ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ И ЭЛЕМЕНТАРНЫЕ РЕАКЦИИ СГОРАНИЯ ТОПЛИВА

§ 1.1. Термодинамические циклы поршневых двигателей внутреннего сгорания

Процессы преобразования теплоты в работу могут осуществляться в различных тепловых двигателях, одним из которых является поршневой д. в. с.

Термодинамический (идеальный) цикл — обратимый круговой процесс, в котором теплота превращается в работу с минимальными потерями, неизбежными согласно второму закону термодинамики.

Анализ термодинамических циклов поршневых д. в. с. проводится при допущениях, что:

1) в течение всего цикла ни химический состав, ни количество рабочего тела (газа) не изменяются:

2) процессы сжатия и расширения осуществляются адиабатно;

3) теплоемкость рабочего тела не зависит от температуры. Процессы сгорания и газообмена, происходящие во время работы реального поршневого двигателя, при рассмотрении термодинамических циклов заменяются процессами подвода и отвода теплоты.

Условия анализа термодинамических циклов таковы, что получаемые расчетные значения их показателей представляют собой некоторый наивысший предел, к которому могут лишь приближаться показатели действительных циклов в зависимости от степени их совершенства.

Показателем экономичности термодинамического цикла является термический к. п. д. h_t, представляющий собой отношение количества теплоты, превращенной в работу цикла, к количеству теплоты, сообщенной рабочему телу:

h_t = l/q = (q₁ - ½q₂½)/q₁ = 1 - ½q₂½ /q₁(1.1)

где q₁ — количество теплоты, сообщенной 1 кг газа, Дж/кг; ½q₂½ — количество теплоты, отведенной от 1 кг газа, Дж/кг; l = q₁—½q₂½ количество теплоты, превращенной в работу, Дж/кг.

Другим важным показателем термодинамического цикла является его удельная работа, или среднее давление р_t, т.е. работа цикла L (Дж), отнесенная к рабочему объему V_h (м³), определяемому разностью полного объема цилиндра V_a и камеры сжатия V_с.

P_t = L/(V_a - V_c) = L/V_h.

Чем больше давление р_t,тем меньше при данной работе цикла размеры цилиндра, а значит, могут быть меньше размеры и вес двигателя. Цикл со смешанным подводом теплоты. Такой цикл служит прототипом действительного цикла дизеля. Как показано на рис. 1.1, в координатах р — V и Т — s после адиабатного сжатия 1 кг газа (ас) к нему подводится при постоянном объеме теплота q’₁(c z'), а затем при постоянном давлении теплота q₁''(z' z). Далее газ адиабатно расширяется (z b), после чего при постоянном объеме от него отводится теплота q₂(b a). Для осуществления такого цикла требуются два хода поршня, причем существенно, что теплота q₁ подводится частично при V = const, когда поршень находится в верхней мертвой точке (в. м. т,), а частично при р = const, в связи с чем этот цикл и называют циклом со смешанным подводом теплоты.

При анализе термодинамических циклов поршневых д, в. с. обычно используют следующие характеристические параметры: 1) степень сжатия e = Va/Vc—отношение объемов в начале V_а и в конце V_с сжатия; 2) степень повышения давления l = р_z /р_с — отношение максимального давления цикла р_z к давлению р_c в конце сжатия: 3) степень предварительного расширения r = V_z /V_c—отношение объемов в конце подвода теплоты V_z и в конце сжатия V_с, 4) степень последующего расширения d = V_b /V_z — отношение объемов в конце расширения V_b и в конце подвода теплоты V_z. Три из этих параметров связаны между собой соотношением e = rd.

Из термодинамики известно, что термический к. п. д. и среднее давление цикла со смешанным подводом теплоты соответственно будут

; (1.2)

, (1.3)

где k — показатель адиабаты.

Влияние степени сжатия на к. п. д. h_t иллюстрирует рис. 1.2, из которого следует, что с ростом e к. п. д. цикла увеличивается. Это происходит потому, что при повышении e и неизменном значении q₁’ и q₁" возрастает степень последующего расширения d, а, как известно, превращение теплоты в работу происходит в процессе расширения газа. Важно подчеркнуть, что темп роста к. п. д цикла с увеличением e замедляется, поэтому при достаточно высокой степени сжатия дальнейшее ее повышение относительно мало сказывается на выигрыше в значении h_t. Использование рабочего тела с большей теплоемкостью, что равнозначно понижению показателя k, приводит к уменьшению h_t.

В цикле со смешанным подводом теплоты q₁ = q₁'+ q₁", и если при данном значении q₁ увеличить теплоту q₁', сообщаемую при постоянном объеме, то соответственно возрастет l, а теплота q₁" и связанная с ней степень предварительного расширения r уменьшаются. Это значит, что степень последующего расширения d будет больше, поэтому и к. п.д. цикла возрастет.

Работа цикла численно равна (с учетом масштабов) площади, ограниченной в координатах р — V графиками процессов, составляющих цикл (например, площадь acz'zba на рис. 1.1). Из выражения (1.1) получаем, что работа цикла 1 = h_t q₁. Следовательно, при одинаковом количестве теплоты q₁ работа цикла и пропорциональное этой работе среднее давление определяются значением h_t. Поэтому чем больше значения характеристических параметров цикла e, k, l и d, тем выше среднее давление р_t.

Таким образом, для повышения экономичности и удельной работы цикла со смешанным подводом теплоты выгодно увеличивать долю теплоты, подводимой при постоянном объеме, и соответственно уменьшать долю теплоты, сообщаемой при постоянном давлении. Чем дальше от в. м. т. происходит сообщение теплоты, тем в меньшей степени она превращается в механическую энергию. Естественно, что при увеличении q₁', как и в случае роста в, растут давления в цикле, что накладывает известные ограничения на использование этих путей для улучшения основных показателей цикла. Сказанное не означает, что h_t и р_t всегда возрастают одновременно.

Так, пусть q₁ повышается только за счет теплоты q₁’’. В этом случае степень расширения d и к. п. д. h_t понизятся, а увеличение r при l = const. естественно, приведет к росту среднего давления p_t.

Цикл с подводом теплоты при постоянном объеме. Этот цикл является прототипом действительного цикла карбюраторного двигателя и состоит из адиабат сжатия (а с) и расширения (z b) и изохор с подводом (с z) и отводом (bа) теплоты (рис. 1.3). Так как теплота в данном цикле сообщается только при V = const, то его можно рассматривать как частный случай цикла со смешанным подводом теплоты и тогда при r = 1 из (1.2) и (1.3) получим

(1.4)

. (1.5)

В цикле с подводом теплоты при V = const степень сжатия e = d, поэтому к. п. д. h_t, от степени повышения давления l не зависит. Влияние остальных параметров на h_t и р_t этого цикла такое же, как в цикле со смешанным подводом теплоты. Например, на рис. 1.4 показана зависимость к. п. д. рассматриваемого цикла от степени сжатия при различных значениях k. На основании такого характера функции h_t = f(e) можно сделать важный вывод: так как степень сжатия в карбюраторных двигателях относительно невелика (для двигателей грузовых автомобилей e £7), то увеличение e является эффективным способом улучшения их показателей.

Сравнение термодинамических циклов при одинаковых значениях e и q₁. Анализ термодинамических циклов позволяет выявить их специфические особенности и показать, какой из циклов имеет преимущество перед другими в тех или иных условиях осуществления.

На рис. 1.5,а в координатах Т— s два термодинамических цикла совмещены при условии, что для них степень сжатия e, подведенная теплота q₁ и начальное состояние рабочего тела (точка а) одни и те же. В соответствии с условиями сравнения адиабата сжатия (ас) для этих циклов едина. Так как теплота q₁ одинакова, то на основании (1.1) тот из циклов имеет больший к. п. д., для которого абсолютное количество отводимой теплоты |q₂| имеет меньшее значение. Нетрудно заметить, что имеет место следующее соотношение площадей, численно равных соответствующим количествам теплоты |q₂|: пл. 1аb2< пл. 1аb₁3 или |q₂|_V< |q₂|_смеш, а значит, h_tV > h_tc_меш. Таким образом, при одной и той же степени сжатия e наибольший к. п. д. будет в цикле с подводом теплоты при V = const. так как в нем вся теплота подводится в в. м. т. и степень расширения d имеет наибольшее ее значение. В этом же цикле получаются самые высокие температура Т_z и давление р_z рабочего тела.

Сравнение термодинамических циклов при одинаковых максимальных (T_z, р_z) и минимальных (T_a, р_a) температурах и давлениях рабочего тела. Из рис. 1.5,б видно, что в цикле асzb теплота подводится при V = const. а в цикле ac₁z'zb — по смешанному закону. Пл. 1аb2 численно равна теплоте |q₂|, одинаковой для сравниваемых циклов. Следовательно, в соответствии с (1.1) в условиях данного сравнения к. п. д. цикла тем больше, чем больше подведенная теплота q₁. Из графиков, изображенных на рис. 1.5,б, следует, что пл. 1сz2 < пл. 1c₁z'z2, или q₁_V< q_1смеш поэтому h_tV<h_tc_меш. Чтобы объяснить полученный результат, воспользуемся известной зависимостью термического к. п. д. цикла с адиабатными процессами сжатия и расширения от среднеинтегральных температур[1] процессов подвода T'_cp и отвода ,T"_ср теплоты:

h_t = 1 — Т”_c_р/Т’_c_р.

Для циклов, показанных на рис. 1.5,6, температура Т"_ср в процессе отвода теплоты (bа) одинакова, а температура T'_cp, как следует из сравнения кривых сz и с₁z’z, имеет меньшее значение в цикле с подводом теплоты при V = const. чем в цикле со смешанным подводом теплоты. Заметим, что в такой же последовательности, в какой возрастают значения h_t и Т’_ср, увеличивается и степень сжатия в рассматриваемых циклах, т. е. e_V< e_смещ. Это следует из того, что при Та = const соотношение зависящих от e температур конца сжатия характеризуется неравенством Тс< Т_c₁ (рис. 1.5,б).

Термодинамические циклы поршневых д. в. с. с наддувом. Одно из основных направлений в развитии поршневых д. в. с. заключается в увеличении их мощности путем соответствующего повышения среднего давления цикла.

Анализ зависимости (1.3) и (1.5) показывает, что в термодинамических циклах среднее давление р_t станет больше, если повысить начальное давление р_a. Увеличение этого давления в двигателях достигается с помощью подачи в цилиндры воздуха под избыточным давлением. Такой метод увеличения мощности двигателя называют наддувом.

В цикле (рис. 1.6,a) после адиабатного расширения в цилиндре (процесс zb) газы направляются в турбину, где продолжают расширяться также адиабатно (bf) и при этом совершают работу. Затем при постоянном давлении от газов отбирается теплота q₂ (процесс fm). Сжатию воздуха в компрессоре соответствует адиабатный процесс mа. Рассматриваемый круговой процесс называют циклом с продолженным расширением.

Особенность этого способа наддува заключается в работе турбины при переменном давлении на входе, т. е. в использовании кинетической энергии газов, отработавших в цилиндре поршневого двигателя. Такую систему наддува называют импульсной. В реальных условиях осуществление импульсной системы наддува затрудняется организацией работы турбины при переменных давлении и скорости газа.

Более простым и распространенным является способ газотурбинного наддува при постоянном давлении перед турбиной (рис. 1.6,б). После окончания расширения газов в цилиндре от них при постоянном объеме отводится теплота q’₂ (процесс ba), затем используемая в газовой турбине, на входе в которую давление поддерживается постоянным (линия аr). Адиабатное расширение газов в турбине изображено линией rf. Затем теплота отводится при р = const (линия fm). Адиабатное сжатие воздуха в компрессоре происходит по линии mа. Термический к. п. д. цикла с постоянным давлением газа на входе в турбину ниже, чем при импульсной системе наддува. В заключение рассмотрения термодинамических (идеальных) циклов следует отметить, что большей степенью приближения к действительным циклам характеризуются теоретические циклы поршневых д. в. с.

Теоретическим называют незамкнутый необратимый цикл, который осуществляется реальным рабочим телом переменного состава. При анализе теоретических циклов в соответствии с принимаемыми допущениями оказывается возможным учесть потери из-за изменения теплоемкости в зависимости от температуры, диссоциации газов, теплообмена со стенками и т. д. Естественно, что к. п. д. теоретического цикла меньше, чем соответствующего термодинамического.

§ 1.2. Топливо, топливовоздушные смеси и продукты их сгорания

Топливо и его физико-химические свойства. В действительных циклах подвод теплоты осуществляется в результате сгорания топлива непосредственно в цилиндре двигателя. В качестве окислителя используют кислород воздуха, с которым топливо образует топливовоздушные смеси.

В двигателях автомобилей применяют жидкие топлива, получаемые в результате переработки нефти. К ним относятся дизельные топлива, бензины, а также топлива утяжеленного фракционного состава и газовые конденсаты. Эти виды топлив представляют собой смеси различных углеводородов: парафины С_nН₂_n₊₂, нафтены C_nH₂_n, ароматические С_nН₂_n_-6 и C_nH₂_n_-12 и др. Число атомов углерода. входящих в молекулы в дизельном топливе, доходит до 30, в бензине—до 5—12.

Осуществление процесса сгорания в двигателе предъявляет определенные требования к физическим и химическим свойствам топлива. В ряде случаев эти требования могут быть различны при использовании топлива в дизеле или карбюраторном двигателе. Физические свойства топлива, такие, как вязкость, плотность, поверхностное натяжение, сжимаемость, фракционный состав и др., влияют на процессы подачи топлива, его распыливание и образование топливовоздушных смесей. Химические свойства топлива определяются структурой молекул и характеризуют прочность внутримолекулярных связей. Для дизельного топлива основным качеством является легкость воспламенения при соприкосновении с воздухом, имеющим высокую температуру.

Воспламеняемость топлив оценивается цетановым числом (Ц.Ч.); чем выше Ц.Ч., тем менее стойки к окислению молекулы топлива и тем легче оно воспламеняется. Ц.Ч. данного топлива характеризуется процентным содержанием цетана (С₁₆Н₃₄, Ц.Ч. = 100) в смеси с a-метилнафталином (С₁₀Н₇СН₃, Ц.Ч. = 0), имеющим тот же период .задержки воспламенения, что и испытуемое топливо.

В карбюраторных двигателях в отличие от дизелей не должно протекать интенсивного окисления молекул топлива в процессе сжатия в объемах цилиндра, не охваченных пламенем, в противном случае сгорание будет иметь взрывной характер (детонационное сгорание), отрицательно сказывающийся на работоспособности, экономичности и мощности двигателя. Детонационная стойкость топлива оценивается октановым числом (О.Ч.).

Октановое число численно равно процентному содержанию (по объему) изооктана в смеси с Н-гептаном, эквивалентным по детонационным свойствам бензину при испытаниях на специальном одноцилиндровом двигателе. Повышение О.Ч. соответствует большей детонационной стойкости топлива. Более прочные внутримолекулярные связи имеют молекулы с замкнутой кольцевой структурой углеводородов. Непредельные, ненасыщенные молекулы не являются стойкими и могут окисляться даже при температурах окружающей среды. При сгорании топлива в цилиндре двигателя не должно образовываться веществ, вызывающих значительные коррозионные и механические износы деталей и отложения в камере сгорания. Один из недостатков топлив, содержащих ароматические углеводороды, — интенсивное нагарообразование в камере сгорания. Химические свойства топлива можно изменять, добавляя соответствующие присадки. Наиболее широко применяют антидетонационные присадки, повышающие О.Ч. Физические и химические свойства топлива должны удовлетворять требованиям массовой эксплуатации двигателей в различных климатических условиях. Топливо не должно застывать при низких температурах (до t = -60° С), образовывать паровые пробки в топливопроводах при температуре до t = +50°. Оно должно быть нетоксичным, легко транспортабельным и т. д. Основные физические и химические свойства топлив регламентируются соответствующими ГОСТами. Некоторые основные показатели топлив, их Ц.Ч. и О.Ч. приведены в табл. 1.1.

Элементарный состав и реакции сгорания топлив. Поскольку топлива включают в себя молекулы различных углеводородов, принято задавать их состав массовым (или объемным для газообразных топлив) содержанием основных элементов. В состав жидкого топлива входят углерод С, водород Н, кислород О. сера S, азот N и др. Некоторые из них могут вноситься в топливо только в виде химических соединений (присадок), добавляемых, как было указано выше, для придания топливу определенных качеств. Например, при применения антидетонационных присадок в состав топлива могут вводиться такие элементы, как свинец, марганец, железо и др. Основными элементами, которые принимают во внимание при расчете реакций сгорания, являются углерод, водород и кислород топлива. Наличием остальных элементов обычно пренебрегают. Тогда, обозначая массовое содержание этих элементов их символами, для 1 кг топлива можно написать

С+Н+O = 1 кг.

