество просочившегося топ-
лива за один ход плунжера насоса пропорционально времени и
давлению впрыскивания, диаметру плунжера насоса и кубу зазора
и обратно пропорционально вязкости топлива, числу оборотов
насоса и длине пришлифованной поверхности плунжера ко втулке.
Наиболее существенное влияние оказывает величина зазора между
плунжером и втулкой. Поэтому для уменьшения неравномерности
подачи топлива необходимо так подобрать комплект нагнетающих
пар (плунжер-втулка) насоса, чтобы они по плотности пригонки
мало отличались бы друг от друга.
Средний зазор между плунжером и втулкой у современных топ-
ливных насосов имеет величину порядка от 0,002 до 0,006 мм, а
отклонения в диаметрах плунжеров и втулок в среднем составляют
до 0,003 мм. Определение зазоров непосредственным измерением
диаметров плунжеров и втулок требует весьма тщательных, кропот-
ливых замеров и применения измерительных приборов высокой точ-
ности. Особенно трудно точно измерить внутренний диаметр втулок.
Еще больше затрудняют определение зазора между насосными пара-
ми наличие конусности и эллиптичности диаметров плунжеров и
втулок. Более простым и точным приемом определения плотности
пригонки плунжера ко втулке является гидравлический способ,
сущность которого будет изложена ниже.
Если многоплунжерный насос отрегулирован на определенную
равномерность подачи топлива на одном режиме работы насоса,
то при изменении числа оборотов и количества топлива, подаваемого
за один ход плунжера, равномерность подачи топлива в общем
случае изменится, что подтверждается и теоретическими соображе-
ниями и экспериментальными данными.
Неравномерность подачи топлива обычно Ц дочитывается по
уравнению:
X=gmax-gmin . 10()о/
9ср
где ?шах и </min — максимальная и минимальная подача сравнивае-
мых насосных элементов;'
т
,Qcp~ -----средняя подача всех насосных элементов, отнесен-
ная к одному ходу одного, плунжера;
Qi—подача отдельного насосного элемента;
т — число насосных элементов.
384
Если принять, что при неизменных числах оборотов, расхождения
в подачах между отдельными насосными парами в абсолютных вели-
чинах остаются постоянными при уменьшении подачи топлива за ход
плунжера, то относительная неравномерность подачи (х) в этом случае
будет возрастать по гиперболическому закону:
фпах ?mln const I
Qcp ?ср
Действительные кривые неравномерности дозировки топлива откло-
няются от гиперболы, так как утечки топлива с уменьшением подачи
повышаются. Это происходит благодаря
уменьшению длины L пришлифованной
поверхности, разделяющей нагнетаю-'
щую полость 'насоса от всасывающих
и перепускных отверстий, что, как
указывает уравнение (225), влечет за
собой увеличение утечки топлива. Кро-
ме того на величину утечки топлива
оказывает влияние точность изготовле-
ния отсечных кромок плунжеров (зо-
лотников).
На фиг. 285 построены кривая не-
равномерности подачи шестиплунжер-
ного насоса при условии, что qmax
<7uiin=const и экспериментальные кри-
Фиг. 286. Влияние числа оборо-
тов на равномерность подачи при
различных количествах впрыски-
ваемого топлива.
Фиг. 285. Расхождение в подаче отдель-
ными насосными элементами в зависимо-
сти от количества впрыскиваемого топ-
лива при двух значениях n=const.
вые для шестиплунжерного насоса Бош при п =800 об/мин. и
1000 об/мин.
На фиг. 286 показано влияние числа оборотов и подачи топлива на
равномерность дозировки шестиплунжерного насоса Бош. Регулировка
насоса производилась при 750 об/мин, подаче топлива за один ход
плунжера 0,172 г и давлении затяжки пружины форсунки 250 кг/сл?.
Из рассмотрения кривых следует, что с увеличением числа оборотов
25 Т. M. Мелькумов
385
ровку следует производить на том топливе, на котором работает
двигатель. Перед регулировкой комплект насосных пар должен
быть проверен гидравлическим способом на одинаковую точность
пригонки плунжеров ко втулкам.
Гидравлический способ определения зазора иногда называют
опрессовкой. Критерием герметичности при опрессовке служит
величина скорости падения давления топлива в рабочей полости
насоса
^Практически удобнее судить о герметичности по величине паде-
ния давления в полости нагнетания за определенный промежуток
времени или, наоборот, по времени, в течение которого давление
упало с начального значения до некоторого принятого для сравнения
конечного значения. При этом весьма важно, чтобы вся система пресса
была бы плотной и чтобы положение торца плунжеров относительно
втулки насоса или иначе объем нагнетательной полости были бы
одинаковы. В результате такой гидравлической проверки насосные
пары могут быть разбиты на группы по признаку одинаковой плот-
ности и могут устанавливаться в дальнейшем в блоки по группо-
вому подбору.
О герметичности насосной пары можно судить также и по коли-
честву просочившегося топлива. Зная скорость падения давления
или количество просочившегося топлива, можно, пользуясь уравне-
ниями Пуазейля и расхода, определить гидравлический зазор между
плунжером и втулкой. Секундный расход топлива согласно уравнению
расхода будет:
Fw = pV0^,
где F = теРЛ — площадь зазора между плунжером и втулкой;
р — коэфициент сжимаемости топлива;
IV —скорость истечения топлива;
dp
— wp — скорость падения давления;
Vo —емкость нагнетающей системы.
Подставив в уравнение расхода значение скорости из уравне-
ния (224), будем иметь:
BV w = 2*™.
р 0 Р ЩЬ
Отсюда можно определить величину гидравлического зазора по
формуле: -
После подбора комплекта нагнетающих пар насос< последний под-
вергается регулировке на одинаковый момент начала подачи топлива.
Так как начало впрыскивания топлива в цилиндр двигателя не совпа-
дает с началом нагнетающего хода плунжера насоса, то вследствие
этого существует два способа регулировки многоплунжерных насосов
на одинаковый момент начала подачи топлива: по началу активного
388
нагнетающего хода плунжера насоса и по началу впрыскивания топлива
форсункой. Первый способ является более простым, не требует сложной
аппаратуры и вместе с тем дает вполне удовлетворительные для экспло-
атации результаты. Поэтому в условиях эксплоатации этот способ
регулировки многоплунжерных насосов имеет наибольшее распростра-
нение на транспортных быстроходных дизелях. Вторым способом
пользуются главным образом в условиях лабораторной практики, когда
имеется необходимость знать момент начала поступления топлива
в цилиндр двигателя на различных режимах его работы, или когда нет
уверенности в однородности форсунок и трубопроводов.
Регулировка насоса по началу нагнетающего хода плунжера
сводится к следующему. Полость всасывания насоса соединяется
трубопроводом с топливным баком, уровень топлива в котором должен
находится выше насоса. Па кулачковый валик насоса устанавливается
регулировочный градуированный диск, а на корпус насоса—указатель.
Из первого испытуемого насосного элемента удаляется нагнетательный
клапан. Открывается кран топливного насоса и медленно проворачива-
ется кулачковый валик насоса. При этом, когда всасывающие
(и перепускные) окна открыты, топливо из выходного штуцера насоса
льется сплошной струей. Истечение топлива прекращается, как только
плунжер перекроет всасывающие отверстия, что соответствует началу
активного хода плунжера или началу нагнетаний топлива данным
насосным элементом. Этот момент фиксируется по показаниям стрелки
регулировочного диска.
Определив таким образом момент начала подачи топлива первым
плунжером, проворачивают кулачковый валик насоса до тех пор,
пока кулачок следующего по порядку работы цилиндра (насоса)
своим выступом не набежит на толкатель другого насосного элемента.
После чего удаляется нагнетательный клапан этого насосного эле-
мента и определяется указанным выше приемом момент начала подачи
топлива. Аналогично поступают со всеми остальными насосными
элементами. Насос считается отрегулированным, если угол между мо-
ментами начала подачи каждых двух последовательно работающих
насосных элементов будет равняться углу между двумя последователь-
ными вспышками в соответствующих цилиндрах двигателя ±0,5°
в градусах угла поворота кулачкового вала. Вместо топливного бака
к приемному штуцеру насоса можно присоединить аспиратор, а к на-
гнетательному штуцеру жидкостный Н-образный манометр. В этом
случае о моменте начала подачи топлива судят по прекращению
колебания жидкости в манометре, несмотря на действие аспиратора.
Перед регулировкой насосных пар необходимо убедиться в том, что
между торцом плунжера и седлом нагнетательного клапана в в. м. т.
плунжера имеется зазор не менее 0,5 мм и регулировку на одина-
ковый момент начала'' подачи следует вести в сторону увеличения
этого зазора. Это гарантирует от ударов плунжера о крышку и работу
насосных пар на одинаковом участке профиля кулачка.
Регулировка насоса по моменту начала впрыскивания топлива фор-
сункой производится или определением момента подъема иглы фор-
сунки или, как это принято в ЦИАМ’е, при помощи особого преры-
вателя («моментоскопа»), установленного перед соплом (фиг. 288).
Принцип действия прерывателя, установленного на игле форсунки
289
Фиг. 288. Пре-
рыватель для
определения мо-
мента начала
впрыска.
или перед соплом, заключается в том, что при подъеме иглы или под вли-
янием струи топлива размыкается первичная цепь трансформатора.
В результате во вторичной цепи индуктируется ток высокого напряже-
ния, вспыхивает специально установленная неоновая лампа, стробо-
скопически освещая шкалу градуированного диска, вращающегося
с валиком насоса. При регулировке насоса с помощью прерывателей
рекомендуется данные регулировки проверить на нескольких числах
оборотов. Во время регулировки необходимо поддержать уисло обо-
ротов кулачкового вала строго постоянным.
Регулировка многоплунжерного насоса на одинаковую количест-
венную подачу топлива каждой нагнетающей секции производится после
того, как насос будет отрегулирован на одинаковый
момент подачи топлива. Как уже указывалось, регули-
ровка насоса производится на стендах, специально
предназначенных для этой цели. Для регулировки
многоплунжерных насосов блочной конструкции мож-
но в известных пределах пользоваться, например,
испытательной установкой фирмы Бош, представлен-
ной на фиг. 289. Эта установка позволяет измерить
объемное количество топлива, подаваемого отдельны-
ми плунжерами, записать число оборотов кулачкового
вала, а также число рабочих ходов плунжера за время
измерения подачи и, таким образом, позволяет опре-
делить объемную подачу топлива за один ход плун-
жера, установить расхождение в подачах топлива меж-
ду отдельными насосными элементами и соответствие
подачи топлива его расходу при работе двигателя на
винт. Эти данные дают возможность судить о том, ка-
кой насосный элемент следует перерегулировать, т. е.
увеличить или уменьшить его подачу.
При регулировании насоса, предназначенного для
авиадизеля, необходимо, чтобы положение рейки насоса
и число оборотов кулачкового валика точно соответ-
ствовали расходу топлива при работе двигателя по
винтовой характеристике. Исходной точкой для регу-
лировки обычно выбирается эксплоатационный режим
работы двигателя, для которого с помощью кривой расхода топлива
по винтовой характеристике подбирается положение рейки подачи
топлива. Затем производится отбор в мензурки впрыскиваемого топ-
лива одновременно для всех насосных элементов. По замеренному в пе-
риод отсчета суммарному числу оборотов валика насоса и объему
поступившего в мензурки топлива определяется средняя подача одного
насосного элемента и неравномерность подачи для всего насоса.
Получив требуемую точность количественной регулировки на исходном
режиме, проверяют равномерность подачи, но без изменения исходной
регулировки для других режимов работы двигателя. Обычно замеры
производятся не меньше чем для пяти точек, крайними из которых
являются малый газ и максимальная мощность двигателя.
Если неравномерность подачи превышает нормы, то насос под-
вергается перерегулировке. При этом иногда бывает полезным
выбрать новую исходную точку для регулировки. В результате
390
регулировки должны быть" построены кривые подач топлива каждым
плунжером в зависимости от числа оборотов, а также кривые
неравномерности подачи топлива для всего насоса.
Двигатели, предназначенные для наземного транспорта, должны
работать на переменном числе оборотов и на переменной величине
крутящего момента как в области больших, так и малых чисел обо-
Фиг 289. Установки Бош для испытания и регули-
ровки насосов.
ротов; поэтому регулировку насоса такого двигателя производят
следующим образом. Отрегулировав насос на исходном режиме,
снимают характеристики подачи топлива по числу оборотов при
неизменном положении рейки. Затем рейку перемещают в другое
положение и вновь замеряют подачу топлива плунжерами для
различных оборотов. В результате получается семейство кривых
зависимости подачи топлива каждым плунжером насоса от числа
оборотов при различных положениях рейки. Такой способ снятия
характеристики насоса дает более полную оценку о качестве его
регулировки.
391
§ 85. Классификация и схемы форсунок
Форсунки предназначены для непосредственного введения в
цилиндр двигателя топлива в тонко распыленном виде и распреде-
ления его внутри камеры сжатия.
Число и месторасположение форсунок, число, направление и диа-
метр отверстий сопла, а также давление распыливания по понятным
причинам тесно связаны с типом и конструкцией камеры сгорания.
В настоящее время существует большое разнообразие форсунок,
отличающихся друг от друга как по конструкции, так и по принципу
действия.
Все существующие форсунки можно подразделить на два основ-
ные типа: на форсунки открытого и форсунки закрытого типа.
Открытые форсунки можно разделить на форсунки с постоянным
(Юнкере) и на форсунки с регулируемым выходным отверстием
(Паккард). Закрытые форсунки, в свою очередь, делятся на форсун-
ки с механическим (Коатален) и гидравлическим управлением (Бош).
Открытые форсунки характеризуются тем, что между нагнета-
тельным трубопроводом и выходным отверстием сопла форсунки
отсутствует запорный орган и необходимое давление впрыскивания
создается гидравлическим сопротивлением системы и скоростью
истечения топлива из сопла форсунки. Подбором диаметра сопловых
отверстий форсунки и плунжера насоса, а также скорости послед-
него можно создать любую скорость струи топлива и, следовательно,
любое избыточное давление перед соплом форсунки.
Закрытые форсунки отличаются тем, что между топливопрово-
дом высокого давления и отверстием сопла форсунки имеется нагру-
женная сильной пружиной запорная игла, которая открывает сопло
форсунки только на время процесса впрыскивания топлива. Подъем
запорной иглы в закрытых форсунках осуществляется механичес-
ким или гидравлическим способом—давлением топлива, действую-
щего снизу на иглу и преодолевающего силу пружины. Из закрытых
форсунок в авиационных дизелях применяются почти исклю-
чительно форсунки с гидравлическим управлением подъема запор-
ной иглы. Только у одного авиа дизеля Коатален движение иглы
управляется механически.
§ 86. Сопла форсунок
Наиболее важным элементом форсунки (открытой или закрытой)
является сопло.
Соплом, или распылителем, называется деталь форсунки, в кото-
рой сделаны калиброванные выходные отверстия, а в закрытой
форсунке, кроме того, находится запорная игла. Качество изготов-
ления сопла в значительной степени влияет на форму струи, тон-
кость и однородность распыливания и равномерность распределения
частиц топлива в камере сгорания. Все сопла однотипных форсунок
должны бытьсделаны одинакового диаметра идлиныс точнымнапра-
влением осей отверстий. Во избежание искажения струи и ухудшения
распыливания топлива сопловые отверстия не должны иметь зау-
сенцев и рисок.
392
I
Для того чтобы сопла не разрабатывались под действием струи
топлива, протекающей через них с большой скоростью, сопла изго-
товляются из высокоуглеродистой стали с большим сопротивлением
истиранию. Износ сопла и искажение его формы, естественно, силь-
нее будет сказываться при малых диаметрах отверстий, чем при
больших? Кроме того, контроль сопла тем труднее, чем меньше
отверстие. Поэтому желательно иметь сопла с отверстиями не ниже
0,15—0,2 мм. Практически редко применяется сопло с отверстием
ниже 0,15 мм. Каждый следующий размер увеличивается на 0,05 мм.
Как открытые, так и закрытые форсунки могут быть изготов-
лены с однодырчатыми и многодырчатыми соплами. Сверления
отверстий многодырчатых сопел производятся так, чтобы их оси
пересекались в одной точке, лежащей на оси форсунки.
Перед постановкой сопла проверяется точность изготовления
отверстия просмотром его через микроскоп при 20—30-кратном
увеличении и определяется помощью калибра диаметр сверлений.
У многодырчатых форсунок дополнительно определяется совпаде-
ние угла наклона осей выходных отверстий. Кроме того, сопло,
установленное в форсунку закрытого типа, должно быть проверено
на герметичность стержня иглы относительно корпуса распылителя
и плотность прилегания иглы к седлу. Наконец, на специальной
установке по проверке работы сопел форсунок необходимо убеди-
ться в том, что сопло четко распиливает топливо и, если оно много-
дырчатое, что отдельные отверстия сопла дают правильный конус
распыливания и одинаковый или соответствующий расход топлива.
§ 87. Форсунка авиадизеля Паккард
Форсунка Паккард относится к форсункам открытого типа с
регулируемым выходным отверстием. Стальной корпус 22 форсунки
(фиг. 272) ввернут в корпус насоса так, что насос и форсунка
составляют одно целое.
В переднюю часть корпуса ввернут наконечник 23, внутри кото-
рого проходит игла 24 форсунки. Пружина 25 прижимает иглу к
стопорному болту 26, ввернутому в головку 27. Положение стопор-
ного болта фиксируется контргайкой 30. Головка 27 завернута в
корпус форсунки и законтрена предохранительным колпаком 28.
Топливо из насоса по каналу 29 и далее по каналу вдоль иглы фор-
сунки через кольцевой зазор между иглой и гнездом наконечника
поступает в камеру сгорания. Величина кольцевого зазора может
регулироваться стопорным болтом 26.
§ 88. Форсунка авиадизеля Юнкере
Форсунка Юнкере относится к форсункам открытого типа с по-
стоянным сечением выходного отверстия. Разрез форсунки пред-
ставлен на фиг. 290.
Стальной корпус 7 форсунки снаружи в своей верхней части
обработан в виде шестигранника и в нижней части снабжен резьбой.
Внутри корпуса посажена игла 2, упирающаяся своим нижним
концом в коническое седло корпуса форсунки. Вершина конуса
393
Фиг. 290. Форсунка авиа-
дизеля Юнкере.