Химические реакции сгорания углерода и водорода позволяют рассчитать теоретически необходимое количество кислорода для сгорания 1 кг топлива и количество получаемых при этом продуктов сгорания. Расчет реакции сгорания углерода показывает, что на С кг углерода, содержащихся в топливе, затрачивается 8/3 С кг(С/12кмоль) кислорода и получается 11/3 С кг (С/12 кмоль) углекислого газа. Соответственно из реакции сгорания водорода находим, что на Н кг водорода расходуется 8Н кг (Н/4 кмоль) кислорода и получается 9Н кг (Н/2 кмоль) водяного пара.

Кислород, необходимый для сгорания, берется из топлива и воздуха. Теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг топлива (кг)

l₀ = (1/0,23) [(8/3) С+8Н — О)],

в киломолях

L₀ = (1/0,21) (С/12+Н/4— 0/32).

Элементарный средний состав дизельного топлива и бензина, а также значения l₀ и L₀ приведены в табл. 1.2.

Коэффициент избытка воздуха. Количество воздуха, участвующее в процессе сгорания, может быть больше или меньше теоретически необходимого для полного сгорания топлива.

Отношение количества воздуха, участвующего в процессе сгорания, теоретически необходимому для полного сгорания топлива называют коэффициентом избытка воздуха:

a = l/l₀ = L/L₀ или a = G_в/(l₀G_т), (1.6)

где l, L— соответственно масса и число киломолей воздуха, участвующих в сгорании 1 кг топлива; G_в — масса воздуха, участвующая в сгорании G_т кг топлива.

Из (1.6) следует, что при a > 1,0 воздуха больше, чем это теоретически необходимо для полного сгорания топлива. Такую смесь топлива с воздухом называют бедной (топливом). Состав смеси при a = 1,0 называют стехиометрическим. Если воздуха недостаточно для полного сгорания топлива, т.е. a < 1,0, то смесь называют богатой. В дизелях всегда используют бедные смеси (a > 1,0). В двигателях с искровым зажиганием применяют бедные, богатые и стехиометрические смеси (a<>1,0). Формула (1.6) позволяет оценить отношение масс топлива и воздуха в смеси G_т/G_в = 1/(al₀). В дизеле, например, при a = 1,4 масса топлива меньше массы воздуха в 20 раз. Коэффициент избытка воздуха — одна из важных характеристик топливовоздушной смеси. От величины a, как будет показано далее, зависят состав продуктов сгорания и выделяющееся количество теплоты.

Число киломолей и состав смеси, поступающей в цилиндр двигателя. Число киломолей смеси, поступающей в цилиндр, обозначим. M₁. В дизеле топливо подается непосредственно в цилиндр, поэтому поступающий заряд состоит из воздуха. Число киломолей воздуха, участвующее в сгорании 1 кг топлива, определяют из (1.6):

M₁ = L = aL, (1.7).

В карбюраторных двигателях смесь топлива с воздухом приготовляется вне цилиндров и киломоли смеси включают в себя киломоли воздуха и топлива:

М₁ = aL₀ +1/m_т, (1.8)

где m_т — молярная масса топлива.

Состав продуктов сгорания топливовоздушной смеси. Состав продуктов сгорания рассчитывают в киломолях. Число киломолей продуктов сгорания обозначим М₂. Состав продуктов сгорания зависит от коэффициента избытка воздуха, поэтому расчет необходимо выполнять отдельно для a > 1 и a < 1.

Состав продуктов сгорания при a > 1. Принимают, что при a > 1,0 происходит полное сгорание топлива. Тогда при сгорании углерода образуется углекислый газ, а при сгорании водорода — водяной пар. Кроме того, продукты сгорания будут содержать атмосферный азот и избыточный кислород:

M₂ = Mсо₂ + Мн₂о +M_N₂ +Мо₂.

Из расчета реакций сгорания находим число киломолей углекислого газа и число киломолей водяного пара, образовавшихся при сгорании 1 кг топлива:

Мсо₂=С/12, Мн₂о=Н/2.

При расчетах принимают, что при сгорании атмосферный азот не вступает в реакцию с кислородом и его содержание равно числу киломолей в воздухе, участвующем в сгорании:

M_N₂ = 0,79 a L₀.

Избыточный кислород определяется как разность между кислородом воздуха, участвующим в сгорании, и теоретически необходимым, для полного сгорания 1 кг топлива:

Mo₂=0,21aLo—0,2lLo=0,21(a — 1) L₀.

Просуммировав значения киломолей газов, составляющих продукты сгорания, и сделав соответствующие преобразования, получим.

M₂ = a L₀ + Н/4 + O/32 (1.9).

Для стехиометрического состава смеси a = 1, тогда

(M₂)_a₌₁ = Lo + Н/4 + 0/32.

Добавим и вычтем в (1.9) величину L_o, тогда число киломолей продуктов сгорания

М₂ = L₀ + Н/4 + O/32 + (a - 1) Lo = (M₂)_a₌₁+ (a — 1) Lo. (1.10).

Последний член (1.10) представляет собой избыточный воздух. Таким образом, число киломолей продуктов сгорания складывается из числа киломолей продуктов сгорания при a = 1 и избыточного воздуха, не участвовавшего в сгорании топлива. Значение (М₂)a=1 приведено в табл. 1.2.

Следует отметить, что при сгорании топливовоздушной смеси даже в случае избытка воздуха (a > 1,0) полного (совершенного) сгорания топлива не происходит. В дизеле этому способствует наличие переобедненных или переобогащенных зон, возникающих из-за неравномерного распределения топлива по объему камеры сгорания, а также медленное горение смеси в пристеночных слоях. В продуктах сгорания поэтому содержатся в небольших количествах оксид углерода, углеводороды, сажа и другие компоненты неполного сгорания топлива. Совершенство сгорания топлива при a > 1,0 оценивают по результатам газового анализа отработавших газов (О.Г.). При расчетах обычно наличием несовершенного сгорания топлива при a > 1,0 пренебрегают.

Состав продуктов сгорания при a<1,0. Газовый анализ показал, что в случае богатой смеси из-за недостатка кислорода и неполного сгорания углерода и водорода в продуктах сгорания наряду с СО₂, Н₂O и N₂ содержатся СО и Н₂. При этом отношение числа киломолей водорода к киломолям оксида углерода, которое обозначим k, зависит от отношения содержания масс водорода и углерода в топливе, т. е. от Н/С. По опытным данным, для бензина с H/C=0,17— — 0,19 получено

k = Мн₂/Мсо = 0,45 - 0,5.

Следовательно, при a <; 1,0 продукты сгорания состоят из киломолей следующих газов:

M₂ == Мсо₂ + Мсо + Мн₂о +Мн₂+М_N₂.

Из реакции сгорания углерода с образованием СО₂ и СО следует, что на получение молекул этих газов затрачивается одинаковое число атомов углерода и на каждый киломоль углерода образуется киломоль СО₂ или СО. Поэтому суммарное число киломолей этих газов равно количеству киломолей сгорающего углерода. В 1 кг топлива содержится С/12 кмоль углерода, который при сгорании дает суммарное количество Mсo₂ + Мсо, т. е.

Mco₂+ Mco = C/l2.

Аналогичные рассуждения для водяного пара и водорода позволяют написать

Мн₂о + Мн₂ = Н/2.

Содержание азота, так же как и при a > 1,0,

M_N₂ = 0,79aL₀.

Зная значения числа киломолей компонентов, находим суммарное количество продуктов сгорания:

M₂= С/12 + Н/2 +0,79aL₀. (1.11).

Приведенных уравнений, однако, недостаточно для расчета числа киломолей всех пяти газов, составляющих продукты сгорания. Дополнительным уравнением является баланс расходуемого кислорода. Левая часть этого уравнения дает сумму числа киломолей кислорода, затраченного на образование СО₂, СО и H₂O. Правая часть содержит сумму киломолей кислорода воздуха и топлива, участвующих в сгорании:

Мсо₂ + Мсо/2 + Мн₂о/2 = 0,21aL₀+ О/32.

Совместное решение уравнений, написанных для продуктов сгорания при a < 1,0, позволяет определить число киломолей каждого газа:

Мсо= 0,42 [(1 - a)/(l +k)]L₀; Mco₂ = C/12-0,42 [(1 — a)/(l+k)]L₀,

Mн₂ = 0,42k [(1 — a)/(l +k)] Lo; Мн₂о = Н/2 - 0,42k [(1 — a)/ (1 + k)] L₀.

По мере обогащения смеси увеличивается число киломолей СО и уменьшается СО₂. Наконец, при значительном обогащении (a << 1,0) весь углерод топлива сгорит в оксид углерода и углекислого газа не образуется (Мсо₂ = 0). Значение коэффициента избытка воздуха для этого случая является минимально допустимым (предельных) a_min, так как с дальнейшим увеличением содержания топлива в смеси в продуктах сгорания появляется несгоревший углерод. Для бензина среднего состава (см. табл. 1.2) a_min » 0,5.

Следует отметить, что в процессе сгорания образуются и другие вещества: оксиды азота, серы, соединения свинца и т. д. Этих веществ в продуктах сгорания содержится по количеству немного, и учет их образования не может существенно повлиять на величины Lo и М₂. Однако эти вещества наряду с оксидом углерода токсичны.

Химический коэффициент молекулярного изменения. В процессе сгорания происходит изменение числа киломолей вещества, которое принято характеризовать химическим коэффициентом молекулярного изменения

m₀ = М₂ / М₁ = (М₁ + DМ)/М₁ = 1 + DМ / М₁,

где DМ = М₂ — M₁ — изменение числа киломолей в результате сгорания. Для дизеля, воспользовавшись формулами (1.9) и (1.7), получим

m₀ = 1+(Н/4+О/32)/(a L₀). (1.12)

Для двигателя с искровым зажиганием при a > 1,0 с учетом (1.9). и (1.8) расчетная формула имеет вид

m₀ = 1+(Н/4+0/32 - 1 /m_т)/(aL₀ +1/m_т). (1.13)

В случае сгорания при a < 1,0 число киломолей продуктов сгорания определяют по (1.11), тогда после некоторых преобразований

m₀ = 1 +[0,21(l — a)Lo + H/4+O/32—l/m_т]/(aLo + 1/m_т). (1.14)

Из (1.12), (1.13) и (1.14) видно, что приращение числа киломолей происходит в результате сгорания водорода и участия в реакциях окисленного кислорода топлива. При a < 1,0 число киломолей продуктов сгорания водорода и углерода (С/12 + Н/2) не изменяется в результате образования СО и Н₂. Число же киломолей израсходованного кислорода воздуха (0,21aLo), содержащегося в горючей смеси, будет меньше. Поэтому DМ₁ при a < 1,0 превышает прирост числа киломолей при a > 1,0.

Химический коэффициент молекулярного изменения при сгорании жидких топлив m_о > 1,0, так как 1/m_т < Н/4; он возрастает при уменьшении коэффициента избытка воздуха (рис. 1.7, а, б).

Теплота сгорания топлива и топливовоздушной смеси. Количество теплоты, выделяющееся при сгорании, характеризуют удельной теплотой, т. е. теплотой, получаемой в результате полного сгорания единицы массы (для жидкого) или объема (для газообразного) топлива. Теплоту сгорания определяют в специальных калориметрических установках путем сжигания навески топлива и последующего охлаждения продуктов сгорания до начальной температуры. В этом случае получают теплоту сгорания Н₀, которая включает в себя теплоту конденсации водяного пара.

В действительных циклах поршневых д. в. с. температура отработавших газов, выбрасываемых в атмосферу в процессе выпуска, значительно превышает температуру конденсации водяного пара. Поэтому принято пользоваться низшей теплотой сгорания Н_u, которая меньше H₀ на значение теплоты конденсации (удельной теплоты парообразования воды, получающейся в результате сгорания топлива).

Как уже указывалось, топливо образует с воздухом топливовоздушные смеси различного состава. Количество теплоты, выделяющееся при сгорании 1 кмоля такой смеси, характеризует удельную теплоту сгорания последней и обозначается Н_см. При a > 1,0 теплота сгорания смеси

Н_см = Н_u / М₁. (1.15)

где для дизелей M₁ = aL_о, для карбюраторных двигателей М₁ = aL_o + 1/m_т.

В случае недостатка воздуха (a < 1,0) имеет место химическая неполнота сгорания и выделившаяся теплота будет меньше H_u на величину DH_u (кДж/кг), которая может быть подсчитана по эмпирической зависимости

DH_u = 114.10³(l — a)L₀. (1.16)

Теплота сгорания смеси в этом случае

Н_см = (Н_u - DH_u)/ М₁ = (Н_u - DH_u ) / (aL₀ + 1/m_т). (1.17)

Из (1.15) и (1.17) видно, что с ростом коэффициента избытка воздуха теплота сгорания смеси уменьшается.

Значения низшей теплоты сгорания для дизельного топлива и бензина средних составов, а также смеси при a = 1 приведены в табл. 1.2.

ГЛАВА 2 ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ

§ 2.1. Общие положения

Действительным циклом поршневого д. в. с. называют комплекс периодически повторяющихся процессов, осуществляемых с целью превращения термохимической энергии топлива в механическую работу.

Изменение давления газа в цилиндре работающего двигателя определяют с помощью специального прибора — индикатора давления, а получаемую при этом диаграмму в координатах давление — объем (р — V) или давление — угол поворота коленчатого вала (р — j) называют индикаторной диаграммой.

Рассмотрим индикаторную диаграмму действительного цикла четырехтактного дизеля (рис. 2.1,а). Этот цикл осуществляется за два оборота коленчатого вала или четыре такта (хода поршня), во время которых в цилиндре происходят следующие процессы.

1. Процесс впуска воздуха начинается в точке а', соответствующей началу открытия впускного клапана, когда поршень еще не дошел до в. м. т. Заканчивается впуск в точке а'', когда впускной клапан полностью закрылся, а поршень уже прошел н. м. т., поэтому общая длительность впуска j_вп больше 180°— угла поворота коленчатого вала (п. к. в.). Среднее давление газов в цилиндре в течение впуска действует по направлению движения поршня к н. м. т.; по значению оно меньше атмосферного р₀, которое препятствует движению поршня. Следовательно, на осуществление процесса впуска необходимо затратить энергию. Перед впуском камера сгорания заполнена продуктами сгорания — остаточными газами, оставшимися от предыдущего цикла. В конце впуска в цилиндре оказывается заряд, состоящий из смеси воздуха с остаточными газами.

2. Процесс сжатия заряда происходит после окончания впуска (точка а") и сопровождается повышением температуры и давления заряда. При приближении поршня к в. м. т. в разогретый от сжатия заряд под большим давлением начинает впрыскиваться топливо (точка d). Угол между началом впрыска топлива и в. м. т. называют углом опережения впрыскивания. В течение периода d— с' происходят развитие топливных струй, прогрев, испарение и перемешивание топлива с воздухом и другие процессы, предшествующие воспламенению топлива за счет теплоты горячего заряда; этот отрезок времени называют периодом задержки воспламенения.

3. Процесс сгорания начинается в точке с', когда на индикаторной диаграмме наблюдается заметное повышение давления по сравнению с тем, которое соответствует сжатию заряда (линия с'—с). В этот момент поршень на большинстве режимов работы двигателя еще не доходит до в. м. т., а подача топлива форсункой продолжается. Во время сгорания воздух и топливо образуют продукты сгорания, т. е. Состав заряда в цилиндре изменяется. Момент окончания этого процесса может находиться достаточно далеко после в. м. т. В течение процесса сгорания температура и давление в цилиндре достигают наибольших значений.

4. Процесс расширения совершается от точки z до точки b'. При расширении происходит превращение тепловой энергии, выделившейся в результате сгорания топлива, в механическую.

5. Процесс выпуска начинается в точке b', соответствующей началу открытия выпускного клапана. Заканчивается процесс в точке b", после того как поршень пройдет в. м. т. и выпускной клапан закроется. При выпуске среднее давление газов в цилиндре во время перемещения поршня от н. м. т. к в. м. т. действует против движения поршня, по значению оно больше р₀, поэтому на процесс выпуска расходуется энергия.

Процессы, во время которых происходит смена рабочего тела, — впуск и выпуск — называют процессами газообмена.

Во время осуществления всех процессов действительного цикла и особенно при сгорании и расширении имеет место теплообмен между газами и стенками цилиндра. Деление действительного цикла на процессы несколько условно, так как между окончанием предшествующего и началом последующего процессов нет четкой границы. Например, начало процесса впуска совпадает по времени с окончанием выпуска (участок а'—b").