иглы находится точно против выходного отверстия 3 корпуса фор-
сунки. Игла имеет осевой канал 4 и два выходных отверстия 5,
просверленных под углом 90°. На поверхности конического конца
иглы выфрезерованы два сходящихся прореза-желобка б. В верх-
ний торец иглы упирается конец нагнетательного трубопровода
7, к которому припаян наконечник 8. Плотное прилегание трубо-
провода к игле форсунки обеспечивается
зажимной гайкой 9, ввернутой в корпус
форсунки. В целях надежного уплотне-
ния и устранения возможной утечки топ-
лива из форсунки между наконечником
8 трубопровода и зажимной гайкой 9 по-
мещена уплотняющая втулка 10.
Топливо из насоса по нагнетательному
трубопроводу 7 поступает в осевой канал
4 иглы форсунки и затем в выходных
отверстиях 5 иглы разветвляется на два
потока, которые вновь встречаются у
выходного отверстия 3 корпуса форсун-
ки. Сталкиваясь между собою, эти два
встречных потока образуют струю распы-
ленного топлива в виде плоского веера.
Для обеспечения наилучших условий
сгорания топлива в цилиндре двигателя
Юнкере необходимо, чтобы плоскость
веера струи распыленного топлива была
перпендикулярна оси цилиндра двига-
теля. А так как направление плоскости
веера струи определяется положением
прорезов 6 иглы, то для правильной
установки форсунки в цилиндре двига-
теля на торце иглы сделаны специальные метки, указывающие
направление прорезов 6, по которым следует ориентироваться
при монтаже форсунки на двигателе.
§ 89. Форсунка Бош
Форсунка Бош относится к типу закрытых, гидравлически упра-
вляемых форсунок, давление впрыскивания у которых определяется
при прочих равных условиях, силою упругости пружины, действую-
щей на запорную иглу форсунки.
Форсунки Бош и их модификации, благодаря большой надеж-
ности, получили широкое применение в современных быстроход-
ных дизелях. Форсунки Бош выполняются с боковым и с торцевым
подводом топлива. На фиг. 291 дан разрез форсунки Бош с боковой
подачей топлива.
Топливо из насоса по нагнетательному трубопроводу подводится
к форсунке через штуцер 7, ввернутый в стальной корпус форсунки
2. В корпусе форсунки просверлены вертикальный и радиальный
каналы 3, по которым топливо поступает к кольцевой канавке 4
соплового наконечника 5 форсунки. Сопловой наконечник своей
394
торцевой поверхностью, с помощью гайки 6, плотно прижимается
к корпусу форсунки. Из верхней кольцевой канавки 4 топливо по
трем каналам 7 поступает в кольцевую выточку 8 наконечника фор-
сунки. Выходное отверстие в наконечнике закрыто иглой 9, которая
плотно прижимается к своему седлу пружиной 10 через шайбу 11
и промежуточный стержень 12.
Коническая запорная поверхность иглы форсунки, во избежа-
ние подтекания топлива, тщательно притерта к седлу в наконечнике.
Фиг. 291. Форсунка Бош с боковым подводом топлива.
Для устранения значительной утечки топлива из форсунки через
зазор между иглой и корпусом сопла боковая поверхность иглы
точно пришлифовывается к корпусу сопла, в котором она двигается
и имеет два лабиринтных кольцевых пояска.
Когда давление топлива, создаваемое насосом и действующее на
коническую поверхность иглы, будет достаточным для преодоления
сопротивления пружины, игла приподнимается, топливо с большой
скоростью проходит через отверстия сопла форсунки и в распылен-
ном виде поступает в камеру сгорания цилиндра. После отсечки
подачи топлива давление в нагнетательных трубопроводах падает
и игла под действием пружины садится на седло; вследствие этого
дальнейшее поступление топлива в цилиндр двигателя прекраща-
ется. С помощью регулировочного болтика 76 можно менять натя-
жение пружины 10 и, следовательно, давление впрыскивания. Поло-
395
жение регулировочного болтика фиксируется контргайкой 77.
Регулировочный винт с контргайкой защищен колпаком 19.
Контрольный штифт 18 служит для проверки действия форсунки.
Во время нормальной работы форсунки, если нажать пальцем на кон-
трольный штифт и прижать его к верхней головке стержня 12, лег-
ко обнаружить толчки иглы о штифт, обусловленные подъемом иглы.
Топливо, просочившееся вдоль иглы форсунки, отводится по шту-
церу 20 через обратный трубопровод в топливный бак. На неко-
торых типах форсунок Бош предусмотрен
запорный кран для выпуска воздуха и за-
полнения топливом нагнетательной маги-
страли перед запуском двигателя.
На фиг. 292 дан разрез форсунки Бош
с осевым подводом топлива. Этот тип фор-
сунки Бош по своей конструкции несколько
Фиг. 292. Форсун-
ка Бош с осевым
подводом топлива.
А
ii
Фиг. 293. Типы сопловых наконеч-
ников Бош.
отличается от описанной выше форсунки Бош, но принцип действия
и регулировка давления впрыскивани у обеих форсунок аналогичны.
Надо отметить, что регулировка давления впрыскивания у форсунки
с осевым подводом топлива неудобна, так как каждый раз для изме-
нения натяжения пружины приходится вывертывать из корпуса
головку форсунки.
Однодырчатые форсунки выполняются без цапф и с цапфами.
Цапфы приме няются различной формы и дают возможность менять
угол конуса струи в достаточно широких пределах, а также влиять
на изменение давления при впрыскивании.
Многодырчатые сопловые наконечники изготовляются с различ-
ным числом отверстий (от 2 и до 8 и выше), и с различным углом
396
между осями отверстий с диаметром от 0,15 мм и выше, причем,
как указывалось, каждый следующий размер диаметра отверстия
сопла увеличивается на 0,05 мм.
На фиг. 293 даны схемы различных сопловых наконечников.
Наконечник А называется соплом с цапфой (обозначается мар-
кой DN); сопла с цапфой всегда однодырчатые, причем отверстие
образовывается кольцевым зазором между отверстием в сопле
и цапфой—цилиндрическим или слегка коническим концом иглы
форсунки. Наконечники Б и В прдставляют сопла без цапфы,
приспособленные для одного и больше числа отверстий (обозна-
чаются маркой DL)*.Сопла
с цапфой выполняются та-
ким образом, что они мо-
гут дать угол конуса струи
от 4° доЗО°.
§ 90. Форсунка Коатален
Форсунка авиационного
двигателя Коатален отно-
сится к форсункам закры-
того типа с механическим
управлением подъема за-
порной иглы. Разрез фор-
сунки Коатален пред-
ставлен на фиг. 294.
Стальной корпус 7
форсунки в своей нижней
части имеет резьбу, на
которую навертывается
гайка 6, крепящая распы-
литель 5. Корпус форсун-
ки своими заплечиками
ложится на головку ци-
линдра двигателя и плот-
но к ней прижимается
посредством кольца 2 и
двух гаек 3 и 4. В осе-
вой канал корпуса поме-
щена запорная игла 10,
которая своим конусом
садится в седло распылителя и закрывает его выходное отверстие.
Запорная игла посредством сухарей 13 и 11 сцеплена с тарелкой 72,
которая своими краями выходит через боковые окна корпуса
и ложится на кольцевую шайбу 77.•Тарелка 72 г/рижимается к
шайбе 17 пружиной 15, которая верхним концом упирается в гайку
16, навернутую на корпус форсунки, а нижним концом—в шайбу 4.
* Например, DN30S2 обозначает сопло с цапфой, с углом распыливания
30°, малой модели (S) с диаметром цапфы 2 мм.
DL90S—обозначает сопло без цапфы, малой модели (S), с углом распыли-
вания 90°.
Д е 7 а
Фиг. 294. Форсунка авиадизеля Коатален.
397
Подъем запорной иглы ограничивается упором 9, вставленным в
корпус форсунки. К трубопроводу высокого давления 22 припаян
ниппель 18, который своим конусом плотно прижат гайкой 19
к коническому седлу корпуса. Втулка 77 посредством тяг связана
с рычагом 20 подъема иглы. Шарик наконечника рычага дви-
жется по кулачку 23 валика газораспределения. Кулачок сделан
коническим и может перемещаться вдоль валика газораспреде-
ления.
Топливо из насоса по трубопроводам 24 и 22 поступает в фор-
сунку, затем проходит через отверстия в ограничителе 9, заполняя
полость непосредственно над распылителем. С момента набегания
кулачка 23 на наконечник рычага 20 последний приподнимается,
а вместе с ним посредством двух тяг поднимается втулка 17 и, сле-
довательно, запорная игла. При этом пружина 15 сжимается,
а игла открывает выходное отверстие распылителя и топливо
впрыскивается в цилиндр двигателя.
Посадка иглы в седло распылителя производится под действием
пружины 75 в тот момент, когда наконечник рычага сойдет с кулач-
ка 23. Момент начала и продолжительность впрыскивания топлива
в цилиндр двигателя зависят от установки кулачка 23 относитель-
но шарика наконечника рычага. Перемещением кулачка можно
изменять момент начала и продолжительность подачи топлива во
время работы двигателя.
Регулировка форсунки на одинаковое начало и продолжитель-
ность впрыскивания достигается, во-первых, точностью изготовле-
ния и установки кулачков и деталей форсунки, и, во-вторых, изме-
нением зазора между рычагом и кулачком.
Сопло форсунки Коатален имеет 9 отверстий по 0,13 мм в диа-
метре.
§ 91. Сравнение открытых и закрытых форсунок
Открытая форсунка имеет одно бесспорное преимущество перед
закрытой—она проще по конструкции, так как в ней отсутствуют
трущиеся детали, в ней нет сильных пружин, ^производящих удар-
ную посадку иглы на седло. Однако, открытая форсунка имеет ряд
недостатков- менее отчетливый впрыск в начальной стадии распы-
ливания; значительное изменение давлений впрыскивания при
изменении числа оборотов; большую склонность к подтеканию
топлива.
Менее отчетливый впрыск топлива в начальной стадии распыли-
вания объясняется тем, что топливо начинает поступать в цилиндр
уже при небольшой разности давлений, теоретически как только
давление в трубопроводе станет больше давления в цилиндре. В
закрытой же форсунке впрыск может начаться только тогда, когда
давление в трубопроводе возрастет до такой величины, что преодо-
леет силу затяжки пружины. Поэтому распыливание в начальной
стадии у открытых форсунок будет более грубое, чем у закрытых;
особенно это сказывается при малом числе оборотов двигателя. В
случае закрытых форсунок среднее давление распыливания в извест-
ной степени возрастает с увеличением числа оборотов, но оно не
сильно меняется и не бывает ниже определенной величины, завися-
398
щей от затяжки пружины. Поэтому в области малых оборотов рас-
пиливание вполне удовлетворительное. У открытых форсунок дав-
ление распыливания изменяется примерно пропорционально квад-
рату числа оборотов.Если для упрощения задачи пренебречь сжи-
маемостью топлива и колебанием давления в нагнетательной полости
вспрыскивающей системы, то при заданном сечении плунжера и
суммарном сечении отверстий форсунки скорость топлива в отвер-
стии сопла wc будет пропорциональна скорости плунжера щ„. Это
следует из уравнения расхода
Fn - wn = fc • wc,
где Fn и /с—сечения плунжера и отверстий сопла. С уменьшением
числа оборотов мотора пропорционально уменьшается скорость
плунжера и, следовательно, скорое.ь струм топлива; таким образом
юс=кп.
С другой стороны, по уравнению Бернулли, скорость связывается
с перепадом давлений формулой:
V IT F IT
здесь Рф—давление в форсунке;
—давление в цилиндре;
Yr—удельный вес топлива;
Р-—коэфициент скорости.
Отсюда
Sp = ktw2c
или
Ар = к2п2.'
Таким образом, если число оборотов уменьшается в четыре раза,
разность давлений падает грубо в 16 раз. Если подобрать сечение
сопла /стак, чтобы скорость струи на больших оборотах обеспечи-
вала тонкое распыливание и достаточную дальнобойность, то на ма-
лых оборотах распыливание будет очень грубым. Поэтому прихо-
дится выбирать сечение сопла меньше, чтобы получить хорошее
распыливание на малых оборотах; из-за этого на больших чис-
лах оборотов возникают очень" высокие давления. На двигателе
Юнкерса давления распыливания на больших числах оборотов
достигают величин 700 и выше атмосфер.
Подтекание топлива представляет самопроизвольный и несвое-
временный выход капелек из отверстия форсунки, причем подте-
кание обычно связано с плохим распиливанием. Плохо распылен-
ная капля топлива часто даже не отрывается о г сопла форсунки и
образует при неполном сгорании у отверстий плотный нагар, с
течением времени искажающий отверстия и ухудшающий нормаль-
ное распыливание. При закрытой форсунке, с четко работающей
иглой и при достаточном снижении величины остаточного давления
в трубопроводе, подтекание топлива не наблюдается. При открытой
39»
форсунке после впрыска, когда обратные клапаны у насоса закры-
ваются, топливо в нагнетательной магистрали расширяется, умень-
шая сво, давление; при этом часть топлива вытесняется через откры-
тые отверстия в цилиндр, подтекание у открытой форсунки возмож-
но и в начале впрыска. Подтекание обусловлено не только сжатием
и расширением топлива, но и другими причинами, „связанными с
неустановившимся движением. Эти причины сильнее влияют в слу-
чае открытых форсунок. Чтобы уменьшить подтекание топлива,
Угол поворота кулачкового вала вградусаг
Фиг. 295. Диаграммы давлений в трубопроводе открытой и
закрытой форсунок.
особенно важно в случае открытых форсунок сократить длину нагне-
тательного трубопровода. Так обычно и делают. В авиадизеле Пак-
кард нет трубопровода, а у авиадизеля Юнкере трубопроводы весь-
ма короткие. На фиг. 295 даны диаграммы давлений в трубопроводе
закрытой и открытой форсунок. График подтверждает вялый впрыск
в начале и большое подтекание топлива в конце впрыска для случая
открытой форсунки.
§ 92. Регулировка форсунок
Для обеспечения правильной работы двигателя необходимо все
его форсунки отрегулировать на одинаковое давление впрыскива-
ния топлива.
Разные давления впрыскивания, отдельными форсунками, как
правило, вызывают: изменение качества распыливания топлива
в отношении его тонкости, однородности и дальнобойности струи;
изменение количества подаваемого топлива в цилиндры двигателя
отдельными плунжерами вследствие изменения коэфициента
подачи насоса.
Все это приводит к неравномерному распределению нагрузки по
цилиндрам двигателя, увеличивает часовой расход топлива и увели-
чивает неравномерность работы двигателя.Поэтому регулировке
400
Фиг. 296. Прибор МД-25 для
регулировки закрытых фор-
сунок.
форсунок на одинаковое давление впрыскивания надлежит уделять
1Жное внимание.
Регулировка открытых форсунок достигается путем подбора
диаметра сопловых отверстий, а закрытых форсунок, кроме того,
еще и путем изменения затяжки пружины. Перед регулировкой
закрытых форсунок прозводится проверка распылителей на герме-
тичность методом опрессовки; проверяются—плотность прилегания
иглы к гедлу и плотность иглы относи-
тельно корпуса распылителя; в первом
случае должна быть обеспечена абсо-
лютная плотность, во втором случае
критерием герметичности служит ско-
рость или время падения давления
топлива в форсунке.
Регулировка форсунок производится
на установках, изготовляемых специ-
ально для этой цели. Например, нафиг.
296 представлен прибор для регули-
ровки форсунок типа МД-25, изгото-
вляемый Куйбышевским карбюраторно-
арматурКым заводом. Прибор МД-25
состоит из топливного бачка 7, одно-
плунжерного насоса 2, приводимого
в действие от руки рычагом 74, и мано-
метра 3. Более точная регулировка за-
тяжки форсунки достигается в том слу-
чае, когда между насосом и форсункой
аккумулятор, благодаря которому колебание давления небольшое;
при этом насос приводится в действие от электромотора. Кроме
затяжки форсунки, при регулировке проверяется четкость впрыска
на больших и малых скоростях подачи топлива. В многодырчатых
форсунках иногда проверяется угол между осями отверстий и
подача топлива через отдельные отверстия.
помещается резервуар—
§ 93. Сжимаемость жидкого топлива ’
При высоких давлениях впрыскивания топлива (200—700 ат)
сказывается влияние сжимаемости жидкого топлива. Сжимаемость
топлива характеризуется коэфициентом сжимаемости, который
представляет собою относительное уменьшение объема жидкости на
каждый кг/см2 изменения давления. Отсюда следует, что размер-
ность коэфициента сжимаемости р получается от деления отвлечен-
ного числа на размерность давления, т. е. размерность
Величина, обратная коэфициенту сжимаемости р, называется
модулем упругости Е. Размерность [Е = кг1см2].
Коэфициент сжимаемости топлива зависит от величины измене-
ния давления и температуры топлива.
/
26 Т. М. Мелькумов 401
На фиг. 297 приведена кривая зависимости коэфициента сжима-
емости топлива от изменения давления (по Александеру). Ордината
любой точки кривой показывает среднюю величину коэфициента
сжимаемости при изменении давления от нуля до давления, соответ-
ствующего абсциссе этой точки. Данные опыты были проведены при
Коэффициент сжимаемости
Фиг. 297. Зависимость коэфициента
сжимаемости топлива от изменения
давления (по опытам Александера).
Фиг. 298. Зависимость коэфициента
сжимаемости топлива от изменения дав-
ления (по опытам НИДИ)
постоянной температуре. Из этой кривой следует, что коэфициент
сжимаемости топлива убывает по мере увеличения предела повыше-
ния давления. Аналогичные опыты были проведены в Научно-
исследовательском дизельном институте (НИДИ); результаты этих
Фиг. 299. Зависимость коэфициента сжимаемости топ-
лива от температуры (газойль ут=0,8812).
опытов, представленные на фиг. 298, подтверждают опыты Алексан-
дера, но дают несколько более высокие значения коэфициента сжи-
маемости. Опытами, проведенными в НИДИ, получено, что в случае
полного отсутствия воздуха в топливе и приборе, в котором проис-
ходит сжатие топлива, коэфициент сжимаемости р не зависит от
пределов давления и остается постоянным.
402
На фиг. 299 дана кривая зависимости коэфициента сжимаемости
топлива от температуры для газойля удельного веса 0,8812. Эта
кривая получена по опытам Джессупа. Как указывает график,
с увеличением температуры топлива, коэфициент сжимаемости
заметно увеличивается.
Сжимаемость топлива оказывает влияние на момент фактичес-
счого начала впрыска топлива в цилиндр, на четкость впрыска и
на размеры топливного насоса.
§ 94. Расчет диаметра отверстий сопла форсунки
< Расчет сопла форсунки сводится к определению диаметра отвер-
стий в зависимости от числа их и количества топлива, впрыскивае-
мого за один ход плунжера при выбранных или заданных давлениях
впрыскивания и продолжительности подачи топлива. Обычно,
исходя из типа и размеров камер1ы сгорания и базируясь на экспе-
риментальных работах, задаются наивыгоднейшим числом отвер-
стий сопла форсунки и количеством форсунок на- один цилиндр.