Протекание действительного цикла четырехтактного карбюраторного двигателя имеет следующие основные отличия от цикла дизеля: в процессе впуска в цилиндр поступает горючая смесь, состоящая из воздуха и топлива, которая дозируется специальным устройством, называемым карбюратором, особенности способа смесеобразования, свойства топлива и главным образом меньшая степень сжатия исключают самовоспламенение смеси в конце сжатия при нормальной работе карбюраторного двигателя, поэтому для ее принудительного воспламенения используется энергия электрической искры в конце процесса сжатия за 15—50° до в. м. т.

Действительный цикл двухтактного двигателя осуществляется за один оборот коленчатого вала, т. е. за два хода поршня (рис. 2.1,6). Процессы сжатия, сгорания и расширения в двух- и четырехтактных двигателях принципиальных отличий не имеют. Процессы же газообмена в двухтактных двигателях происходят при движении поршня вблизи н.м. т., т.е. за существенно более короткий период времени, чем в четырехтактных двигателях. Процесс впуска происходит под действием перепада давления между давлением воздуха (или горючей смеси) p_s, создаваемым специальным продувочным насосом, и давлением газов в цилиндре р, т. е. когда р_s > р. Иногда роль продувочного насоса выполняют кривошипная камера и поршень двигателя.

Как показано на рис. 2.1,б, в конце процесса расширения (точка b') открываются выпускные клапаны (или окна, расположенные в нижней части цилиндра) и под действием избыточного давления часть отработавших газов удаляется из цилиндра. Когда давление в цилиндре окажется примерно равным давлению воздуха, подаваемого продувочным насосом, поршень, перемещаясь к н. м. т., начнет открывать продувочные окна (точка а') и поступающий через них воздух будет заполнять цилиндр, вытесняя через выпускные клапаны отработавшие газы, т. е. одновременно осуществляется очистка и наполнение цилиндра (процесс продувки — наполнения). При этом часть поступающего воздуха удаляется вместе с отработавшими газами. При движении поршня от н. м. т. выпускные клапаны закрываются чаще всего одновременно с продувочными окнами (точка а"). В момент полного закрытия продувочных окон давление в цилиндре превышает атмосферное на величину, зависящую от давления, создаваемого продувочным насосом. Начиная с точки а" происходит сжатие заряда и дальнейшее протекание процессов сжатия, сгорания и расширения осуществляется так же, как в четырехтактных двигателях.

Объем цилиндра V_п, соответствующий части хода поршня, на которой происходит газообмен, называют потерянным объемом. Сжатие свежего заряда осуществляется при изменении объема на величину V’_h, называемую действительным рабочим объемом; последний связан с геометрическим рабочим объемом цилиндра V_h равенством V’_h = V_h - V_п. Отношение y = V_п/V_h называют долей потерянного объема (на процессы газообмена). В зависимости от схемы продувки y = 0,10-0,25.

В двухтактных двигателях различают две степени сжатия, а именно геометрическую e = (V_h + V_c)/V_c и действительную e' = (V'_h + V_c)/V_с, связанные между собой соотношением e = (e'— y)/(1 — y). В двухтактных двигателях рабочий ход совершается за каждый оборот коленчатого вала, при этом имеются потери части рабочего объема, поэтому мощность оказывается приблизительно только в 1,5—1,7 раза больше, чем у четырехтактного, при одинаковых размерах цилиндра и частоте вращения вала.

По двухтактному циклу работают пусковые двигатели дизелей, а также дизель-молоты и дизель-трамбовки (см. гл. 9).

Как следует из рассмотрения протекания действительных циклов, они отличаются от термодинамических тем, что:

1) периодически осуществляется смена рабочего тела, количество которого в процессе газообмена изменяется. На осуществление газообмена необходима затрата энергии (насосные потери);

2) рабочее тело получает теплоту и изменяет свой состав в результате сгорания топлива, которое сопровождается потерями из-за неполноты сгорания, а также конечной скорости, с которой протекает сгорание;

3) часть продуктов, образовавшихся при сгорании, подвергается диссоциации (распаду), происходящей тем интенсивнее, чем выше температура в цилиндре. Этот процесс идет с поглощением части выделившейся при сгорании теплоты. Затем при снижении температуры в процессе расширения газов может произойти обратный процесс — рекомбинация, при котором теплота вновь возвращается в цикл, но она оказывается менее ценной с точки зрения возможного превращения в работу. Следовательно, диссоциация продуктов сгорания представляет собой еще один источник потерь действительного цикла;

4) между рабочим телом и стенками цилиндра имеет место теплообмен. По этой причине процессы сжатия и расширения не являются адиабатными. В результате теплообмена в течение всего цикла часть теплоты теряется;

5) при повышении температуры теплоемкость газов возрастает и это также приводит к уменьшению работы цикла.

Экономичность действительных циклов оценивается индикаторным к. п. д.:

h_i = L_i / Q₁ (2.1)

где Li — количество теплоты, превращенной в работу газов за цикл, т. е. в индикаторную работу цикла, Дж/цикл; Q₁ — теплота, введенная в цикл с топливом, Дж/цикл.

Если отнести L_i к рабочему объему цилиндра, то получится значение удельной работы цикла, называемое средним индикаторным давлением:

p_i = L_i/ V_h (2.2)

где pi — такое условное избыточное постоянное давление, которое, действуя на поршень в течение одного хода, совершало бы работу, равную индикаторной работе цикла.

Отношение индикаторного к. п. д. к термическому называют относительным к п. д.:

h₀ = h_i /h_t . (2.3).

Величина h₀ позволяет оценить те потери действительного цикла, которые отличают его от термодинамического цикла.

§ 2.2. Процессы газообмена

От количества и состава свежего заряда в большой степени зависят получаемая в цикле работа, а следовательно, и мощность двигателя. Естественно, что количество воздуха, поступающего в цилиндр в течение процесса впуска, зависит от того, насколько хорошо цилиндр двигателя очищается от отработавших газов во время выпуска в предыдущем цикле. Таким образом, впуск и выпуск тесно взаимосвязаны. Процессы газообмена связаны не только друг с другом. Так, создаваемое во время впуска направленное движение заряда в цилиндре дизеля путем специального профилирования и расположения каналов в головке часто представляет собой один из основных факторов, способствующих улучшению смесеобразования и сгорания. В карбюраторных двигателях процесс впуска существенно связан с процессами образования горючей смеси до ее поступления в цилиндр двигателя.

Процесс выпуска. В конце расширения с опережением 40—70° до прихода поршня в н. м. т. начинается выпуск отработавших газов (точка b' на рис. 2.2,а). В этот момент давление в цилиндре р» 0,4 — 0,6 МПа. В системе выпуска из-за сопротивления, создаваемого глушителем шума и трубопроводами, давление р_р » 0,105 — 0,12 МПа, поэтому выпуск газа происходит при сверхкритическом перепаде давлений p/p_р > b_кр, т. е. с критической скоростью истечения газов через клапанную щель (500—700 м/с). В результате быстрого уменьшения количества газов в цилиндре и их расширения давление р, а значит, и соотношение p/p_р заметно понижаются и при р/р_р < b_кр скорость истечения газов становится ниже критической. Первый период процесса выпуска называют периодом свободного выпуска. Этот период заканчивается вблизи н. м. т., когда выпускной клапан оказывается открытым меньше чем наполовину от своего максимального подъема. За относительно малое время свободного выпуска из цилиндра удаляется 60—70% отработавших газов.

Во время второго периода, т. е. при движении поршня от н. м. т. к в. м. т., выпуск происходит пол действием поршня. На рис. 2.3 показано изменение давления р в цилиндре и в канале головки цилиндров (около выпускного клапана) р_р в период выпуска. С началом выпуска понижение давления в цилиндре становится более заметным, а давление в канале нарастает, что приводит к образованию волны давления. Эта волна распространяется в сторону открытого конца трубопровода, где она отражается, отдавая часть энергии в окружающее пространство, и уже в виде волны разрежения перемещается в обратном направлении, т. е. к выпускному клапану, у которого происходит новое отражение, и т. д.

При перемещении волн вдоль трубопровода и отражениях на его концах происходит последовательное затухание, связанное с затратой энергии на трение. Результирующий колебательный процесс определяется суммированием прямых и отраженных волн, образующихся при выпуске газов из всех цилиндров двигателя. Момент начала выпуска выбирают с таким расчетом, чтобы обеспечить хорошую очистку цилиндра, а с другой стороны, уменьшить затраты энергии на этот процесс. Если, например, клапан начнет открываться слишком рано, то увеличится потеря полезной работы газов в период предварения выпуска. Если же клапан открывать поздно, то возрастает отрицательная работа во время вытаскивания отработавших газов при движении поршня от н. м. т. к в. м. т.

Газообмен в период перекрытия клапанов. Во впускной системе возникает свой колебательный процесс. Природа колебательных процессов в системах впуска и выпуска имеет много общего. Опыт показывает, что для лучшего газообмена впускной клапан необходимо начать открывать примерно за 10—30° до прихода поршня в в. м. т., а выпускной клапан закрывать спустя 10—50° после в. м. т. Период, когда одновременно открыты оба клапана, называют перекрытием клапанов (j_п на рис. 2.1,а). Во время перекрытия клапанов в зависимости от соотношения значения давления в цилиндре р, во впускном р_вп и выпускном р_р патрубках газы могут двигаться в разных направлениях. В оптимальном случае при р < р_вп и р_р < р через впускной клапан в цилиндр поступает свежий заряд, а через выпускной удаляются отработавшие газы. Такой газообмен называют продувкой цилиндра. Наиболее типичный случай обратного течения газов имеет место, например, в карбюраторном двигателе на режимах холостого хода. На этих режимах р_р/р_вп > 2, поэтому в период перекрытия клапанов отработавшие газы через выпускной клапан поступают обратно в цилиндр, а через впускной клапан происходит истечение газов из цилиндра в систему впуска.

Процесс впуска. Как следует из графиков (рис. 2.4), вскоре после начала открытия впускного клапана давления в цилиндре и перед клапаном сравниваются (точка А), с этого момента начинается впуск, так как при дальнейшем движении поршня р < р_вп, причем разность давления р_вп — р, определяющая скорость истечения заряда через клапан, не остается постоянной. Количество свежего заряда, поступающего в цилиндр в течение процесса впуска, зависит от общего гидравлического сопротивления впускной системы, т. е. от разности между давлением окружающей среды р₀ и давлением в цилиндре р, которая также изменяется по мере перемещения поршня от в. м. т. к н. м. т. Естественно, что чем меньше потеря давления во впускной системе к моменту прихода поршня в н. м. т. р₀—р_а, тем больше количество свежего заряда, поступающего в цилиндр при впуске.

При средней и высокой частоте вращения поток воздуха (или смеси) движется во впускной системе с большой скоростью и под действием сил инерции потока, а также в результате волновых явлений в системе впуска давление перед клапаном возрастает. Поэтому в начале хода сжатия p_вп > р и впуск продолжается; этот процесс называют дозарядкой. В показанном на рис. 2.4 примере дозарядка заканчивается в точке В. Для осуществления дозарядки впускной клапан закрывают спустя 35—85° после н. м. т. При малой частоте вращения, когда инерция свежего заряда невелика, во время запаздывания закрытия впускного клапана поршень вытесняет часть заряда из цилиндра во впускную систему, т. е. происходит обратный выброс. Поверхности впускного трубопровода, канала в головке и стенок цилиндров, а также остаточные газы имеют температуру более высокую, чем свежий заряд, поэтому последний в процессе впуска нагревается.

Фазы газораспределения. Периоды, выраженные в градусах угла поворота коленчатого вала, в течение которых клапаны открыты, называют фазами газораспределения. Круговая диаграмма фаз газораспределения дана на рис. 2.1,а. При правильном выборе фаз газораспределения не только улучшается очистка цилиндров от продуктов сгорания и заполнение его свежим зарядом, но может несколько сократиться затрата энергии на газообмен, которая пропорциональна разности давления р_r—р_а. Выбор фаз газораспределения и основных геометрических размеров впускного тракта согласовывают при экспериментальной доводке новой модели двигателя.

Фазы газораспределения для каждой частоты вращения имеют свою оптимальную величину, а реальные фазы газораспределения выбирают из множества, обеспечивая оптимум для наиболее важного диапазона скоростных режимов работы конкретного двигателя.

В большинстве случаев высокооборотные двигатели имеют более широкие фазы газораспределения, чем двигатели малооборотные. Если необходимо увеличить наполнение цилиндров свежим зарядом в каком-то определенном диапазоне частоты вращения, то следует подобрать сочетание фаз газораспределения и геометрических размеров впускного тракта (главным образом его длины), которое обеспечит большую дозарядку, а вместе с ней и более высокий коэффициент наполнения h_v. Такой газообмен называют динамическим наддувом.

Для качественного протекания газообмена очень важно обеспечить достаточно большие проходные сечения в клапанах. Эти сечения при газообмене изменяются, поэтому пропускную способность клапанов характеризуют параметром, называемым время — сечение:

где f — переменное проходное сечение в клапане, м², t — время, с; j₁ и j₂— соответственно опережение открытия и запаздывание закрытия клапана, градус поворота коленчатого вала (° п. к. в.).

Параметры процессов газообмена. Качество очистки цилиндра от продуктов сгорания характеризуется отношением количества молей остаточных газов М_r к количеству молей свежего заряда М₁, поступающего в цилиндр в процессе впуска; это отношение называют коэффициентом остаточных газов:

gост =M_r / М₁. (2.4)

Если принять, что процесс выпуска заканчивается в в. м. т., то

М_r = p_r V_c / (8314 T_r),

где р_r и Т_r — соответственно абсолютное давление, Па, и абсолютная температура, К, остаточных газов; V_с — объем камеры сжатия; 8314— универсальная газовая постоянная, Дж/(кмоль К).

Итак, все факторы, способствующие увеличению давления р_r (сопротивление выпускного клапана и системы выпуска) или понижению температуры Т_r (состав смеси, степень расширения, теплоотдача при сгорании и расширении), обусловливают рост g_ост.

Если учесть, что Vс = V_h(e — 1), то, следовательно, чем меньше e, тем больше g_ост. Это главная причина, из-за которой g_ост у дизелей значительно меньше, чем у карбюраторных двигателей. У двухтактных двигателей из-за несовершенства процесса продувки—наполнения величина g_ост имеет относительно высокое значение (см. табл. 2.1).

Основная характеристика процесса газообмена — коэффициент наполнения h_v, представляющий собой отношение количества свежего заряда, заполнившего цилиндр в период впуска, к тому количеству свежего заряда, которое теоретически могло бы заполнить рабочий объем цилиндра при р_вп и Т_вп.

Для карбюраторного двигателя при подсчете коэффициента наполнения пренебрегают топливом, содержащимся в смеси, и учитывают только воздух, что мало сказывается на получаемом значении h_v :

h_v = M₁/M_т = G₁/G_т = G₁ /(r_вп V_h) = V₁/V_h (2.5)

где M₁ и G₁ — соответственно число молей и масса, кг, свежего заряда, поступившего в цилиндр; V₁ — объем свежего заряда, приведенный к условиям на впуске (р_вп и Т_вп), м³; М_т и G_т — число молей и масса, кг, свежего заряда, теоретически могущего заполнить цилиндр; r_вп — плотность свежего заряда при р_вп и Т_вп , кг/м³.

Расчет параметров процессов газообмена. Сложность газодинамических и тепловых процессов при газообмене чрезвычайно затрудняет его расчет. Применение ЭВМ значительно расширило возможности расчетов с учетом основных факторов, влияющих на газообмен. Параметры остаточных газов обычно не рассчитывают, а задают с учетом особенностей конструкции двигателя (см. табл. 2.1). Также принимают без расчета величину подогрева свежего заряда DT при его теплообмене с горячими поверхностями во впускном тракте и в цилиндре. Величина DT несколько снижается при увеличении скорости вала и при уменьшении температуры поверхностей подогрева, а для карбюраторного двигателя DТ еще зависит и от испарения топлива в процессе смесеобразования. Чем больше DТ, тем меньше плотность свежего заряда, а значит, при прочих равных условиях уменьшается и коэффициент наполнения.

Если считать, что процесс впуска заканчивается в н. м. т., то температура конца впуска Т_а может быть найдена по балансу энтальпии:

С_р М₁ (Т_вп + DТ) + с_r М_r Т_r = с_p’ (М₁ + М_r) Т_a.