'Количествотоплива, впрыскиваемого каждой форсункой за один
рабочий ход двигателя, подсчитывается по формуле:
Се Ne г
2 60 nimyT
CM3,
где Ne—номинальная мощность двигателя, л. с.;
Се—удельный эффективный расход топлива на номинальном
режиме, г)э. л. с. ч.;
z—число тактов двигателя;
п—номинальное число оборотов двигателя в минуту;
z—число цилиндров двигателя;
т—число форсунок на каждый цилиндр двигателя;
ут—удельный вес топлива, г/см3.
Если выбрана продолжительность подачи топлива в градусах
угла поворота коленчатого вала, то время впрыскивания опреде-
ляется по уравнению:
а
6п
где а—продолжительность подачи топлива в градусах угла
поворота коленчатого вала;
п—номинальное число оборотов двигателя в минуту.
Для современных быстроходных дизелей продолжительность
впрыскивания топлива по углу поворота коленчатого вала нахо-
дится в пределах от 10 до 25°. Так, например, авиационные двига-
тели ЮМО-4 и ЮМО-205 имеют продолжительность впрыскивания
а=10—15° по углу поворота коленчатого вала.
При конструировании двигателя продолжительность впрыска
выбирается ориентировочно, исходя из особенностей двигателя
(камера сгорания, обороты, тип форсунки).
Наивыгоднейшая продолжительность подачи топлива оконча-
тельно определяется экспериментальным путем на работающем
26* 403
двигателе при его доводке. Строго говоря, скорость истечения из от-
верстия сопла есть величина переменная, так как за время впрыска
изменяется как давление впрыскивания, так и противодавление в
цилиндре. Однако, считают возможным среднюю скорость истечения
топлива из сопла форсунки приближенно определять из уравнения
w = 102 у 2g Рф Pg м/сек,
где g— ускорение силы тяжести 9,81 м/сек2-,
Рф — давление впрыскивания, кг/см2;
рц —давление вцилиндре двигателя в момент впрыскивания,кг/см2;
ут —удельный вес топлива, кг/м3.
Давление впрыскивания топлива р$, как и продолжительность
подачи топлива а, выбирается ориентировочно, исходя из стати-
стических данных по моторами экспериментальных лабораторных
данных и в зависимости от необходимой тонкости и дальнобойности
распыливания. Окончательно наивыгоднейшее давление устана-
вливается опытным путем на работающем двигателе.
Современные быстроходные дизели работают в среднем с давле-
нием впрыскивания, изменяющимся в следующих пределах:
дизели однополостные с форсункой
открытого типа рф = 500—700 кг 1см2;
закрытого типа рф = 200—300* кг/см2;
дизели с предкамерой рф = 60—120* кг/см2;
дизели с камерами сгорания Акро, Ланова и др. рф = 80—1501 кг/см2.
Суммарная площадь всех отверстий сопла форсунки / опреде-
ляется по уравнению расхода:
/ = ----—--<712 см*>
1 у. w с • 102 ’
где (х—коэфициент истечения сопла, в среднем равный 0,7—0,8;
w—средняя скорость струи, м/сек.
Диаметр сопла форсунки определяется по формуле:
d = 10 1/ -г- мм,
Г ~к
где к—число одинаковых отверстий сопла форсунки;
/—суммарное сечение, см2.
Полученный диаметр сопла следует округлить до ближайшей
большей или меньшей величины; как указывалось, принято диамет-
ры отверстия сопел изготовлять через 0,05 мм для удобства сверле-
ния и контроля. Значение размеров отверстий сопла для всего про-
цесса впрыскивания огромное. Вышеприведенный расчет является
весьма приближенным, не учитывающим целый ряд факторов
неустановившегося движения топлива при совместной работе всей
впрыскивающей системы.
* Указано давпение затяжки форсунки.
404
§ 95. Расчет основных размеров топливного насоса
элементами как в
F
’#/////'&
Фиг. 300. К расчету основных
размеров топливного насоса.
/°1
|45
L Топливный насос должен обеспечить: четкое начало впрыска й
резкую отсечку подачи во избежание подтекания топлива; определен-
ные скорости плунжера в период фактического впрыскивания топлива
через форсунку для достижения желательной тонкости и закономер-
ности распыливания как при больших, так и при малых оборотах;
I надежное всасывание топлива в полость насоса при больших обо-
ротах, чтобы исключить опасность разрыва струи и образования
газовых и воздушных пробок; в многоцилиндровых конструкциях
равномерность подачи топлива отдельными
области максимальных и эксплоатаци-
онных оборотов, так и в области малых
чисел оборотов: определенную продолжи-
тельность и закономерность впрыска;
возможность перегрузки двигателя. Эти
условия влияют на конструкцию насоса
и размерность насоса. Требование надеж-
ного всасывания и резкой отсечки опреде-
ляет размеры всасывающих и перепускных
органов и, при намеченном профиле топ-
ливного кулачка диктуют также величину
холостого хода плунжера. Продолжитель-
ность и закономерность подачи влияет на
профиль кулачка и диаметр плунжера.
Равномерность подачи в области боль-
ших и малых оборотов в многоцилиндро-
вых конструкциях ставит определенные
ограничения в отношении диаметра и хода
плунжера насоса. Наконец, перегрузочный
режим мотора определяет величину полез-
ного объема насоса. Здесь мы не приводим
всех требований, предъявляемых к топлив-
ному насосу быстроходного дизеля; они
приведены в общих чертах в другом месте; мы перечислили только
главнейшие условия, с учетом которых должны быть намечены основ-
ные размеры насоса. Под основными размерами понимается диаметр
и ход плунжера.
Рассмотрим схематически, из каких элементов складывается ход
плунжера или какими дополнительными элементами сопровождается
фактически впрыснутое насосом количество топлива. Для определен-
ности предположим золотниковый насос типа Бош.
Пусть горизонталь 7—7 соответствует нижней мертвой точке
плунжера, а горизонталь II—II верхней мертвой точке (фиг. 300);
полный ход плунжера равен S. При движении снизу вверх плунжер
должен перекрыть всасывающие и перепускные окна; теоретически
до положения торца плунжера III—III нагнетания не происходит.
Если насос клапанного типа, то при ходе плунжера вверх происходит
запаздывание посадки всасывающего клапана. Таким образом от хода
плунжера 5 до начала нагнетания теряется часть хода , чему соот-
ветствует объем насоса AVB. Высота окон и, следовательно, величина
405
ASB в насосах золотникового типа назначается конструктивно и должна
обеспечить наполнение полости Насоса на максимальных оборотах,
а также достижение определенной скорости плунжера для более отчет-
ливого впрыска с начального момента (см. фиг. 266). Вслед за этим
начинается повышение давления во впрыскивающей системе до давле-
ния впрыскивания. Это связано со сжатием топлива.
Пусть V'—объем топлива в полости насоса;
р0—давление топлива в насосе к началу нагнетания;
V"—объем топлива в трубопроводе и форсунке;
Рост—остаточное давление в нагнетательном трубопроводе
после впрыска;
Pt—коэфициент сжимаемости топлива от давления р„ до
давления впрыска Рф;
—коэфициент сжимаемости топлива от давления рОсл R0
давления впрыска р$;
Рф—давление затяжки форсунки и, точнее, среднее факти-
ческое давление впрыска в форсунках закрытого и откры-
того типа.
Можно найти сокращение объема топлива во впрыскивающей
системе при повышении давления:
Д (Рф — Ро) + " (рф — рост).
Сжатие топлива и сокращение его объема на АУ, должно быть
компенсировано ходом плунжера ASV
При повышении давления впрыскивающая система деформируется
хотя и очень ма'ло, так как все детали делаются толстостенными.
Если ДУ2—увеличение объема впрыскивающей системы из-за ее
расширения, то плунжер должен пройти путь AS2, чтобы заполнить
топливом освободившийся при расширении объем. Размеры стенок
насоса и форсунки гарантируют неподатливость, жесткость; в этом слу-
чае остается учесть только расширение топливопровода по формуле:
AVa = ^[(rBH + Ar)2-^H]L,
где Гвн—внутренний радиус трубопровода;
L—длина трубопровода;
Дг—увеличение внутреннего радиуса трубопровода.
Увеличение радиуса трубопровода можно подсчитать по формуле
Ляме:
ДГ = (Рф—Рост) ~~р
L- гн гвн J
Здесь гн—наружный радиус трубопровода;
Е—модуль упругости материала трубопровода (Е=2.108);
о—коэфициент поперечного сжатия (а=0,3); остальные вели-
чины уже были определены.
При впрыскивании имеют место утечки, которые очень малы и
составляют в зависимости от состояния насоса 0,5—2% от количества
впрыскиваемого топлива на номинальном режиме- Эти утечки компен-
сируются добавочным объемом ДУ а описываемым плунжером, или ходом
406
'ftSg. Говоря об утечках, имеются в виду не ничтожные утечки из
рабочей полости в картер насоса, а, главным, образом утечки из
рабочей полости насоса в полость всасывания за время нагнетания. Эти
утечки относительно могут быть особенно значительны на малых
подачах.
Когда плунжер доходит до положения IV—IV, при котором начинают
открываться перепускные окна, то теоретически нагнетание прекраща-
ется и дальнейший ход плунжера ASn до ВМТ затрачивается на пере-
пуск топлива из рабочей полости насоса в полость всасывания. Этот
перепуск необходим как по соображениям регулировки мощности
двигателя, так и для того, чтобы для процесса впрыскивания исполь-
зовать только часть профиля кулачка, на которой скорость плунжера
достаточно велика.
В действительности, в зависимости от состояния торцевой кром-
ки плунжера и числа оборотов кулачкового валика начало по-
вышения давления может произойти позже или раньше момента
достижения плунжером горизонтали III—III, а отсечка может не
совпасть с горизонталью IV —IV. На больших числах оборотов
фактическое повышение давления начинается еще до того, как
плунжер перекроет отверстия, это соответствует увеличению
объема впрыскиваемого топлива на АГ' и хода соответственно на
AS'. Кроме того, фактическая отсечка не соответствует горизон-
тали IV—IV, а из-за дросселирующего влияния малых в начале
перепускных сечений нагнетание еще продолжается, причем плун-
жер проходит путь AS", чему отвечает добавочное количество
впрыснутого топлива ДГ".
TjiKHM образом теоретически впрыскиваемый объем топлива
равен Га и определяется величиной активного хода Sa от горизон-
тали III—III до горизонтали IV —IV. Фактический же объем
впрыснутого топлива на основании изложенного будет:
Гт = Га + ДГ' + ДГ"-ДГ,-ДГ2-ДГ3
или, соответственно, фактический ход
ST = Sa + AS' + AS" - AS, - AS2 - AS3.’
Величины ДГя и ДГ3, как указывалось, очень малы. В случае
открытых форсунок после отсечки насоса в трубопроводе происхо-
дит падение давления, связанное с подтеканием топлива; кроме того,
объем трубопровода V" в системах с открытыми форсунками, как
указывалось, очень мал; поэтому фактическая величина объема ДГ,,
на который затрачивается ход AS,, очень мала.
Отношение
VT ST
Га Sa
называется коэфициентом подачи насоса.
Очевидно, если
ДГ'4-ДГ">ДГ, + ДГ2 + ЛГа,
407
что возможно на больших оборотах для случая открытой форсунки
с короткими трубопроводами и хорошо изготовленным насосом',
то в этом случае
VT> Va
и
?1н> 1-
Практически при испытаниях насосов Юнкерса с открытой фор-
сункой иногда получается т]н>1- Обычно 7)н<1.
Из изложенного следует, что коэфициент подачи насоса учиты-
вает не только гидравлические потери в насосе, но и работу всей
впрыскивающей системы в целом. Следовательно, коэфициент по-
дачи 7]н зависит от условий работы всей впрыскивающей системы.
Вообще говоря, возможно коэфициентподачи относить не к актив-
ному ходу, а к полному. В этом случае получим
“Пн = -< -Чн •
Мы будем придерживаться более распространенного метода
определения '/]н, относя его к активному ходу плунжера.
Полный объем насоса будет
или VH = ДКВ + Ка + ДКп
V I
VH = -^+(AVB+AVn). (226)
Чн
Аналогично для
S = -^ + (4SB+ASn).
Объем топлива FT, впрыскиваемого в цилиндр, определяется для
номинальной подачи с учетом перегрузки двигателя на 25—30%
по подаче топлива насосом; таким образом:
Здесь все величины те же, что и в случае расчета сопла форсунки;
к—число насосов на один цилиндр.
Для насосов золотникового типа
Л7В +ДУп = (0.5-^0,6)Уп.
Подставляя в формулу (226), получим
+(0,5-0,6) Гн,
'Ч
откуда
VT
Ун=(2 —2,5) —
Коэфициент подачи насоса следует выбирать по данным опыта
для впрыскивающей системы, аналогичной данной по насосу, трубо-
408
проводу (длина и диаметр), форсунке (тип, сечение сопла, затяжка)
и числу оборотов. Для насоса типа Бош с закрытой форсун-
кой ориентировочно можно принять т]н = 0,85—0,9, а для насоса
типа Юнкере с открытой форсункой -/)н = 0,9—1,0.
На фиг. 215 был приведен график изменения коэфициента
подачи насоса БошРЕ! В75 А диаметром плунжера 7,5 мм и ходом
10 мм. Коэфициент подачи дан в зависимости от числа оборотов для
различных давлений за-
тяжки форсунки и при не-
изменном положении рей-
ки подачи топлива. Чем
меньше активный ход
плунжера, тем сильнее
падает коэфициент пода-
чи насоса с уменьшением
числа оборотов (фиг. 301).
Если на каждый ци-
линдр двигателя ставится
один насосный элемент,
то отношение хода к диа-
метру, с учетом работы
насоса на малых оборо-
тах скоростей плунжера
4. Л =26мм
Фиг. 301. Зависимость коэфициента подачи
насоса от числа оборотов при разных положе-
ниях рейки. Насос Бош PEIB75; давление
затяжки пружины форсунки 150 кг)смг.
и размеров насоса, можно
выбрать равным:
^-=1,2-2,0,
причем меньшие величины получаются для крупных насосов. Если
каждый цилиндр обслуживается двумя насосными элементами, то
при условии выключения одного насосного элемента в области
малых чисел оборотов можно принять g<l.
§ 96. Трубопроводы высокого давления
Трубопроводы высокого давления соединяют насос с форсунками.
Высокие давления впрыскивания, сжимаемость топлива, колебание
давлений в трубопроводах, вибрация трубопроводов при работе
мотора предъявляют к трубопроводам повышенные требования.
Основными требованиями являются: высокая прочность и жест-
кость трубопровода для противодействия переменным paspbiBaieYniiM
усилиям от сил давления в период впрыскивания и для максималь-
ного уменьшения деформации при впрыске; достаточная эластич-
ность, чтобы легко производить необходимые изгибы трубопро-
вода и надежно противостоять действию вибраций от впрыска;
надежность присоединения трубопровода к форсунке и насосу;
полная герметичность в местах соединения; гладкая внутренняя
поверхность без сужений и расширений для уменьшения гидравли-
ческих сопротивлений в трубопроводах.
Для удовлетворения первым двум требованиям трубопроводы
высокого давления изготовляются из цельнотянутой стальной
409
заготовки с наружным диаметром труб 6—8 мм и внутренним от .
до 3 мм, причем каждый следующий размер диаметра увеличивается
на 0,5 мм.
Расчет трубопровода на прочность обычно не производится,
так как для большей жесткости его прочность делают в 5—8 раз
Фиг. 302. Типы соединений трубопроводов высокого давления.
больше, чем это требуется. Каждый трубопровод должен подвер-
гаться гидравлическому испытанию на давление от 800 до 1 000 ат.
feHa процесс впрыскивания весьма отрицательно сказываются
местные сужения и расширения внутреннего диаметра трубопро-
вода. Поэтому необходимо применять цельные трубопроводы, не до-
пуская их соединений между собой. В целях создания надежного
410
и герметичного крепления трубопроводов на быстроходных дизелях
применяются исключительно нипельные соединения. Пайка нипель-
ных наконечников применяется редко, так как она не всегда
Надежна. Фирма Бон. нипельный наконечник выжимает непосред-
ственно из трубки. Для этой цели применяется специальный руч-
ной пресс (Бош, МД-28).
На фиг. ЗС2 представлены применяемые виды соединений тру-
бопроводов с форсунками и насосами.
§ 97. Топливные фильтры
Высокая точность изготовления игл и сопел форсунки, а также
плунжеров, втулок и нагнетательных клапанов насосов, точная
пришлифовка этих ответственных деталей и малые диаметры выход-
ных отверстий сопел форсунки требуют особо тщательной фильтра-
ции топлива.
Наличие в топливе всякого рода механических твердых частиц
может вызвать заедание и значительный износ плунжеров, нагне-
тательных клапанов и игл
Фиг. 303. Топливный фильтр Бош.
форсунок; износ отдельных
элементов насоса может быть
неодинаковым, что неизбеж-
но приводит к нарушению
равномерной дозировки топ-
лива по цилиндрам двигате-
ля. Кроме того, твердые час-
тицы могут засорить сопла
форсунок. Все это приводит
к нарушению правильной ра-
боты впрыскивающей систе-
мы и, следовательно, может
нарушить бесперебойную и
надежную работу двигателя
в целом. Таким образом от
качества фильтрации топлива
зависит надежная работа ди-
зеля; поэтому дизельное топ-
ливо должно подвергаться
тщательной фильтрации.
Нельзя ограничиться од-
ной лишь фильтрацией топли-
ва перед заливкой его в бак даже при наличии фильтрующей сетки
в топливном баке. Необходимо на пути топлива от бака к форсунке
устанавливать специальные фильтры, допускающие тонкую фильт-
рацию. Обычно такие фильтры устанавливаются между вспомога-
тельной топливной помпой и насосом. Фильтр должен быть на-
столько плотным, чтобы он мог задержать частицы самого мелкого
размера, которые находятся в воздухе и могут попасть в топливо.
Размер пылинок, находящихся в воздухе, бывает в пределах от 0,02
до 0,002 мм и металлическая сетка, даже большой плотности, не в
состоянии очистить топливо от мельчайших твердых частиц; поэтому
411
применяемые в дизелях фильтры имеют двойную фильтрацию:
первую—грубую через металлическую сетку и вторую—тонкую—-
через полотно или бязь.
Для того чтобы фильтр не имел большого гидравлического сопро-
тивления и чтобы частицы пыли и грязи успевали оседать, скорость
топлива в фильтрах должна быть порядка 0,4—0,8 м[сек.