Так как относительное содержание остаточных газов в заряде невелико, то можно принять, что теплоемкость свежего заряда и теплоемкость его в смеси с остаточными газами равны, т. е. с_p = c_p'. Выразим теплоемкость остаточных газов через с_p в виде с_r = jc_p, и так как. M₁ + M_r = М₁(1 + g_oc_т), то окончательно

Та = (Твп + DT + j g_ост ) / ( 1 + g_ост) (2.6)

Для четырехтактных двигателей без наддува при расчетах по (2.6) полагают Т_вп = Т_о; в случае наддува необходимо при определении величины Т_вп учитывать подогрев воздуха во время сжатия в компрессоре и охлаждение его в холодильнике.

Чтобы получить формулу для расчета h_v, напишем уравнение состояния для заряда в точке а (см. рис. 2.2,а):

М_1a + М_r = p_a V_a / (8314 T_a), (2.7)

где М_1а — число молей свежего заряда в объеме V_а.

Изменение количества рабочего тела в течение фазы запаздывания закрытия впускного клапана выразим через коэффициент дозарядки:

j₁ = (M₁ + М_r) / (М₁_a + М_r).

Используя выражения (2.4) и (2.7), получим

M₁ = [j₁ p_a V_a / (8314 T_a)] [1 / (1 + g_ост)] (2.8)

Теоретическое количество молей свежего заряда

М_т = р_вп V_h / (8314Т_вп). (2.9)

Теперь на основании (2.5), (2.8) и (2.9) можно записать

Так как V_а/V_h = e/(e —1) и l/[T_a (l+ g_ост)] = 1/(T_к +DT+ + j g_oc_т Т_r). то окончательно получим

(2.10)

Это уравнение справедливо для двух- и четырехтактных двигателей. Для двухтактных двигателей в (2.10) следует подставлять величину действительной степени сжатия.

Применительно только к четырехтактным двигателям можно получить другое уравнение для расчета h_v, если не учитывать влияния да газообмен перекрытия клапанов, т. е. считать, что выпуск заканчивается в в. м. т., когда объем остаточных газов равен V_с:

М_r = p_r V_c / (8314T_r) = p_r V_h / [8314(e - 1) Т_r].

Число молей свежего заряда М₁ = p_вп h_v V_h / (8314 T_вп), тогда коэффициент остаточных газов

(2.11)

С учетом (2.10) и (2.11)

(2.12)

При расчетах по уравнениям (2.10) и (2.12) величиной p_a задаются на основании экспериментальных данных (табл. 2.1) и для четырехтактных двигателей без наддува обычно принимают р_вп = р₀ и Т_вп = Т₀.

В табл. 2.1 приведены ориентировочные значения основных параметров процессов газообмена, определенные экспериментально при работе двигателей тракторов, дорожных и строительных машин, грузовых автомобилей на номинальном режиме.

Влияние различных факторов на коэффициент наполнения. Сложная взаимосвязь факторов, определяющих значение h_v, при формальном подходе к оценке их влияния на коэффициент наполнения может привести к неточным выводам. Например, из (2.10) и (2.12), казалось бы, следует, что с ростом e коэффициент наполнения будет уменьшаться пропорционально величине e/(e — 1). В действительности эта связь сложнее, так как при росте степени сжатия уменьшаются g_ост и Т_r, а также изменяются некоторые другие величины, влияющие на h_v, Поэтому, как показывают эксперименты, в результате комплексного изменения ряда величин коэффициент h_v от e практически не зависит. Отсюда следует, что при рассмотрении влияния на h_v того или иного фактора необходимо учитывать действие этого фактора на все зависящие от него величины, которые входят в аналитические выражения для определения h_v.

Сопротивление на впуске. Потеря давления при впуске Dр_а = р_о-p_а, как отмечалось выше, оказывает решающее влияние на наполнение цилиндров и зависит от гидравлического сопротивления на впуске.

Чем больше потеря Dр_а, тем меньше давление р_а, а следовательно, меньше плотность свежего заряда в цилиндре и коэффициент наполнения. Используя известное соотношение, потерю давления при впуске можно выразить следующим образом: Dp_a = (1 + x_вп)(r_впw²_ср/2), где x_вп — коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к характерному сечению во впускном тракте, например к проходному сечению во впускном клапане; w_c_р — средняя скорость заряда в характерном сечении впускного тракта.

Таким образом, на потерю давления Dp_a оказывают влияние коэффициент сопротивления впускной системы и скорость заряда. Сопротивление впускной системы в первую очередь зависит от сопротивления впускного клапана, а также от наличия поворотов, местных сужений и шероховатости поверхности каналов.

Выражение (2.12) показывает, что давление р_a влияет на h_v в e раз сильнее, чем давление p_r, поэтому в двигателях без наддува обычно стремятся по возможности увеличить диаметр впускного клапана и делают его несколько больше по сравнению с выпускным. В дизеле с камерой в поршне при центральном расположении форсунки заметный эффект по увеличению h_v дает применение четырех клапанов — по два впускных и выпускных на каждый цилиндр. В ряде случаев для создания интенсивного вихревого движения заряда в цилиндре дизелей с камерой в поршне во впускных каналах головки делают специальные сужения; сопротивление таких каналов может несколько превосходить сопротивление во впускном клапане.

Влияние гидравлического сопротивления впускной системы на h_v используется в карбюраторных двигателях для количественного регулирования нагрузки. При повороте дроссельной заслонки карбюратора от полного до минимального ее открытия h_v уменьшается от 0,7—0,9 до 0,15-0,25.

При эксплуатации двигателей нельзя допускать значительного загрязнения воздухоочистителя, чрезмерного увеличения зазоров в приводе впускных клапанов и износа кулачков распределительного валика, так как это ведет к увеличению сопротивлений на впуске, а значит, и к снижению мощностных показателей двигателя.

Параметры остаточных газов. Давление р_r зависит от сопротивления выпуску и режима работы двигателя; при увеличении р_r и неизменной Т_r растут плотность и масса остаточных газов. При эксплуатации необходимо своевременно проверять и регулировать зазоры в приводе выпускных клапанов, так как при увеличении этих зазоров сверх рекомендуемых значений могут понизиться наполнение и мощность двигателя.

Температура Т_r на коэффициент наполнения влияет незначительно. Например, при охлаждении от большей Т_r во время теплообмена со свежим зарядом остаточные газы сильнее уменьшаются в объеме, освобождая место для свежего заряда, что компенсирует соответствующее увеличение температуры Т_а.

Режим работы. На рис. 2.5 показано изменение h_v в зависимости от мощности при работе дизеля и карбюраторного двигателя с постоянной частотой вращения (в зависимости от нагрузки). Как видно из сравнения кривых, зависимости h_v = f(N_е) имеют для этих двигателей неодинаковый характер, что является следствием принципиально различных способов регулирования мощности дизеля и карбюраторного двигателя. В дизеле для увеличения мощности в цилиндры впрыскивается большее количество топлива, поэтому температурный режим деталей повышается, что усиливает подогрев свежего заряда во впускной системе и в цилиндре. По этой причине несмотря на неизменное сопротивление впускной системы, с ростом нагрузки коэффициент h_v несколько уменьшается.

Дросселирование смеси, применяемое в карбюраторном двигателе для уменьшения нагрузки, сопровождается снижением давления во впускной системе и в цилиндре и усилением подогрева свежего заряда DТ. При дросселировании число молей М_r остаточных газов изменяется мало, в то время как количество молей M₁ свежей смеси уменьшается, поэтому имеет место заметный рост коэффициента остаточных газов. По указанным причинам уменьшение нагрузки в карбюраторном двигателе связано со снижением величины h_v.

Общий характер зависимости h_v = f(n) для обоих типов двигателей при полной нагрузке принципиально одинаков (рис. 2.6) и определяется воздействием следующих факторов. Во-первых, при увеличении частоты вращения возрастает скорость заряда во впускной системе, а следовательно, потеря давления Dр_а. По этой причине с ростом частоты вращения от той, при которой достигается наибольшее значение h_v, коэффициент наполнения снижается, несмотря на увеличение до-зарядки и снижение подогрева воздуха (смеси) во впускном тракте. Во-вторых, в области малой частоты вращения в период запаздывания закрытия впускного клапана имеет место обратный выброс заряда из цилиндра во впускную систему. Этот выброс тем больше, чем меньше частота вращения вала, что и обусловливает снижение h_v в этой области.

Атмосферные условия и наддув. Чем ниже температура и больше давление воздуха, тем больше свежего заряда М₁ поступает в цилиндры. При этом, естественно, возрастает и теоретическое количество заряда М_т. Опыты показывают, что повышение атмосферного давления р₀ практически очень мало влияет на значение коэффициента h_v. С другой стороны, по результатам опытов коэффициент наполнения оказывается пропорциональным величине где m = 2 - 4. Таким образом, увеличение температуры Т₀ приводит к росту h_v , но при этом сильнее падает плотность воздуха, а значит, и цикловая подача свежего заряда G_в.ц = h_v V_h p_вп. Отсюда следует, то увеличение h_v не всегда означает, что в цилиндры поступает большая масса свежего заряда. В то же время мощность, которую может развивать двигатель, зависит именно от массы воздушного заряда (при соответствующей подаче топлива). Таким образом, следует различать относительную характеристику наполнения, каковой является коэффициент h_v , и массовое наполнение, обычно характеризуемое абсолютным количеством свежего заряда G_в (кг/ч), поступающего в двигатель в течение 1 ч: G= (120/t) i V_h n r_вп h_v, где i—число цилиндров; V_h—рабочий объем цилиндра, м³; n — частота вращения, мин^-1 r_вп — плотность воздуха, кг/м₃; t — число тактов; h_v — коэффициент наполнения.

В зависимости от атмосферных условий G_в изменяется пропорционально плотности воздуха, особенно значительное уменьшение r_вп и G_в может иметь место с подъемом на высоту.

Радикальным способом увеличения массового наполнения цилиндров является наддув. При наддуве воздух поступает сначала в компрессор, где давление повышается от р_о до р_к, а затем сжатый воздух подается во впускной трубопровод. Чтобы добиться большего повышения плотности воздуха, его иногда после компрессора охлаждают в специальных холодильниках и тем самым понижают температуру во впускном патрубке при наддуве Т_к.

Давление наддува р_к меньше р'_к на величину потерь во впускном тракте и в холодильнике. В зависимости от конструкции системы наддува и режима работы двигателя давление р_к может быть больше (см. рис. 2.2, б, г) или меньше (см. рис. 2.2,б) давления р_р на выпуске. Для номинального режима работы автотракторных дизелей с газотурбинным наддувом более типичным является случай, когда р_к > р_р (см. рис. 2.2,г). При этом в период перекрытия клапанов имеет место продувка, камеры сгорания воздухом, что способствует уменьшению количества остаточных газов, повышению h_v и снижению тепловой напряженности выпускного клапана; для усиления продувки перекрытие клапанов в дизелях с наддувом иногда расширяют до 100—120° п. к. в. Еще одна особенность газообмена при наддуве заключается в увеличении дозарядки цилиндра в период запаздывания закрытия впускного клапана. Чем выше р_к при наддуве, тем меньше становятся относительные потери давления во впускных органах, вследствие чего растет отношение р_а/р_к_. В силу отмеченной специфики газообмена при наддуве с увеличением давления р_к величина h_v возрастает, чему способствует также уменьшение подогрева заряда.

Основные схемы продувки двухтактных двигателей. Совершенство газообмена в двухтактных двигателях существенно зависит от схемы продувки. Существует большое разнообразие конструкций систем продувки, однако все они могут быть сведены к двум основным — петлевой (контурной) и прямоточной.

При петлевой продувке (рис. 2.7, а, б) движение воздуха в первом приближении можно рассматривать направленным от соответствующим образом спрофилированных продувочных окон вдоль стенок цилиндра в сторону камеры сжатия, а оттуда вдоль противоположной стороны цилиндра вниз к выпускным окнам. Управление выпускными и продувочными окнами при петлевых схемах осуществляется поршнем. Эти схемы уступают по качеству продувки прямоточным, однако отличаются наибольшей простотой и поэтому применяются в двигателях небольшой мощности, в частности в пусковых. Схему петлевой продувки, показанную на рис. 2.7,а, используют на ряде зарубежных тракторов.

Прямоточные схемы (рис. 2.7, б, г) конструктивно сложнее, но в них обеспечивается более совершенная продувка, в результате чего достигаются меньшие значения g_ост, чем при петлевой продувке. Соответствующее направление продувочных окон обеспечивает вращательное относительно оси цилиндра движение заряда, которое способствует не только улучшению продувки, но и повышает совершенство процесса смесеобразования. Благодаря лучшей продувке и меньшей доле потерянного объема y прямоточные схемы позволяют получить лучшие экономические и мощностные показатели, чем при петлевой продувке. Прямоточная продувка может быть организована по щелевой и клапанно-щелевой схемам. Последнюю схему применяют на отечественных двигателях ЯМЗ-204 и ЯМЗ-206.

Во время продувки некоторое количество свежего заряда теряется через выпускные органы, что особенно нежелательно для карбюраторных двигателей, у которых часть топлива оказывается бесполезно выброшенной в систему выпуска. Отношение количества воздуха (или смеси) М_к, поданного в цилиндр в период продувки, к количеству свежего заряда М₁, оставшегося в цилиндре после продувки, называют коэффициентом продувки: j_пр = М_к / М₁. Чем выше коэффициент j_пр, тем больше потери свежего заряда при продувке, однако тепловая напряженность ряда ответственных деталей (поршень, выпускные клапаны, головка цилиндров) в этом случае снижается в результате лучшего охлаждения внутренней полости цилиндра холодным продувочным воздухом. Качество очистки и наполнения цилиндров в двухтактных двигателях хуже, чем в четырехтактных. Приведение в действие продувочного насоса требует затраты мощности.

§ 2.3. Процесс сжатия

Посредством сжатия свежего заряда достигают увеличения температурного перепада, при котором осуществляется действительный цикл, улучшаются воспламенение и горение топлива. Это позволяет получить большую работу при расширении продуктов сгорания и повысить экономичность двигателя.

Сжатие свежего заряда происходит при движении поршня к в. м. т. В начале этого процесса температура заряда несколько ниже средней температуры стенок цилиндра (Т_газ < Т_ст), поэтому тепловой поток направлен от стенок к заряду. По мере сжатия температура заряда повышается и, после того как она превысит среднюю температуру стенок, тепловой поток изменяет свое направление. В соответствии с этим сжатие представляет собой политропный процесс с переменным значением показателя политропы n₁. В начале сжатия n₁ > k₁, затем, когда наступит равенство температур T_газ = Т_ст, n₁ = k₁ после чего Т_газ>Т_ст и n₁ < k₁. В целом за весь процесс сжатия подвод теплоты к газу меньше теплоотвода. Помимо небольших тепловых потерь при сжатии имеют место и утечки, т. е. прорыв газов через неплотности поршневых колец и клапанов.

К концу сжатия заряда в дизеле необходимо во всех случаях, включая и пуск холодного двигателя, достичь температуры, при которой впрыснутое топливо хорошо воспламеняется. Этим определяется минимальное значение степени сжатия. С ростом степени сжатия, как показывает анализ термодинамических циклов, улучшается теплоиспользование. В то же время при увеличении e повышаются нагрузки от газовых сил на кривошипно-шатунный механизм и тепловые нагрузки на такие детали, как головка цилиндров, поршень и др. Поэтому значение степени сжатия в дизеле определяется его конструктивными особенностями и условиями эксплуатации. Дизели с разделенными камерами сгорания, малыми размерами цилиндра, без наддува, а также дизели, эксплуатирующиеся при низких температурах, имеют, как правило, более высокие степени сжатия.

В карбюраторных двигателях допустимое значение e зависит от октанового числа бензина; при недостаточно высоком октановом числе может нарушиться сгорание, так как наступает детонация (см. § 2.6). Процесс сжатия используют также для интенсификации движения воздушного заряда, что необходимо для улучшения смесеобразования и сгорания. Это достигают соответствующим сочетанием формы впускного канала и камеры сгорания, а также применением разделенных камер сгорания. Естественно, что интенсификация движения заряда связана с дополнительными гидравлическими и тепловыми потерями.

При термодинамическом расчете процесса сжатия обычно считают, что он протекает в течение всего хода поршня от н. м. т. до в. м. т. (линия ас на рис. 2.1,а). Для упрощения расчета значение показателя политропы условно принимают постоянным. В конце сжатия давление и температура соответственно будут

р_с = р_а eⁿ¹ (2.13)

Т_c=Т_а e⁽ⁿ^1-1) (2.14)

Все факторы, способствующие усилению теплоотдачи от заряда (интенсивность охлаждения цилиндра, увеличение отношения поверхности стенок камеры сжатия к объему цилиндра, повышение скорости движения заряда), а также утечки газа уменьшают величину n₁. С ростом частоты вращения сокращается время теплоотдачи, снижаются утечки через кольца, показатель n₁ возрастает.