На фиг. 303 показан топливный фильтр Бош. Топливо через
штуцер поступает в камеру 5 корпуса фильтра 7, проходит через
металлическую сетку б, далее через полотно 7 поступает в камеру 8,
откуда через штуцер направляется к топливному насосу. Выпуск
воздуха из фильтра, при его заполнении топливом, производится
через пробку, ввернутую сбоку в крышку 2 головки фильтра.
На фиг. 304 представлен топливный фильтр типа ВФ-1 Куй-
бышевского завода. Топливо через штуцер 7 поступает в камеру 2
Фиг. 304. Топливный фильтр ВФ-1.
и заполняет пространство между корпусом 3 и фильтрующими
фетровыми пластинками 4. Затем топливо проходит между фильт-
рующими пластинками и поступает во внутреннюю полость 5 решет-
чатого каркаса 6, откуда по трубке 7 и через выходной штуцер 8
топливо подается к топливному насосу. Винт 9 служит для выпуска
воздуха при заполнении фильтра топливом. Для спуска загрязнен-
ного топлива служит пробка 10. Фильтр ВФ-1 так же, как и фильтр
Бош, снабжен перепускным редукционным клапаном, действие кото-
рого заключается в том, что в случае повышения давления в фильтре
клапан перепускает топливо из полрети 5 фильтра обратно в топ-
ливный бак или во всасывающий трубопровод предпомпы. Этим
обеспечивается постоянство давления во всасывающей полости
насосов.
412
При установке фильтра на двигатель необходимо помещать его
так, чтобы фильтр всегда был заполнен топливом и чтобы была воз-
можность быстрого и уверенного удаления воздуха перед запуском.
Чистка и промывка фильтров производится через каждые 40—
50 часов работы двигателя, а иногда и чаще.
§ 98. Подкачивающие помпы
Нередко топливные баки расположены или ниже дизельного
насоса или недостаточно высоко по отношению к нему, вследствие
чего напор топлива из бака не может преодолеть гидравлического
сопротивления всасывающих трубопроводов и фильтра и обеспечить
нормальную работу насоса. Возникает необходимость подкачивать
'топливо к насосу под избыточным давлением порядка не ниже
0,25—0,3 ат, а в отдельных случаях и выше. Для этой цели служит
вспомогательная подкачивающая помпа, приводимая в действие от
одного из приводов двигателя или непосредственно от валика насоса.
413
На авиационных дизелях применяются поршневые, коловратные
и шестеренчатые подмачивающие помпы.
На фиг. 305 представлена поршневая помпа Бош. Кулачок валика,
действуя на ролик 5 через толкатель 7 и шток 2, сообщает поршню 4
поступательное движение вниз. При этом движении поршня топливо
из бака засасывается в полость над поршнем, проходя через
фильтр 72 и всасывающий клапан 9.
Обратное движение поршень совершает под действием пру-
жины 14. При этом движении поршня всасывающий клапан закры-
вается, открывается нагнетательный клапан 13, и топливо нагнета-
ется через штуцер 8 в топливный фильтр и дальше к насосу. Давле-
ние подачи зависит от давления пружины 14, натяжение которой
регулируется винтом 15.
Количество подаваемого топлива регулируется автоматически
в зависимости от расхода топлива дизелем. Если производительность
помпы превышает потребность насоса, то за нагнетательным кла-
паном увеличится противодавление топлива, под действием которого
пружина 14 сожмется и поршень остановится в некотором среднем
положении; вследствие этого ход поршня уменьшится и тем самым
уменьшится производительность помпы. Упругость пружины 14
рассчитана так, что при наибольшем давлении топлива, равного
1,5 ат, производительность помпы равна нулю. В качестве подкачи-
вающих помп для дизеля может применяться любая бензопомпа
карбюраторного авиационного двигателя, правильно подобранная
по производительности.
*
ПЕРЕЧЕНЬ ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Н. Р. Брилинг, Двигатели внутреннего сгорания, ОНТИ, 1935.
Е. К. М а з и н г, Тепловой процесс двигателей внутреннего сгорания,,
ОНТИ, 1937.
А. В. Квасников, Тепловой расчет двигателей внутреннего сгорания,.
Энергоиздат, 1933.
Ф. 3 а с с, Бескомпрессорные двигатели дизеля, 1931.
Д. Р'. Пай, Авиационные двигатели, Оборопгиз, ч. I, 1939 г. ич. II, 1940 г.
К. Кёрнер, Конструирование дизелей, 1929 г.
Г. Д у б б е л ь, Двигатели внутреннего сгорания, 1928 г.
Г. Р. Рикард о, Быстроходные дёигатели внутреннего сгорания, Москва,
1932 г.
Д. Д ж од ж, Быстроходные дизели; перевод, редакция и дополнения С. Н. Ва-
сильева, 1938 г.
Н. И. В о р о г у ш и н, Двигатели тяжелого топлива, ч. I, вып. I, издание
Военной воздушной академии имени Жуковского, 1938 г.
Теория авиационного двигателя. Коллектив авторов под редакцией Е. П. Буг-
рова и А. Е. Заикина, Оборонгиз, 1940 г.
Н. В. Иноземцев, Основы термодинамики и кинетики химических реак-
ций, 1940.
Н. В. И н о з е м ц е в, Исследование и расчет рабочего процесса авиацион-
ного дизеля, 1941 г.
И. А. Меньшиков, Автотранспортные дизели, 1937 г.
Г. Г. К а л и ш, В. А. К о л о с о в, Н. М. Леви н-К о г а н, Быстро-
ходные дизель-моторы автотракторного типа, 1933 г.
В. Ш ю л е, Техническая термодинамика, т. I, кн. I, ОНТИ, 1935 г.
В. Шюле, Техническая термодинамика, т. П, ОНТИ, 1938 г.
В. Шюле, Новые таблицы и диаграммы для технических топочных газов,
1931 г.
Н. В. Иноземцев, Легкие дизели предкамерного типа, Энергоиздат}
1933 г.
В. Г. Л и б р о в и ч и Н. Н. Б р ы з г о в, Исследование предкамерного
двигателя, ОНТИ, 1937 г.
В. И. Дмитриевский и К. В. Холщевников, Нагнетатели
и наддув авиационных двигателей, Оборонгиз, 1939 г.
В. В. 1 У в а р о в, Газовые турбины, ОНТИ, 1935 г.
В. В. Уваров, Газотурбинный наддув двигателей, Труды ВВА.
Г. Г. К а л и ш и С. И. Алексеев, Выхлоп и продувка двухтактных
двигателей внутреннего сгорания. Дополнительная статья к русскому
изданию книги Гюльднера, 1928 г.
А. С. О р л и н, Продувка двухтактных быстроходных двигателей внутрен-
него сгорания, ОНТИ, 1935 г.
А. С. Орли н, Процессы выхлопа и продувки в двухтактных быстроходных
двигателях, Оборонгиз, 1940 г.
Т. М. Мель ку м о в, Испытание топлив для быстроходных дизелей, ОНТИ,
1935 г.
Т. М. М е л ь к у м о в, Определение основных размеров двигателя внутрен-
него сгорания, Баку, 1932 г.
Т: М. М е л ь к у м о в, Авиационные дизели, Военгиз, 1940 г.
Двигатели внутреннего сгорания, Сборники монографий из иностранной лите-
ратуры, т. I—V, 1936—1940 г.
Труды ЦИАМ, выпуски 6, 17, 21, 23, 25, 26, 27.
Сборники ЦИАМ № 4, 5 и 7.
Д. Л. Гольдштейн и Г. Д. Б е р н ш т е й н, Топливо и смазочные
масла для автотракторных дизелей, 1938 г. ,
Таблицы технических норм нефтепродуктов, изд. Наркомнефти Союза ССР,
- 1940 г.
Авиационные двигатели тяжелого топлива, ЦИАМ, 1932 г.
Основные вопросы развития быстроходных двигателей внутреннего сгорания.
Сборник переводов, 1932 г.
415
В. В. Власов, Быстроходные транспортные дизели, ОНТИ, 1936 г.
А. Е. Тиман, Быстроходные транспортные дизели, Гострансиздат, 1931 г.
Б. И. С и ф м а н, Экспериментальное исследование и метод расчета топлив-
ных систем типа Бош, Труды НЧДИ, Ленинград, 1941 г.
Б. Г. Л и б р о в и ч, К вопросу об определении энергии истечения из пред-
камеры, Дизелестроение, №№ 4—6, 1940 г.
I. W. Anderson, Diesel Engineering. New-Iork a. London, First Edition
1938 r.
P. Dumanois, Technoiogie des moteursa combustion interne, Paris, I_III,
A. L a b a r t h e, Le probleme de 1’injection d’un combustible liquide, Paris
1938 r.
H. R. Ricardo, Combustion in Diesel Engines, Lonaon, 1930.
A. W. Judge, Automobile and Aircraft Engines. Third edition, London,
1938 r.
F. P. P u r d a y, Diesel Engine Design. Fourth edition, London, 1937 r.
A. P i s c h i n g e r u. О. С о r d 1 e r, Gemischbildung undVerbrennung im
Dieselmotor. Wien, 1939 r.
P. M. H e 1 d t, High-Speed Diesel Engines. Secondedition, London, 1936 r.
P. Wilkinson, Diesel Aircraft Engines. 1936 r.
K. Schlaefke, Vorgange beim Verdicntungshub vonVorkammer—Diesel-
maschinen. VDI, № 33, 1931 r.
I. A. S p a n о g 1 e, C. W. Hicks a. H. H. F о s t e r, Increasing
the air charge and'seamerging the clearance vo'ume of a compression—igni-
tion Engine. Techn. Report NACA № 469, 1933 r.
W F. I о a c h i m a. E. G. Beardsley, The effect of fuel and cylin-
der gas densities on the characteristics of fuel sprays for oil engines. Techn.
Report NACA, № 281, 1927 r.
H. E. Miller a. E. G. В e a r d s 1 e y, Spray penetration with a simple
fuel injection nozzle. Techn. Report NACA, N" 222, 1926 r.
Le Mesurier a. Stansfield, Journal of the Inst, of Petroleum Techno-
logists, v. 17, № 93, 1931 r.
R. A. C a s t 1 e m a n, The mechanism of atomization accompanying solid in-
jection. Techn. Report NACA, № 440, 1932 r.
L. W. Morrison', Why the Lanova is an energy-chamber not air chamber
Diesel engine.—Diesel Power, февр. 1939 г.
I. J a 1 b e r t, L’injection dans les moteurs. L’aeronautique, № 239, 1939 r-
Pahl, Beitrage zur Erforschung des Ziindprob’.emes fliissiger Brennstoffe. Mlin-
chen, 1927 r.
P. Weber, Untersuchungen liber die Beziehungen denim Heereswaffenamt—
Priifmotor gemessenen Cetanzahl und dem Anlass'wert von Dieselkraftstof-
fen in der Praxis». Gel und Kohle, № 9, 1940 r.
A. W. Schmidt und F. M о h r y. Die Beeinflussung der Verbesserung-
vorgange im Dieselmotor durch Zusatz von Ztindbeschleunigern, speziell
von orgamschen Peroxyden zum Kraftstoff. Oel und Kohle, № 13, 1940 r.
Moore a. Kaye, The Oil end Gas Journal, v. 33, № 26, 1934.
Hill a. Coats, Ind. Eng. Chem., 20, 641—4, 1928 r.
Withers, Journal of the Inst, of Petroleum Technologists, 19, 1933.
Marder und S c h n e i d e r.—ATZ, Ns 8, 1937 r.
Hintze und M a r d e r.—YDI, t. 81, № 2, 1937 г
Dicksee—The Automobile Engineer, v. XXII, №№ 294 и 295, 1932 г.
К u e h n—Uber die Zerstau bung fliissiger Brennstoffe.—Motorwagen, v. 27, Heft
19 и след. 1924 г.; v. 28, Heft 2 и 4 за 1925 .
F. Dreyhaupt, Wirkung des Luftspeichers auf die Verbrennung in Lufts-
speicher—Dieselmaschinen. VDI, Ns 7, 1939 r.
F. Dreyhaupt, Vorgange in Verbrennungsraum beim Lanova—Djeselmo-
tor Forschung Ing.-- Wes., Bd. 9, 1938 r.
F. N a h m e r, Untersuchtingen liber den Verbrennungsvorgang im Vorkam-
mer—Dieselmotor.—Mlinchen, 1932 r.
Примечание. Работы иностранных; авторов, упоминаемые в книге
но не повторенные в перечне п-ст-ератургя; содержатся, преимущественно в «Сбор
никах монографий из иностранной Звй^ратурУ» r'm краткости здесь не выпи-
сываются. > h --------------- " >
4,6 • БИБЛИЖКА
Приложение
ОСНОВ Л ДАННЫЕ НЕКОТОРЫХ АВИАЦИОННЫХ КОНСТРУКЦИЙ ДИЗЕ1
Наименование мотора БрисТ"1ь- Феникс Пакк , i I ДН-ОЫ |fck*lH Джибер- сон А-1020 Клерже 14F-2 К терже КН Коаталеи Жатъбер- 1юар ЮМО- ‘ •>04 о.«С ЮМ0-;> | 2ЮМО IBMW-V4 BMW-114' ZOD-260 200 1 | 1
г — — —— -
Год выпуска . - . 1934 1930 1938 1 35 1938 1936 1936 1936 1936 ЮЭм 1 У 14 1935 9
Чисто цилиндров Q 9 4 14 16 12 16 6 6 н звезда двойная звезда
Расположение цитиндров Зведи Звезд Зве Двопна • V—45° V—60’ Н рядн >ядн ряДН- »везда
Охлаждение . во । швее ВОг/ШНС во^дг ш- ifnia 1 плазу*.*- жидко жидкостное жидкостное жидко- цк< т ное жи.-. постное жидко- I жидко- жидко- CTiK.i стпое воздуш- ное
rtk-.e н-эе мпе стное стное 2 4 4 2
Число тактов 4 4 4 > 4 4 4 ? 1 - 105 2х1и0 16, Л2 однопою- стная вих- ревая 18 130 155 6 155.6 120
Диаметр цилиндра, мм Ход поршня, мм 14ъ iyo 122.24 1 UC.4 1.30 140 140 !«• 180 200 150 170 130 130 120 2x210 10* ix iac 1и0 51 162 27.7 1о2 43.1 130 13-23
бнтраж мотора л . 28,7у 16,11 т.т 34.5 81,28 36 27 52 28,о 16 « Панова Ланова однопо-
Камера сжатия . . аднипп го стнзя ъдиоп^. стная в«и рева я г мак | катерей одного- мггма* диопо- «гстная ОДНОПОТО стная камера Жатьбера ОДНОпо постная вихревач «ая реи: Г постная вихревая 117 или 18 14.8 14.8 тости ая вихревая 15
Степень сжатия 14 16 15 12 1о 13 17 5.6
Среднее эффективное давление п,. i.omh- 8.9 6,9 7,3 6,3 1 8 1 7 3 7.4 9 9.5
нальиой мощности, мг'см* - ft *1 t> 1 7 М.0 6 . 2400 600 1000 280
Максимальная мощность, л с «о 2^ 7<ю 18С0 600 600 8" ' 21410 2000 2150 2050 1600
Максимальное чис ю оборотов в мни 2tt5i' 2000 2200 2400—2500 *5Й 22> .1? 750 2500—2-30 10000 45 520 900 260
Номинальная мощность, л г 4’й 225 ПО) 1«00 550 500 750 210 1 2050 I960 1560
Номинальное чисто оборотов к ммн 1900 I96U 1 — |<а> 2iXK) 2000 2230 1720 3000 1 4500 4500 (?) 0
Расчетная высота, м . . . . 2136 0 •J J5O0 — 3000 — 2500 39.2 19,1 20 8 19,7
Литровая мощность по но мина л с 14 4 11.“ JS.'1 11.4 18.2 15,3 18 2 25 2 -г 165
Расход топлива на силу-час по номиналь- ной мощности, г/э л.с ч . 180—24V 1 149 'ТО — 167 175—180 1Г—175 W 175—185 10—12 165—175 1»>4 8 175 3(?)
Расход масла, г,з л г ч >8 9 8 15 10 1 1180 878 1,095
Габариты мотора ширина или диаметр, мм дтина. мм . - . высота, мм Лобовая поверхность, Сухой вес мотора, кг . - - 1345 1092 1 423 494 vta 933 1,иб7 237 1 11» '?4Л s 800 2861 1250 1,0 1800 781 1721 964 0,731 530 — 560 ся 2153 1694 0,772 750 4 15 13 О.С' 5 19 » 720 2173 13^ ОЛлй 750 143С 2263 1262 1 1 81 1600 138’ | 1300 1,5 479 715
Удельный вес по номинальной »щно- 0,964 14,7 Коататен 1,0 - .2 Ю н»ерс 0, 30. 1<нке 0 R 0 84 0 795 11 21.7 Бош, 1
сти, кг л.с. .... Питровый вес, кг, л Тип и число насосов на цилиндр 1,19 17.2 Бош 1 1,053 14.7 Дорнер- Джизер 1.0 и • к 1,12 22,2 “ | 1,12 20,3 1 1. 2 l»V 45 1 Юнкере, 31 V 2 Юнкер 2 16.1 С, Бош, 1 16,6 Бош 1
Паккард соя. 1 с акумму- 2 |
Тип и число форсунок на цитиндр Закрыт., 1 Открыт Закрыт 1 Закрыт Закрыт лятором Закрыт, с мех. управ- - Открыт. О'крьТ „ 4 открыт 4 открьп 4 г.,1 закрыт. закрыт 1 закрыт., 1
Нагнетатгль ПЦН нет ПЦН ПЦН ТК леиием, 1 ПЦН ПЦН * ПЦН+ТК ПЦН ПЦН 9.5 : 1 ПЦН ПЦН 10: 1
Передаточное отношение к ПЦН Передача на винт . . 7 1 Редукция 1,53 1 Прямая -- П| •« •! •« Пр - Редукция 1,5 1 Редукция 7 1 Редуки, 1,44 Г Ред 1 58 jfcUHfl к из ° ‘ I редукция редукция — н> 1.58:1 1 — Прямая
Способ запуска Инерцион- Ииерци Сжатый Сжатый Сжатый — Сжатый 1 63 Сжат в.. зд , 1 к лк в Юмо- сжатый ' «ЭЛКГ плч-ivx — сжатый воздух
ный стартер Эн типе № 31 ный стау _ •MV воздух воздух воздух воздух
Эклипс инеЕ стар- 1
тер Бою; по-'
рох. стартер
— . ‘60 , ггтнтМп Гофман 1 i
ПрнМсчаЛвг. ДB’t ДткиСерсовв в няс^одпкв время жмеет ч
Т, ¥, Ыелькгмоь