Ориентировочные значения параметров конца сжатия и показателя n₁ даны в табл. 2.2.

Давление и температура заряда в конце сжатия могут заметно снизиться в результате утечек газа через неплотности компрессионных колец или клапанов. Это приводит к ухудшению запуска дизеля, особенно холодного (из-за снижения температуры в конце сжатия), а в карбюраторном двигателе вызывает потери некоторого количества бензина вместе с утечкой смеси. Поэтому при эксплуатации д. в. с. следует контролировать герметичность колец и клапанов и в случае потери двигателем компрессии выполнять необходимые ремонтные работы.

§ 2.2. Процессы газообмена

gост =M_r / М₁. (2.4)

Если принять, что процесс выпуска заканчивается в в. м. т., то

М_r = p_r V_c / (8314 T_r),

h_v = M₁/M_т = G₁/G_т = G₁ /(r_вп V_h) = V₁/V_h (2.5)

С_р М₁ (Т_вп + DТ) + с_r М_r Т_r = с_p’ (М₁ + М_r) Т_a.

Та = (Твп + DT + j g_ост ) / ( 1 + g_ост) (2.6)

Чтобы получить формулу для расчета h_v, напишем уравнение состояния для заряда в точке а (см. рис. 2.2,а):

М_1a + М_r = p_a V_a / (8314 T_a), (2.7)

где М_1а — число молей свежего заряда в объеме V_а.

j₁ = (M₁ + М_r) / (М₁_a + М_r).

Используя выражения (2.4) и (2.7), получим

M₁ = [j₁ p_a V_a / (8314 T_a)] [1 / (1 + g_ост)] (2.8)

Теоретическое количество молей свежего заряда

М_т = р_вп V_h / (8314Т_вп). (2.9)

Теперь на основании (2.5), (2.8) и (2.9) можно записать

Так как V_а/V_h = e/(e —1) и l/[T_a (l+ g_ост)] = 1/(T_к +DT+ + j g_oc_т Т_r). то окончательно получим

(2.10)

М_r = p_r V_c / (8314T_r) = p_r V_h / [8314(e - 1) Т_r].

Число молей свежего заряда М₁ = p_вп h_v V_h / (8314 T_вп), тогда коэффициент остаточных газов

(2.11)

С учетом (2.10) и (2.11)

(2.12)

§ 2.6. Процессы сгорания и тепловыделения

Сгорание является сложным физико-химическим процессом. На большую часть показателей двигателя влияют, однако, не физико-химические особенности процесса сгорания, а закономерности тепловыделения и вызываемого им изменения давления и температуры в цилиндре. Ими определяются энергетические и экономические показатели цикла, статические и динамические нагрузки на детали, оцениваемые максимальным давлением цикла р_z и скоростью нарастания давления при сгорании (dp/d(j)_max (МПа/°п. к. в.) или (dp/dt)_max (МПа/с), тепловая напряженность деталей, оцениваемая по распределению температур и тепловых потоков, интенсивность шумоизлучения, в определенной степени механические потери в двигателе и токсичность отработавших газов. Благоприятные показатели работы двигателя обеспечиваются при тепловыделении, начинающемся за 5—15° до в. м. т., вызывающем равномерное повышение давления в интервале углов поворота коленчатого вала 15—30° и в основном завершающемся за 45—50°. Теплоиспользование в действительном цикле с таким характером тепловыделения мало отличается от имеющего место в цикле с подводом теплоты при V = const, так как поршень у в. м. т. движется с малыми скоростями и поэтому за время тепловыделения проходит малый путь. Так, если тепловыделение завершается через 35° после в. м. т., то степень последующего расширения газов отличается от степени сжатия лишь на 11—12%. В действительности постепенное тепловыделение выгоднее мгновенного в связи с уменьшением потерь теплоты в охлаждающую среду и механических потерь двигателя. Физико-химические особенности процесса сгорания оказывают существенное влияние на излучение пламени, отложения на деталях и токсичность отработавших газов.

Основы теории горения. По представлениям кинетики химических реакций, акт реагирования происходит при столкновении молекул, энергия которых превосходит определенное для каждой из реакций значение, достаточное для разрушения существующих внутримолекулярных связей и замещения их новыми. Это критическое значение энергии называют энергией активации, а сами молекулы, вступающие в реакцию,— термически активными. Число столкновений в единицу времени термически активных молекул существенно увеличивается с температурой. Оно также зависит от природы реагентов, их соотношения в смеси и давления. При увеличении давления частота столкновений возрастает вследствие увеличения числа молекул каждого из реагентов в единице объема, причем в тем большей степени, чем большее число молекул n_м участвует в элементарном акте реакции. Скорость химических реакций, измеряемая количеством вещества, прореагировавшего в единице объема в единицу времени [кг/(с м³) или кмоль/(с м³)],

. (2.17)

Здесь С — концентрация реагента; t — время; К_о — константа столкновений, зависящая от природы и соотношения реагентов в смеси; р — давление; n_м — порядок химической реакции; Q_a — энергия активации, зависящая от природы реагентов, механизма реакции и параметров состояния; Т — температура смеси, mR — универсальная газовая постоянная.

Приведенная зависимость справедлива для случая, когда концентрация реагентов поддерживается неизменной. В действительности она изменяется. Поэтому в ходе реакции скорость ее достигает максимума, а затем снижается до нуля.

Изложенных ранее представлений о химических реакциях, происходящих в результате соударения термически активных молекул исходных веществ, оказалось недостаточно для объяснения ряда наблюдений, так как: 1) экспериментально полученные зависимости скорости реакции от давления имеют нередко дробный положительный показатель степени, хотя очевидно, что в реакции не может участвовать дробное число молекул; 2) добавка некоторых веществ, так называемых присадок, к топливам существенно влияет на процесс горения, несмотря на очень малые концентрации; 3) зависимость скоростей предпламенных реакций от параметров состояния заметно отклоняется от определяемой по (2.17) вплоть до того, что в некотором диапазоне увеличение температуры сопровождается уменьшением скорости реакции (отрицательная температурная зависимость); 4) ряд реакций происходит с большими скоростями без повышения температуры смеси.

Эти и многие другие явления удалось объяснить на основании теории цепных реакций, в разработке которой выдающаяся роль принадлежит школе советских ученых во главе с акад. Н. Н. Семеновым. В соответствии с представлениями этой теории подавляющее большинство химических реакций идет по цепному механизму, т. е. исходные вещества переходят в конечные через более или менее длинную цепь отдельных реакций с образованием ряда промежуточных, нередко крайне неустойчивых, соединений. Ведущую роль в развитии цепной реакции играют химически активные частицы, обладающие свободными валентностями, легко вступающие в соединение с исходными или промежуточными продуктами без термической активации. В результате указанных реакций получаются конечные продукты и одновременно вновь образуется некоторое количество таких же или других активных частиц, которые снова вступают в реакции, возобновляя, цепь превращений.

Если в результате элементарного акта химически активной частицы с какой-либо молекулой воссоздается лишь одна активная частила, то имеет место простое продолжение реакции и она является неразветвленной. Скорость неразветвленной цепной реакции определяется числом активных частиц, возникающих в единицу времени, и средней длиной цепи. Химически активные частицы образуются в результате столкновений или самопроизвольного распада термически активных молекул. Поэтому зависимость w = f(p, Т) для неразветвленной цепной реакции аналогична (2.17). При этом рассматривают некоторую эффективную энергию активации, характеризующую итоговую зависимость скорости процесса от температуры. Если в результате элементарной реакции с участием одной активной частицы возникают две или большее число новых активных частиц, то имеет место гак называемое разветвление цепи. Скорость такой реакции очень быстро возрастает со временем даже при отсутствии повышения температуры. Обрыв цепи происходит при столкновении между собой химически активных частиц и в результате адсорбции их стенками, окружающими реагирующую смесь. Поэтому увеличение концентрации химически активных частиц сопровождается увеличением числа обрывов цепей и, как следствие, скорость разветвленной цепной реакции стабилизируется, а затем уменьшается в результате выгорания исходных веществ.

В соответствии с теорией цепных реакций дробный порядок реакции — результат сложного механизма течения реакции, включающей в себя ряд элементарных стадий, каждая из которых имеет свой порядок. В зависимости от значимости каждой из промежуточных стадий получаются те или иные значения показателя степени при р в (2.17). То обстоятельство, что каждая химически активная частица является источником целой серии превращений, позволяет объяснить ускоряющее или тормозящее действие небольших количеств присадок к топливу. Отрицательная температурная зависимость w объясняется тем, что увеличение температуры приводит к росту концентрации промежуточного продукта реакции, тормозящего образование конечных продуктов.

На протекание химических реакций в поршневых двигателях влияет как термическая, так и химическая активация частиц. Для различных условий преобладающим может быть один из способов активации. В большинстве случаев, однако, решающее влияние оказывает тепловое самоускорение реакций. Исключение составляет процесс самовоспламененияю.

В поршневых двигателях имеют место три характерных вида сгорания и их комбинаций: объемное воспламенение, воспламенение от искрового разряда с последующим распространением пламени и диффузионное горение.

Объемное воспламенение. В случае нагрева, например, путем быстрого сжатия однородной газовой смеси реагентов до температуры Т_нач в последней одновременно по всему объему возбуждается экзотермическая реакция. Параллельно с выделением теплоты происходит отвод теплоты в окружающую среду. При температуре Т_нач выше определенного для каждого сочетания условий (природа и соотношение реагентов в смеси, давление, условия теплоотвода и т. д.) значения Т_воспл по истечении некоторого промежутка времени, известного под названием периода задержки воспламенения t_i наблюдается быстрый саморазгон химических реакций — происходит объемное воспламенение, сопровождающееся охватом всего объема пламенем. В течение периода задержки воспламенения t_i соотношение между скоростями выделения и отвода теплоты вследствие различной температурной зависимости соответствующих процессов таково, что имеет место лишь сравнительно небольшое повышение температуры и ускорение химических реакций. Период t_i тем меньше, чем больше скорость развития предпламенных реакций и их тепловой эффект. Поэтому период задержки воспламенения обычно сокращается при увеличении давления и температуры. Т_воспл зависит от природы реагентов, соотношения их в смеси и достигает минимума при определенном составе смеси.

Для простых реакций с увеличением давления смеси температура воспламенения снижается. При самовоспламенении большинства углеводородов вследствие многостадийного цепного механизма развития предпламенных реакций наблюдаются в определенных зонах изменения параметров состояния существенные отклонения от отмеченной зависимости. В некоторой зоне температур объемному воспламенению предшествует образование холодного пламени, в котором смесь претерпевает неполное окисление, появляется сине-фиолетовое свечение, выделяется небольшое количество тепловой энергии.

Воспламенение от искрового разряда с последующим распространением пламени. При второй разновидности процесса воспламенение однородной смеси осуществляется с помощью искрового разряда. Искровой разряд должен обладать определенной мощностью, т. е. сообщать смеси в зоне зажигания энергию, достаточную для дальнейшего распространения процесса по объему. В искровом промежутке развиваются температуры более 10⁴ К. Вследствие термической диссоциации и ионизации в объеме искрового промежутка смесь реагирует с огромными скоростями без задержки воспламенения. Здесь, естественно, нет саморазгона химической реакции. Напротив, скорость химических реакций с течением времени снижается до значений, соответствующих температуре пламени при данном составе смеси. На условия зажигания помимо мощности и природы искры, естественно, влияют природа и состав смеси, условия отвода теплоты от зоны зажигания, зависящие, в частности, от конструкции свечи зажигания, способа ее установки, характера и интенсивности движения заряда и пр. Увеличение мощности искрового разряда обеспечивает возможность зажигания более бедных смесей.

При благоприятных условиях реакция из очага воспламенения распространяется по всему объему путем последовательного разогрева и переноса активных частиц — происходит распространение пламени, которое можно наблюдать по перемещению свечения или фронта пламени. В зависимости от условий движения смеси различают нормальную u_п и турбулентную u_т скорости пламени. Нормальная скорость пламени определяется явлениями молекулярного переноса теплоты и активных частиц, т. е. зависит от таких характеристик, как коэффициенты температуропроводности а и диффузии, а также скоростью химических реакций w_z. Найдено, что .

Для рассматриваемого процесса в каждый момент имеются две зоны: свежая смесь и продукты сгорания, разделенные фронтом пламени, в котором происходит реакция. Ширина ламинарного фронта d_л обычно невелика (0,1—1 мм). Она зависит от тех же факторов, что и u_н но в данном случае увеличение скорости химических реакций ведет к уменьшению ширины ламинарного фронта пламени . Скорость химических реакций больше в несколько обогащенных смесях, поэтому u_н достигает максимума при a = 0,85 — 0.9. При обеднении и обогащении смеси u_н снижается. Имеется некоторый критический предел снижения u_н, ниже которого пламя не распространяется, оно гаснет, так как при этом чрезмерно увеличиваются ширина зоны горения и, как следствие, относительные тепловые потери из этой зоны. Предельно богатую смесь, при которой еще возможны распространение ламинарного пламени, а следовательно, и зажигание смеси, называют верхним концентрационным, пределом или верхним пределом воспламеняемости. Аналогично, предельно обедненную смесь, при которой возможно распространение фронта пламени, называют нижним концентрационным пределом или нижним пределом воспламеняемости. Для карбюраторных двигателей пределы воспламеняемости не превышают 0,6 < a <; 1,4. Нормальная скорость пламени снижается при увеличении давления смеси и повышается при росте температуры. Эти зависимости следуют из рассмотрения влияния параметров состояния на значения коэффициентов температуропроводности и диффузии. В частности, снижение нормальной скорости пламени при увеличении давления вызвано уменьшением скорости диффузии частиц.

В турбулизированной смеси скорость распространения пламени в несколько десятков раз больше нормальной скорости пламени. Фронт турбулентного пламени сильно искривлен, а при высокой турбулентности раздроблен на большое число очагов. Сказанное схематически иллюстрируется на рис. 2.22, а, б. Перенос термически и химически активных частиц осуществляется путем турбулентной диффузии, т. е. переноса целых объемов смеси. Коэффициент турбулентной диффузии в сотни раз превышает коэффициент молекулярной диффузии. Этим, собственно, и объясняется интенсификация процесса распространения пламени при турбулизации смеси. Ширина зоны турбулентного горения d_т также значительно больше ламинарной d_л. Для условий поршневых двигателей d_т достигает нескольких сантиметров. Турбулентная скорость пламени в отличие от нормальной растет не только при увеличении температуры, но и с повышением давления. Это связано с существенно различным характером переноса активных центров.

Инициирование распространения пламени при турбулентном заряде обусловлено в большой мере явлениями молекулярного переноса. Интенсивность турбулентного движения заряда в некоторых случаях может воздействовать на процессы воспламенения отрицательно, способствуя переохлаждению объема, в котором произошел искровой разряд.

Под периодом формирования очага воспламенения (фронта пламени) понимают время увеличения размеров объема, охваченного реакцией, до значения, при котором заметными оказываются выделение теплоты и повышение давления. Он сокращается при увеличении турбулизации заряда вследствие интенсификации турбулентного переноса теплоты и химически активных частиц, а также из-за уменьшения толщины пограничного слоя заряда, в котором обычно располагается искровой промежуток и где развитие процесса определяется молекулярными явлениями, скорость которых невелика.

Диффузионное горение. Диффузионное горение имеет место, когда возможная скорость реакции значительно выше скорости смешения реагентов и скорость процесса лимитируется смешением.

Рассмотрим диффузионное горение на примере горения распыленного жидкого топлива, которому предшествуют прогрев и частичное испарение капель. На рис. 2.22, в показана схема горения движущейся капли топлива. Вокруг капли располагается паровая оболочка I. В зоне II находится топливовоздушная смесь, температура и состав которой соответствуют условиям воспламенимости, в зону III выносятся продукты сгорания. Собственно зона горения располагается между паровой оболочкой и воздухом.

Сгорание в дизеле. Процесс воспламенения распыленного топлива имеет многостадийный цепной характер. Очаги воспламенения располагаются вблизи наружных границ факела распыленного топлива, где понижение температуры вследствие испарения меньше, чем на оси, а состав смеси благоприятен для воспламенения. При низких температурах длительность периода задержки воспламенения велика и смесь успевает в значительной степени стать однородной. В этом случае четко проявляется двухстадийный характер предпламенного процесса, т. е. вначале по смеси распространяется холодное пламя, а затем уже возникает горячее. При более высоких температурах холодное пламя в различных зонах неоднородного заряда возникает не одновременно, а в результате дальнейшего повышения температуры процесс становится одностадийным.

Процессы смесеобразования начинают ограничивать сгорание в области высоких температур, так как их скорость растет с температурой в существенно меньшей степени, чем скорость химических реакций.

При горении распыленного топлива имеет место комбинация всех рассмотренных разновидностей процесса. Возникновение очага воспламенения происходит по механизму объемного воспламенения. Далее процесс распространяется по паровоздушному заряду, подготовленному к горению за период задержки воспламенения. Наконец, основная часть топлива сгорает по механизму диффузионного горения.

Процесс горения в поршневых двигателях удобно анализировать по индикаторным диаграммам в координатах р—j (рис. 2.23,а). При этом процесс сгорания разделяют на ряд фаз.

Первая фаза горения, или период задержки воспламенения, определяется как интервал времени t_i, или углов поворота коленчатого вала Q_i, от начала впрыскивания (j_н.вп) до момента, когда давление в цилиндре становится в результате выделения теплоты выше давления при сжатии воздуха без впрыскивания топлива (точка а на диаграмме давления).

Период задержки воспламенения при впрыскивании жидкого топлива включает в себя время, необходимое для распада струи на капли, некоторого продвижения капель по объему камеры сгорания, прогрева, частичного испарения и смешения топливных паров с воздухом, а также время саморазгона химических реакций. Неоднородность смеси положительно влияет на развитие воспламенения, так как предопределяет существование в каких-то зонах условий, наиболее благоприятных для воспламенения по составу смеси и ее температуре.

Именно наличие всей гаммы составов смеси и температур определяет возможность воспламенения в среднем очень бедной смеси, например a = 6 и более. В случае гомогенизации воспламенение такой смеси было бы затруднено. Если период задержки воспламенения больше продолжительности впрыскивания, все топливо подается в цилиндр до начала воспламенения, большая часть его успевает испариться и смешаться с воздухом. В результате объемного воспламенения этой части топлива в цилиндре развиваются высокие давления: высокими оказываются динамические нагрузки на детали и шумоизлучение.

На длительность t_i влияют:

1. Воспламеняемость топлива. Склонность топлива к воспламенению оценивается цетановым числом, которое определяется на специальных установках сравнением воспламеняемости топлива с воспламеняемостью смеси эталонных топлив (цетана C₁₆H₃₄ и альфаметилнафталина С₁₀Н₇ — СH₃). Чем больше цетановое число, тем лучше воспламеняемость топлива. Наименьшим цетановым числом обладают высокооктановые бензины. Их применение возможно лишь в специальных многотопливных дизелях. На склонность топлив к воспламенению можно влиять, добавляя к ним специальные присадки, например амилнитраты, которые, однако, не получили еще широкого распространения.

2. Давление и температура заряда в начале впрыскивания топлива. Увеличение давления и особенно температуры, как правило, сокращает t_i. Поэтому повышение температуры заряда в начале впрыскивания топлива, уменьшение угла опережения до определенного значения способствуют уменьшению t_i. При эксплуатации в результате увеличения утечек заряда через неплотности давление и температура заряда в конце сжатия снижаются, что вызывает удлинение t_i_.

3. Тип камеры сгорания. Он оказывает влияние на t_i вследствие различий в распределении топлива по объему заряда и в пристеночной зоне, а также в температуре стенок камеры сгорания.

4. Интенсивность направленного движения заряда. Увеличение интенсивности движения заряда в дизеле, как правило, несколько сокращает длительность задержки воспламенения.

5. Характеристики впрыскивания и распыливания. Интенсификация впрыскивания и ускорение развития топливных струй до определенных пределов способствуют сокращению t_i.

6. Изменение нагрузки. В зависимости от конструкции топливного насоса t_i изменяется по-разному. Если начало подачи в зависимости от нагрузки не изменяется, то t_i растет при уменьшении нагрузки в связи со снижением давления и температуры заряда в момент начала впрыскивания топлива. Если же при уменьшении нагрузки начало впрыскивания запаздывает, то возможно сокращение t_i вследствие увеличения давления и температуры заряда в цилиндре в момент начала впрыскивания топлива.

7. Увеличение частоты вращения. Увеличение скорости сжатия заряда, улучшение распыливания топлива и повышение давления и температуры заряда в момент начала впрыскивания топлива сопровождают повышение частоты вращения. В случае разделенных камер сгорания возрастает температура горловины и горячей вставки. Все это способствует сокращению t_i с ростом частоты вращения, особенно в дизелях с разделенными камерами сгорания. Продолжительность периода задержки в, в градусах п. к. в. при этом растет, причем в меньшей степени в случае разделенных камер сгорания.

Вторая фаза горения, или фаза быстрого горения, начинается с момента, определяемого как «момент воспламенения», и продолжается до достижения максимума давления. Эту фазу можно разделить на две части: от начала горения до точки б и на участке б — в (рис. 2.23,а). В течение первой сгорает часть смеси, подготовленная к воспламенению за t_i и происходит быстрое тепловыделение и нарастание давления. Начиная с точки б процесс лимитируется смешением топлива и воздуха и, следовательно, принципиально возможно направленное изменение характера тепловыделения и нарастания давления.

На развитие и длительность второй фазы горения влияет ряд факторов:

1. Количество и состояние топлива, поданного в цилиндр за t_i и подаваемого в течение второй фазы горения. На количество топлива, поданного за t_i, естественно, влияет длительность этой фазы. При характеристике I впрыскивания (рис. 2.23,6) меньше подача топлива за t_i; и (dp/dj)max. Чем мельче распыливаются и быстрее охватывают объем заряда первые порции впрыскиваемого топлива, тем интенсивнее тепловыделение и нарастание давления во второй фазе,

2. Скорость движения заряда. Вплоть до некоторого значения увеличение скорости движения заряда способствует интенсификации тепловыделения в фазе быстрого горения. При сильном перезавихривании уменьшается количество теплоты, выделяемой за вторую часть второй фазы горения. Интенсивность тепловыделения в первой части этой фазы не снижается.

3. Тип камеры сгорания. От типа камеры сгорания существенно зависит характер развития второй фазы горения в связи с влиянием его на длительность t_i, а также на количество топливовоздушной смеси, приготовленной к воспламенению за t_i и после начала воспламенения. Чем больше топлива подается в пристеночную зону, тем меньше скорость тепловыделения и нарастания давления.

4. Нагрузка. При уменьшении нагрузки сокращается продолжительность второй фазы горения за счет заключительной ее части, что связано с уменьшением величины и длительности подачи топлива.

5. Частота вращения. При повышении частоты вращения t_II сокращается в такой степени, что продолжительность второй фазы Q_II, выраженная в градусах п. к. в., почти не возрастает. Связано это с улучшением распыливания топлива, уменьшением продолжительности впрыскивания во времени, увеличением интенсивности движения заряда, повышением параметров состояния заряда р и Т, способствующим ускорению химических реакций.

Третья фаза горения, или фаза быстрого диффузионного горения, наиболее ярко выраженная при больших нагрузках и в дизелях с наддувом, начинается в момент достижения максимума давления и завершается в момент максимума температуры. Максимум температуры цикла всегда достигается позже максимума давления. Это связано с тем, что после завершения второй фазы может происходить интенсивное тепловыделение. Вследствие высокой чувствительности к изменению объема (р ~ 1/ Vⁿ²) давление начинает падать, когда достигается определенное сочетание скоростей тепловыделепня и увеличения объема. Температура заряда изменяется в меньшей степени при увеличении объема (T ~ 1/V⁽ⁿ^2-1)), поэтому понижение температуры начинается при большей скорости увеличения объема, т. е. дальше от в. м. т. В третьей фазе имеет место диффузионное горение при интенсивном смешении. Топливо подается в пламя. Период задержки воспламенения впрыскиваемых в пламя порций топлива сравнительно невелик. Тепловыделение в принципе является управляемым. Горение развивается при увеличивающемся объеме рабочего тела, поэтому давление в цилиндре снижается. В ряде случаев (например, в дизелях с высоким наддувом) скорость тепловыделения в рассматриваемой фазе близка к имеющей место во второй фазе горения. На развитие третьей фазы сгорания оказывают влияние: 1, Качество распыливания и количество топлива, впрыскиваемого после начала горения. Если впрыскивание топлива завершается до начала третьей фазы, то количество теплоты, выделяемой в этой фазе, невелико. Это имеет место, в частности, при малых нагрузках дизеля.

2. Скорость движения воздушного заряда. Увеличение скорости движения заряда до некоторого оптимального значения увеличивает тепловыделение в третьей фазе. При «перезавихривании» заряда тепловыделение в третьей фазе снижается. Это связано с ухудшением распределения топлива в объеме заряда и с переносом продуктов сгорания из зоны одного факела в зону другого. Оба фактора увеличивают неполноту сгорания и вызывают дымление дизеля.

3. Наддув. Введение наддува увеличивает тепловыделение. При наддуве количество теплоты, выделяемой в течение третьей фазы, может превышать количество теплоты, выделяемой в течение второй фазы. Высокими при этом оказываются также скорости тепловыделения. С повышением степени наддува длительность третьей фазы и тепловыделение за этот период возрастают.

4. Увеличение частоты вращения дизеля. Подача и распыливание топлива интенсифицируются, а скорость движения заряда повышается вследствие увеличения частоты вращения. Продолжительность третьей фазы по времени сокращается, а в градусах несколько возрастает.

Четвертая фаза горения—догорание— продолжается с момента достижения максимальной температуры цикла до окончания тепловыделения. В этой фазе также происходит диффузионное горение, но при малой скорости смешения, так как основная часть топлива и окислителя уже израсходована. Взаимное столкновение частиц топлива и окислителя затруднено. При благоприятных условиях происходит достаточно полное выгорание сажи, образовавшейся в течение предыдущих фаз сгорания. На развитие четвертой фазы горения влияют: 1. Турбулентные пульсации заряда. Они увеличивают вероятность своевременного контакта между частицами топлива и окислителя. Высокочастотные пульсации обеспечивают относительную скорость между частицами сажи и заряда, необходимую для завершения горения.

2. Качество распыливания порций топлива, впрыскиваемых в конце процесса. Чем больше максимальный диаметр капель, тем длительнее догорание топлива. Продолжительное снижение давления впрыскивания, дополнительные впрыскивания способны вызывать недопустимое затягивание процесса горения. При этом ухудшается не только теплоиспользование, но снижается и надежность работы дизеля вследствие закоксовывания сопловых отверстий и повышенных отложений на деталях.

3. Попадание топлива на холодные поверхности внутрицилиндрового пространства. Это явление также вызывает затянутое догорание, поэтому нежелательно нагружение дизеля до его прогрева.

4. Наддув. Как правило, он приводит к некоторому затягиванию догорания топлива вследствие увеличения продолжительности впрыскивания, а нередко и ухудшения распределения топлива по объему камеры сгорания.

При износе деталей дизеля и его топливной аппаратуры, а также изменении проходного сечения распылителя, как правило, качество процессов смесеобразования и сгорания ухудшается, горение затягивается и становится неполным.

Сгорание в карбюраторном двигателе. При анализе процесса сгорания на индикаторной диаграмме карбюраторного двигателя выделяют три фазы (рис. 2.24).

Первая фаза Q₁, начинающаяся в момент проскакивания электрической искры и заканчивающаяся, когда давление в цилиндре становится в результате выделения теплоты выше, чем при сжатии смеси без сгорания, называется начальной фазой сгорания или фазой формарования фронта пламени. Развитие сгорания в течение этой фазы в основном определяют закономерности мелкомасштабного турбулентного горения. На длительность Q₁ в градусах п. к. в. влияет ряд факторов:

1. Состав смеси. Наименьшее значение Q₁ соответствует составу смеси, при котором наибольшее значение имеет нормальная скорость сгорания (a = 0,8 — 0,9). При значительном обеднении смеси не только заметно увеличивается Q₁, но и резко ухудшается стабильность воспламенения, вплоть до появления пропусков воспламенения в отдельных циклах.

2. Степень сжатия. С ростом e увеличиваются температура и давление рабочей смеси, а это способствует повышению нормальной скорости сгорания и соответствующему сокращению длительности Q₁. По этим же причинам уменьшение угла опережения зажигания приводит к некоторому уменьшению Q₁.

3. Частота вращения. Опыты показывают, что Q₁ » n^m, где показатель m = 0,5 — 1,0. Чем сильнее возрастают мелкомасштабные пульсации при увеличении частоты вращения n, тем больше значение показателя m.

4. Нагрузка двигателя. По мере закрытия дроссельной заслонки увеличивается относительное количество остаточных газов и уменьшается давление рабочей смеси. Все это приводит к увеличению длительности Q₁, а также к ухудшению стабильности воспламенения.

5. Характеристики искрового разряда. Чем выше пробивное напряжение, длительность и стабильность разряда, тем меньше Q₁, поэтому электронные (транзисторные) системы зажигания несколько улучшают по сравнению с классическими батарейными системами воспламенение и сгорание, особенно на режимах разгона.

Вторая фаза Q₁_I называется основной фазой сгорания, ее длительность отсчитывается от конца первой фазы до момента достижения максимального давления в цикле. Длительность Q₁_I определяется закономерностями крупномасштабного турбулентного горения. Как показывают эксперименты, Q₁_I слабо зависит от физико-химических свойств рабочей смеси и только при очень сильном дросселировании наблюдается некоторое увеличение Q₁_I. Интенсивность турбулентности заряда в цилиндре пропорциональна частоте вращения, поэтому с ростом n длительность второй фазы во времени уменьшается в соответствии с изменением длительности всего цикла, т. е. фаза Q₁_I в градусах п. к. в. практически не изменяется. Уменьшению длительности Q₁_I способствует расположение свечи зажигания ближе к центру камеры сгорания, а также усиление турбулизации заряда.

Третья фаза Q₁_II, или фаза догорания, начинается в момент достижения максимального давления цикла. В этой фазе смесь горит в пристеночных слоях, где масштабы турбулентных пульсаций заметно меньше, чем в основном объеме камеры сгорания. Отдельные объемы смеси догорают за фронтом пламени, особенно когда зона турбулентного горения имеет большую глубину. На длительность Q₁_II идентично влияют те же факторы, которые воздействуют на Q₁, т.е. от которых зависит скорость мелкомасштабного турбулентного горения. С ростом e увеличивается доля смеси, догорающей в пристеночных слоях и в зазорах между головкой и днищем поршня (вытеснителях), что оказывает решающее влияние на затягивание третьей фазы. Определить момент окончания этой фазы, характеризующейся концом тепловыделения, без специальных расчетов и обработки индикаторной диаграммы нельзя.

В эксплуатационных условиях обычно изменяются и скоростной и нагрузочный режимы двигателя. При уменьшении нагрузки и при увеличении частоты вращения длительность первой и третьей фаз возрастает, что при малоизменяющейся величине Q₁_I требует увеличения угла опережения зажигания Q_о.з для компенсации возрастающей длительности Q₁ и Q₁_II. Поэтому системы зажигания карбюраторных двигателей имеют, как правило, вакуумный и центробежный регуляторы угла опережения зажигания: первый увеличивает Q_o_.з по мере уменьшения нагрузки, а второй — при увеличении частоты вращения.

Детонационное сгорание. Часть смеси, до которой фронт пламени доходит в последнюю очередь, нагревается в результате поджатая до температуры, превышающей температуру самовоспламенения. Несмотря на это, при нормальном протекании сгорания самовоспламенение последней порции смеси не происходит, так как для его развития не хватает времени. Если же период задержки самовоспламенения окажется настолько коротким, что в последней порции заряда возникнут очага воспламенения от сжатия, то такое самовоспламенение может приобретать взрывной характер. При этом возможно возникновение и распространение по заряду ударных волн, которые со своей стороны способствуют самовоспламенению хорошо подготовленной к нему остальной несгоревшей смеси.

Сгорание в цилиндре карбюраторного двигателя последних порций заряда после его объемного самовоспламенения, сопровождающееся возникновением ударных волн, называют детонационным. Скорость ударных волн во много раз больше скорости распространения фронта турбулентного пламени.

При отражениях ударных волн от стенок камеры сгорания возникает звонкий «металлический» стук, который служит внешним проявлением детонации. На индикаторных диаграммах при детонационном сгорании регистрируются вибрации давления, амплитуда и частота которых зависят от интенсивности детонации (рис. 2.25,а, б). При сильной детонации стуки становятся громче, увеличивается диссоциация продуктов сгорания, мощность двигателя падает, а в отработавших газах появляется черный дым.

Работа двигателя при сильной детонации (рис. 2,25,6) связана с большими тепловыми и механическими нагрузками на ряд деталей, в результате чего могут обгореть кромки поршней и прокладка головки, а также электроды свечи. Ударные волны разрушают масляную пленку на поверхности верхней части цилиндра и последняя при детонации интенсивно изнашивается. Продолжительную работу двигателя с детонацией допускать нельзя.

Подавлению детонации способствуют все факторы, увеличивающие задержку самовоспламенения последней порции заряда, а именно:

1. Использование топлив с достаточно высоким октановым числом. В процессе изготовления такого топлива октановое число может быть повышено путем добавки в небольших количествах специальных антидетонационных присадок, например этиловой жидкости, содержащей в основном тетраэтилсвинец Рb(С₂Н₅)₄.

2. Уменьшение угла опережения зажигания. При этом снижаются максимальное давление и скорость нарастания давления Dр / Dj цикла, что способствует меньшему поджатию смеси перед фронтом пламени.

3. Увеличение частоты вращения. В этом случае повышается скорость распространения основного фронта пламени и соответственно становится меньше время развития предпламенных процессов в последних частях заряда, с другой стороны, интенсивность этих процессов снижается из-за большей концентрации в смеси остаточных газов и меньшей скорости нарастания давления. По этим причинам с ростом n вероятность возникновения детонации снижается.

4. Нагрузка двигателя. Дросселирование связано с уменьшением давления и температуры заряда, а также с увеличением g_ост, в результате этого при уменьшении нагрузки склонность двигателя к детонации понижается.

5. Конструктивные мероприятия. Уменьшению вероятности появления детонации способствуют снижение степени сжатия, уменьшение диаметра цилиндра, усиление турбулизации заряда, улучшение охлаждения последних порций заряда, уменьшение пути, проходимого фронтом

пламени от свечи до наиболее удаленных частей камеры сгорания.

При конструировании камер сгорания обычно стремятся выбрать такую ее схему (рис. 2.26,а—г), которая обеспечила бы наибольшую компактность камеры и возможность расположить свечу вблизи от центра (полусферическая). В то же время иногда менее компактные камеры при обеспечении большей турбулизации заряда (плоскоовальная, клиновая и полуклиновая) обладают более высокими антидетонационными свойствами.

Преждевременное воспламенение. Вследствие разогрева от горячей поверхности центрального электрода свечи, головки выпускного клапана, а также от тлеющих частиц нагара воспламенение смеси может возникнуть во время процесса сжатия еще до момента появления искры. Воспламенившаяся от накаленных поверхностей (t_ст > 700 — 800°С) смесь сгорает затем с нормальной скоростью, однако момент такого воспламенения оказывается неуправляемым и наступает по мере саморазвития процесса все раньше и раньше. Обнаружить по внешним признакам преждевременное воспламенение затруднительно, так как сопровождающие его шумы глухие.

При раннем возникновении преждевременного воспламенения сильно увеличиваются давление и температура, максимумы которых могут достигаться еще до прихода поршня в в. м. т. (рис. 2.25,в), что приводит к уменьшению мощности двигателя и его перегреву. Начавшееся преждевременное воспламенение выключением зажигания устранить нельзя, поэтому в таких случаях необходимо быстро закрыть дроссельную заслонку, иначе возможен выход двигателя из строя в результате прогара поршня.

Чтобы предупредить появление преждевременного воспламенения, следует подбирать свечи по калильному числу, характеризующему их стойкость против перегрева, и не допускать эксплуатации двигателя со свечами с недостаточно высоким калильным числом.

Характеристики выделения теплоты. Расчет параметров в начале процесса расширения. Используя индикаторную диаграмму, можно установить закономерности выделения и использования теплоты и составить внутренний тепловой баланс двигателя. На рис. 2.23,а совмещены индикаторная диаграмма и характеристики ввода и выделения теплоты. Под характеристикой ввода теплоты понимают зависимость отношения s = V_впr_тH_u/(V_п r_т H_u) от угла поворота коленчатого вала или времени, совпадающую с интегральной характеристикой впрыскивания. Введем понятие коэффициента выделения теплоты и обозначим его c_x = Q_x/ Q₁, где Q_x — количество теплоты, выделившейся к текущему моменту; Q₁ = V_ц r_тН_u — вся теплота, вводимая с топливом в цикл.

Под характеристикой выделения теплоты понимают зависимость коэффициента выделения теплоты c_x от угла поворота коленчатого вала или от времени. Чтобы рассчитать характеристику выделения теплоты, используют уравнение баланса Q_x= DU_с’-_x+ L_c_'-_x - Q_пот
х. Здесь DU_с’-_x — изменение внутренней энергии заряда от момента воспламенения до текущего момента; L_c_{'— х} — работа, совершенная газами от момента воспламенения до текущего момента; Q_{пот х} — количество теплоты, переданной от заряда к деталям, окружающим его, за период от момента воспламенения до текущего момента. Введем понятие коэффициента использования теплоты x_x как долю теплоты, израсходованной к рассматриваемому моменту на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение работы, от всей введенной за цикл теплоты:

x_x = (DU_с_’-x + L_c'-x)/Q₁.

Разделив выражение для Q_x на V_ц r_тН_u получим c_x == x_x + О_пот_x / (V_цr_тH_u). Разность 1 — c_x характеризует относительную долю теплоты, не выделившейся к рассматриваемому моменту времени.

Рис. 2.27 иллюстрирует внутренний тепловой баланс двигателя в функции объема заряда. Определение L_c_'-_x при наличии индикаторной диаграммы трудностей не представляет. Как известно, , т. е. определяется площадью под графиком процесса. На участке до в. м. т. L_c_{'— х} отрицательна, так как работа затрачивается на сжатие заряда. В какой-то момент после в. м. т. положительная работа компенсирует отрицательную и L_c_'-_x = 0. В дальнейшем, вплоть до конца расширения, L_c_'-_x возрастает. DU_c_'-_x увеличивается до момента достижения максимума температуры. При определении DU_c_'—х приближенно можно для всего процесса считать, что состав заряда соответствует теоретическим продуктам сгорания при данном значении коэффициента избытка воздуха a. Для вычисления количества теплоты, переданной от заряда в стенки, можно воспользоваться, например, формулой Эйхельберга

где A — коэффициент, зависящий от единиц физических величин и типа двигателя; С_п—средняя скорость поршня; р, Т—текущие давление и температура заряда соответственно; Т_ст.ср — средняя температура поверхности деталей: F — поверхность теплообмена, зависящая от положения поршня.

На рис. 2.27 (Q_неп.сг — количество теплоты, которое не выделилось в результате неполного сгорания. Его можно определить по анализу отработавших газов. Внутренний тепловой баланс дает наглядное представление о динамике выделения и превращения тепловой энергии в механическую, а также о динамике тепловых потерь. В поршневых двигателях тепловые потери происходят в охлаждающую среду, с отработавшими газами, а также в результате несвоевременного и неполного сгорания. Отрезок а-б на рис. 2.27, в частности, характеризует несвоевременность выделения теплоты. Внутренний тепловой баланс позволяет, следовательно, установить также своевременность завершения тепловыделения.

При исследовании тепловыделения получены данные, используя которые можно рассчитать индикаторную диаграмму вновь проектируемого или модернизируемого двигателя. Рассмотрим метод расчета параметров состояния в начале процесса расширения — в точке z.

На рис. 2.28,б приведены действительная (сплошные линии) и расчетная (штриховые линии), несколько идеализированная, диаграммы сжатия — расширения дизеля. На расчетной диаграмме принято, что сгорание начинается в в. м. т. и вызывает изменение давления, как в термодинамическом цикле со смешанным подводом теплоты. Расчетная диаграмма не учитывает также изменение в характере снижения давления при открытии выпускного клапана. По отношению к расчетной диаграмме действительная является «скругленной». Точка z примерно соответствует на действительной диаграмме дизеля окончанию третьей фазы сгорания. По первому закону термодинамики для точки z можно записать (для упрощения уравнений рассматривают сгорание 1 кг топлива)

x_x H_u =DU_с’-_x + L_c_{'— х} (2.18)

где DU_с’-_x = U_z—U_с, причем U_z = u_z’’(М₂ + M_r) (u_z’’ — внутренняя энергия 1 кмоля продуктов сгорания при температуре T_z в точке 2; подсчитывается по значениям внутренних энергий газов, приводимым в справочниках); U_с = u_c M₁ + u_c’’ М_r (u_c и u_c’’— внутренняя энергия 1 кмоля воздуха и продуктов сгорания при температуре Т_c в точке с).

На участке с — z ' (рис. 2.28,6) работа не совершается. Работа газов на участке z' — z будет

L_c_-_z = L_z_’-_z = p_z V_z – p_z_’V_c.

Так как р_z_’ = р_c l, то

L_c_-_z.= pzVz.-l p_c V_c

По уравнению состояния, p_zV_z = 8314(M₂ -М_r)Т_z и р_с V_c = 83l4(M₁+M_r)Tc. С учетом этих выражений уравнение (2.18) можно представить как

x_x Н_u + М₁u_c + М_r u_c” + 8314(M₁ + М_r)lТ_z = (M₂ + М_r)u_z”+ 8314 (М₂+М_r) Т_z,.

Разделив последнее выражение на M₁ + М_r, и учитывая, что Mr/M₁ == Y_oc_т и (М₂ + M_r)/(M₁ + М_r) = m, получим

x_x Н_u /[M₁ (1 + gост)] + (u_с + g_oc_тu_c”)/(1 + g_ост) + 8314lT_c=m(u_c”+8314T_z). (2.19)

На рис. 2.28,а приведены действительная и расчетная диаграммы сжатия — расширения карбюраторного двигателя; в этом случае x_x Н_u = U_z — U_c. При a > 1 конечное уравнение примет вид

, (2.20)

При a < 1 часть теплоты сгорания топлива (DH_u)_хим не может выделиться, тогда уравнение (2,20) приобретает вид

x_x (Н_u -DH_u)/[M₁ (1 + gост)] + (u_с + g_oc_тu_c”)/(1 + g_ост) = mu_z”. (2.21)

Уравнения (2.19)—(2.21) решаются методом последовательных приближений или графически[2]. Подсчет u_c и u_z” осуществляется по выражениям и , где r_i — объемные (мольные) доли компонентов продуктов сгорания; u_ci и u_zi— внутренние энергии 1 кмоля компонентов продуктов сгорания соответственно при температурах Т_c и Т_z которые берут из справочников. Для дизеля при подсчете Т_z необходимо задаться степенью повышения давления, которая зависит от типа камеры сгорания. Во всех случаях задаются значением коэффициента использования теплоты x_x. Рекомендуемые значения l и x_x для номинального режима работы двигателя приведены в табл. 2.3.

Для карбюраторных двигателей l = mТ_z/Т_с, тогда расчетное давление р_z = lp_c. Действительное значение максимального давления цикла в случае карбюраторного двигателя р_z₁ » 0,85 p_z (расчетного давления). Для дизеля объем цилиндра при состоянии, выражаемом точкой z, определяют с использованием уравнений состояния для точек z и с. Если разделить эти уравнения друг на друга, то получим lр = m (T_z/ T_c), откуда

r=(m/l)(T_z/T_c), (2.22)

тогда

Vz = V_c r. (2.23)

§ 2.7. Процесс расширения

В процессе расширения совершается основная часть положительной работы цикла. Значительная часть теплоты выделяется в процессе расширения, особенно велико тепловыделение в дизелях с высоким наддувом.

На рис. 2.29 показано изменение давления и температуры в процессе расширения. Средняя температура поверхностей деталей, окружающих внутрицилиндровое пространство, не превышает 300°С. Для обычных двигателей, в которых не предусмотрено ограничение отвода теплоты в систему охлаждения, температура заряда выше. Поэтому часть теплоты от заряда передается через стенки в охлаждающую среду и смазочному маслу конвекцией и излучением. Излучение особенно интенсивно в дизелях, обычно оно практически завершается через 80—90° после в. м. т.

На рис. 2.30 приведены зависимости локальных нестационарных тепловых потоков, передаваемых излучением и совместно излучением и конвекцией, от угла поворота коленчатого вала. Зависимости имеют ясно выраженные максимумы, которые достигаются приблизительно в момент максимальной средней по объему температуры заряда. Следует иметь в виду, что поверхность теплообмена в в. м. т. минимальна. В ходе расширения она растет за счет открытия поршнем поверхности цилиндра. Тем не менее вследствие существенно более высокой интенсивности теплообмена вблизи в. м. т. передается основная часть теплоты, теряемой в стенки деталей. Однако в начале расширения интенсивно также догорание топлива. Поэтому показатель политропы в начале процесса имеет малые значения и увеличивается в ходе расширения. Вследствие преобладающего влияния догорания топлива в начале процесса показатель политропы меньше показателя адиабаты. В конце расширения показатель политропы выше показателя адиабаты. На рис.2.29 приведен примерный характер изменения показателей адиабаты и политропы в ходе расширения.

Показатель адиабаты, определенный по средней температуре процесса, k₂ = 1,25— 1,3. Он зависит не только от средней температуры заряда в ходе расширения (Т_cр = (T_b + T_z)/2, где Т_b— температура заряда в конце расширения), но и от коэффициента избытка воздуха, увеличиваясь с уменьшением Т_cр и ростом a. Приведенные значения k₂ вычислены в предположении, что весь заряд имеет состав теоретических продуктов сгорания.

Как и для процесса сжатия, действительный процесс с переменным показателем политропы может быть заменен условным со средним показателем, который выбирают так, чтобы давления в начале и конце процесса были такими же, как в действительном процессе, а совершенная работа была примерно одинаковой в обоих случаях. Реальные значения среднего показателя политропы расширения для дизелей n₂ = 1,15— 1,28. При этом меньшие значения относятся к высокооборотным дизелям с высоким наддувом и малыми величинами l, а большие значения — к малооборотным дизелям без наддува. Для карбюраторных двигателей n₂ = 1,2— 1,28. Сравнение n₂ и k₂ показывает, что в целом в процессе расширения выделение теплоты в результате догорания топлива больше потерь теплоты в стенки (n₂ < k₂).

При выборе n₂ следует иметь в виду, что n₂. увеличивается при увеличении k₂, времени теплообмена, относительной поверхности теплообмена F/M (М — количество заряда), утечек заряда через неплотности, скорости сгорания и интенсификации охлаждения деталей.

При увеличении частоты вращения уменьшаются потери теплоты в систему охлаждения, утечки заряда и может возрасти догорание топлива в процессе расширения. Поэтому n₂, как правило, снижается при увеличении n. Увеличение нагрузки сопровождается увеличением потерь теплоты и утечек заряда, но одновременно повышается догорание топлива и снижается k₂. В высокооборотных двигателях преобладает влияние последних двух факторов и n₂ уменьшается с ростом нагрузки. При наддуве и увеличении степени наддува, как правило, увеличивается догорание топлива в процессе расширения и уменьшаются относительные потери теплоты в стенки. В результате n₂ уменьшается. Если, однако, при введении наддува приняты меры к тому, чтобы догорание не увеличивалось и степень повышения давления l не уменьшалась, то n₂ может иметь такие же значения, как и без наддува. Выбор n₂ должен быть увязан со значением x _z: чем меньше x _z, тем больше догорание топлива в процессе расширения и поэтому ниже n₂.

Анализ тепловыделения показал, что для конца расширения значение коэффициента использования теплоты x _b = 0,82 — 0,87 для двигателей без наддува и доходит до 0,92 в случае наддува. Эти значения относятся к номинальному режиму работы. Видно, что x _b находится в более узких пределах, чем x _z. Этим можно воспользоваться для более точного расчета параметров состояния в процессе сгорания — расширения с привлечением уравнения баланса теплоты в процессе расширения.

По результатам исследования двигателей получены следующие параметры состояния в конце расширения: для дизелей без наддува р_b = 0.25— 0,6 МПа и Т_b = 1000— 1200 К, а для карбюраторных двигателей р_b = 0,4 — 0,6 МПа и Т_b = 1400 — 1700 К.

ГЛАВА 3 ПОКАЗАТЕЛИ РАБОЧЕГО ЦИКЛА И ДВИГАТЕЛЯ

§ 3.1. Индикаторные показатели

Работа газов в цилиндрах двигателя за 1 мин

P_i V_h (2n / t) i,

где n — частота вращения дизеля; t — число тактов; i — число цилиндров. Тогда работа за 1 с или индикаторная мощность

N_i = p_i V_h n i / (30t) (3.1)

где N_i выражена в кВт, если p_i — в МПа, а V_h—в л, n — в мин^-1.

Так как момент связан с мощностью зависимостью M_i = N_i/w, а w = pn/30, то индикаторный момент (Нм)

М_i = 1000 p_i V_h i/ (pt) (3.2)

Следовательно, индикаторный момент связан со средним индикаторным давлением коэффициентом пропорциональности k_м = 1000 V_h i/ (pt) и М_i = k_м p_i.

Экономичность действительного цикла, кроме индикаторного к. п. д., можно оценивать удельным индикаторным расходом топлива, под которым понимают расход топлива на единицу индикаторной мощности за единицу времени

g_i = G_т / N_i [кг/(кВт ч)],

где G_т—часовой расход топлива, кг/ч. Выражение g_iH_u и представляет собой теплоту в килоджоулях, вводимую в цилиндры на каждый киловатт мощности за 1 ч. Тогда g_iH_uh_i выразит энергию, равную 1кВт-ч, или 3600 кДж. Следовательно,

g_i = 3600/(h_i Н_u). (3.3)

Здесь можно получить g_i, в г / (кВт ч), если подставить Н_u в МДж/кг.

Установим связь между индикаторным к. п. д. и средним индикаторным давлением:

h_i = L_i /Q₁ = L_i /(G_ц Н_u) = p_i V_h /(G_ц Н_u).

Из уравнения состояния р_кV_hh_v = mRМ₁G_цТ_к рабочий объем

V_h = m R M₁ G_ц T_к / (p_к h_v).

Если принять M₁ = a l₀/m и учесть что Т_к /р_к = 1/(R r_к), то

V_h = a l₀ G_ц /(h_v r_к) и h_i = р_i (l₀/ Н_u) (a/h_v) (1/r_к), (3.4)

откуда

p_i = (H_u/l₀) (h_i/a) h_v r_к(3.5)

Влияние различных факторов на индикаторные показатели дизеля.

Топливо. В автотракторных дизелях используют преимущественно жидкие углеводородные топлива. Как видно из табл. 1.2, отношение Н_u/ 1_о= Н_c_м для этих топлив практически одинаково. Сорт топлива тем не менее может оказывать влияние на индикаторные показатели дизеля вследствие изменения параметров впрыскивания и распыливания, различий в испаряемости и воспламеняемости. При облегчении фракционного состава топлива и сохранении неизменным избытка воздуха путем увеличения объемной подачи топлива в зависимости от способа смесеобразования индикаторные показатели могут как ухудшаться, так и улучшаться.

Ухудшение индикаторных показателей наиболее вероятно в случае объемного смесеобразования. Связано это с увеличением продолжительности впрыскивания и уменьшением длины топливных струй (вследствие уменьшения давлений впрыскивания из-за большей сжимаемости легкого топлива, а также уменьшения размера капель и увеличения угла конуса топливных струй из-за меньших вязкости и поверхностного натяжения).

Улучшение индикаторных показателей может иметь место в дизелях с пристеночным смесеобразованием вследствие уменьшения догорания и неполноты сгорания топлива. Облегчение фракционного состава топлива приводит к снижению температуры испаряющихся капель. Это уменьшает различия в скоростях испарения топлив, обладающих при одинаковой температуре разной упругостью паров. Сближение скоростей испарения особенно велико при высоких температурах среды, в которую осуществляется впрыскивание топлива, т. е. на рабочих режимах дизеля. На режимах пуска различия в скоростях испарения значительны и присадка легких фракций может облегчить запуск дизеля. На рабочих режимах влияние облегчения фракционного состава топлив на процессы воспламенения и горения связано в основном с уменьшением цетанового числа, увеличением периода задержки воспламенения и скорости тепловыделения в фазе быстрого сгорания. Соответственно возрастают скорость нарастания давления и максимальное давление сгорания, особенно при объемном смесеобразовании. В пределе воспламенение может и вовсе не происходить.

Для совершенствования показателей двигателя важно не только достижение высокого теплоиспользования, оцениваемого h_i, но и обеспечение как можно большего отношения h_i /a, так как при этом высокой оказывается удельная работа цикла (p_i). Значения h_i и h_i /a помимо свойств топлива зависят от состава смеси, условий охлаждения, степени сжатия, параметров впрыскивания и распыливания топлива, регулировок, типа камеры сгорания, характера и интенсивности движения заряда, наполнения цилиндров, параметров окружающей среды, частоты вращения и других факторов.

Состав смеси. Нагрузка двигателя. На рис. 3.1 приведены зависимости h_i и h_i/a от состава смеси a. Для дизеля (h_i /a)_max имеет место при несколько обедненной, а h_i _m_ах — при сильно обедненной смеси. Значение коэффициента избытка воздуха, при котором достигается наилучшая экономичность, называют пределом эффективного обеднения смеси (a_пр). Высокий предел эффективного обеднения смеси для дизеля объясняется использованием в нем неоднородной смеси.

Затруднение воспламенения может иметь место лишь при подаче в цилиндры мелкодисперсного низкоцетанового топлива, так как при этом смесь успевает за длительный период задержки воспламенения стать однородной.

Причинами увеличения h_i с ростом a до a_пр являются уменьшение потерь, связанных с неполнотой и несвоевременностью сгорания, и увеличение термического к. п. д. из-за увеличения степени последующего расширения и доли двухатомных газов в заряде. Уменьшение h_i при a > h_i /a_пр связано с ухудшением распыливания топлива и повышением относительного количества теплоты, теряемой в охлаждающую среду. Рассмотренный характер зависимости h_i = f(a) определяет изменение теплоиспользования с нагрузкой дизеля. Следует при этом иметь в виду, что при падении нагрузки уменьшаются продолжительность впрыскивания и тепловыделения. На индикаторный к. п. д. при изменении нагрузки, естественно, влияет угол опережения впрыскивания. Наилучшие результаты получаются в случае, если начало впрыскивания несколько запаздывает при уменьшении нагрузки. Помимо повышения экономичности в зоне малых нагрузок это обеспечивает также снижение давлений сгорания, скоростей их нарастания и токсичности отработавших газов. Требуемый характер изменения момента начала впрыскивания обеспечивается выбором конструкции плунжерной пары.

Хотя при (h_i /a)_max получается максимум р_i, дизель никогда не регулируется на соответствующий режим работы. Связано это не только со стремлением обеспечить более высокий h_i (рис. 3.1,а), но также и с тем, что при регулировке на (h_i /a)_m_ах чрезмерными оказываются дымность отработавших газов и тепловая напряженность деталей.

Условия охлаждения деталей. Специальной конструкцией деталей, применением для их изготовления материалов с низкой теплопроводностью, использованием теплозащитных покрытий можно уменьшить потери теплоты в систему охлаждения и повысить индикаторный к. п. д, двигателя.

Степень сжатия. Увеличение степени сжатия в ряде случаев благоприятно влияет на работу дизеля при использовании низкоцетановых топлив. Связано это с тем, что с ростом температуры скорость предпламенных реакций увеличивается в большей степени, чем скорость испарения. Как следствие, сокращается период задержки воспламенения и уменьшается количество горючей смеси, образующейся за этот период. Возрастает стабильность воспламенения топлива, уменьшается скорость нарастания давления при сгорании. Сближаются между собой характеристики работы двигателя на топливах различного фракционного состава. Однако в многотопливных двигателях с высокой степенью сжатия при работе их на топливах с высоким цетановым числом по сравнению с обычным дизелем существенно завышенными оказываются механические нагрузки на детали и больше затраты мощности на прокручивание дизеля при пуске. В целом для обычных дизелей повышение степени сжатия нельзя рассматривать как средство улучшения индикаторных показателей. Связано это с тем, что минимально допустимая степень сжатия, выбираемая из условия надежного пуска из холодного состояния, достаточно высока. В зоне больший значений степени сжатия увеличение ее не дает заметного повышения теплоиспользования, так как невелик прирост термического к. п. д., а одновременно повышаются потери теплоты в охлаждающую среду и увеличивается доля воздуха, заключенного в «мертвых» зонах камеры сгорания, например в зазорах между поршнем, головкой цилиндра и цилиндром. Могут при высокой степени сжатия также нарушиться оптимальные условия смесеобразования.

Тип камеры сгорания. В случае разделенных камер сгорания повышенными оказываются тепловые и газодинамические потери. Поэтому теплоиспользование в дизелях с разделенными камерами сгорания хуже. В то же время применение таких камер сгорания облегчает форсирование двигателя по частоте вращения. Это связано с интенсификацией смесеобразования и предпламенных реакций при увеличении n.

В дизелях с разделенными камерами сгорания продолжительность периода задержки воспламенения меньше и выраженная в градусах угла поворота коленчатого вала в меньшей степени растет при увеличении n. Это обеспечивает возможность достижения благоприятного тепловыделения при умеренных нагрузках на детали в широком диапазоне частот вращения. Дизели с разделенными камерами сгорания могут работать бездымно и с допустимой токсичностью отработавших газов при меньших избытках воздуха, чем дизели с однополостными камерами сгорания. Поэтому, несмотря на худшее теплоиспользование, эффективность их цикла обычно не уступает эффективности цикла дизелей с неразделенной камерой сгорания.

Характеристики впрыскивания и распыливания. Для достижения высокого теплоиспользования характеристики впрыскивания и распыливания должны быть подобраны так, чтобы тепловыделение в основном завершалось уже через 35—40° после в. м. т. Вытекающие из этого требования особенности впрыскивания и распыливания топлива зависят от способа смесеобразования. Здесь подчеркнем лишь недопустимость подвпрыскивания и растянутого спада скорости в конце процесса, приводящих к ухудшению теплоиспользования, сильному дымленню и закоксовыванию сопловых отверстий, а также необходимость обеспечения достаточно мелкого и однородного распыливания топлива, оптимальной для каждой камеры сгорания пробивной способности топливных струй. Если нет опасности недостаточного проникновения струй топлива в объем камеры сгорания, целесообразна малая скорость нарастания давлений впрыскивания в начале процесса, так как это обеспечит более «мягкую» работу дизеля.

Начало впрыскивания. На рис. 3.2, а приведена регулировочная характеристика по углу опережения впрыскивания. С повышением Q_о.вп увеличиваются максимальное давление сгорания р_z, скорость нарастания давления (dp/dj)_ma_х, потери теплоты в охлаждающую среду q_охл и температуры головки t_г и цилиндра t_ц. Одновременно температура отработавших газов t_r, и количество теплоты, теряемой с ними, снижаются. Естественно, что существует вполне определенный для каждого сочетания частоты вращения и цикловой подачи топлива угол опережения впрыскивания Q_о.вп, при котором достигаются наиболее высокие значения среднего индикаторного давления и минимальные значения удельного индикаторного расхода топлива. Обычно за оптимальный угол опережения впрыскивания принимают значение меньше того, при котором достигаются p_i_max и g_i_min. Связвно это c тем, что уменьшение до определенных пределов Q_о.вп от оптимального значения обеспечивает существенное снижение р_z, (dp/dj)_max и содержания оксидов азота при сравнительно небольшом ухудшении индикаторных показателей и повышении дымления.

Скорость движения заряда. При изменении положения клапана с экраном (ширмой), которое характеризуется углом j°_ш, угловая скорость w вращения заряда изменяется, как показано на рис. 3.3,г. Если число сопловых отверстий 5, то увеличение w вызывает увеличение среднего индикаторного давления (рис. 3.3,в,в') (положительное влияние вихря). В случае i_с = 7 и 11 (рис. 3.3, б, б', а, а') увеличение скорости движения заряда до определенного значения вызывает улучшение теплоиспользования и p_i, дальнейшее повышение w приводит к перезавихриванию, которое более ярко выражено в случае большего i_с. При перезавихривании увеличивается неполнота сгорания топлива, повышается дымление дизеля. Скорость движения заряда, создаваемая при впуске, увязывается с числом сопловых отверстий и диаметром камеры сгорания. Увеличение i_c и уменьшение d_кс/D вызывают уменьшение необходимой (создаваемой при впуске) скорости движения заряда. В результате обеспечивается возможность увеличения наполнения. Пропорционально может быть увеличено р_i (рис. 3.4, а, б). Следует иметь в виду, что на рис. 3.4 приведена угловая скорость вращения заряда в камере сгорания. Она при неизменном числе сопловых отверстий практически не зависит от d_кс/D в то время как требуемая, создаваемая при впуске интенсивность вращения заряда уменьшается при уменьшении d_кс/D.

Наполнение цилиндров. При неизменной цикловой подаче топлива увеличение коэффициента наполнения h_v и плотности заряда перед впускными органами r_к ведет к пропорциональному росту a. Это сопровождается увеличением h_i, и пропорциональным повышением p_i. В случае изменения цикловой подачи топлива пропорционально росту произведения h_vr_к неизменным останется a. Если избежать существенного удлинения впрыскивания и нарушения оптимальных условий смесеобразования, то теплоиспользование не ухудшается и р_i растет пропорционально h_vr_к. Для дизелей с однополостной камерой сгорания и большим числом сопловых отверстий увеличения коэффициента наполнения можно добиться, если использовать два впускных клапана на цилиндр и уменьшить отношение хода поршня к диаметру цилиндра (S/D). Оба эти мероприятия способствуют увеличению проходных сечений впускных клапанов. В дизелях с камерой в поршне и малым числом сопловых отверстий минимальное сечение системы впуска располагается нередко во впускном канале, а не в клапане. Последнее связано с необходимостью обеспечения высокой исходной скорости вращения заряда, зависящей от скорости воздуха в канале. Поэтому увеличение проходного сечения в клапанах не приводит к заметному росту коэффициента наполнения. Следует также иметь в виду, что при уменьшении S/D в дизелях с камерами сгорания в поршне, имеющими малое d_кс/D, заметно возрастает объем воздуха в надпоршневом зазоре, что неблагоприятно влияет на развитие тепловыделения.

Эффективное средство увеличения наполнения цилиндров — наддув. Наиболее широкое распространение получил газотурбинный наддув. Для его реализации требуется баланс мощностей турбины и компрессора. В двухтактном двигателе мощность турбины оказывается меньше мощности, необходимой для привода компрессора. Это связано с малой располагаемой энергией отработавших газов и относительно большим расходом воздуха через компрессор. Поэтому в двухтактных двигателях необходимо применять комбинированные системы наддува, что усложняет двигатель. Двухтактные двигатели имеют высокую тепловую напряженность деталей в связи с большей (в два раза) частотой рабочего хода, при котором в охлаждающую среду передается конвекцией и излучением наибольшее количество теплоты. Осуществление наддува связано с повышением тепловой напряженности. Сказанное ограничивает возможности увеличения среднего индикаторного давления двухтактных дизелей путем применения наддува. Тепловая напряженность деталей ограничивает также степень форсирования наддувом дизелей с разделенными камерами сгорания, которые вследствие особенностей процессов смесеобразования и сгорания имеют большую неравномерность температурных полей деталей.

Неизменности теплоиспользования при введении наддува способствует уменьшение относительных потерь теплоты в охлаждающую среду из-за уменьшения поверхности теплообмена, приходящейся на единицу количества заряда. При оптимальных углах опережения впрыскивания и коротком энергичном впрыскивании максимальные давления сгорания при наддуве дизеля могут оказаться чрезмерно высокими. Чтобы избежать этого, можно прибегнуть к снижению степени сжатия, установке заведомо несколько более позднего, чем оптимальный по теплоиспользованию, угла опережения впрыскивания. Следует также иметь в виду, что снижение степени сжатия, особенно при газотурбинном наддуве, может привести к ухудшению пусковых качеств дизеля, так как на пусковых режимах давление наддува мало отличается от атмосферного давления.

На практике при наддуве обычно обеспечивают увеличение избытка воздуха на номинальном режиме, чтобы избежать чрезмерного увеличения тепловой напряженности деталей, передающих тепловые потоки от заряда в охлаждающую среду.

При большом избытке воздуха теплоиспользование может быть даже лучшим, чем на соответствующем режиме работы дизеля без наддува. Однако прирост p_i будет меньше. В последние годы в ряде работ показана целесообразность снижения номинальной частоты вращения при введении высокого наддува дизеля.

Следует отметить, что агрегаты наддува сложны и дороги, характеристики малоразмерных нагнетателей недостаточно благоприятны. Поэтому наддув применяют чаще на дизелях большой мощности. Распространению газотурбинного наддува препятствует неблагоприятный характер зависимости давления наддува от частоты вращения. Давление наддува достигает максимума при максимальной частоте вращения, в то время как желательно иметь максимум при пониженных частотах. Последнее может быть достигнуто при регулируемых системах наддува, но это дополнительно усложняет дизель. Следует отметить также некоторое ухудшение приемистости дизеля вследствие включения в систему газовой связи двигатель — газотурбонагнетатель, а также возможное снижение надежности и долговечности дизеля из-за повышенных механических и термических нагрузок.

В настоящее время разработаны средства преодоления перечисленных трудностей и наддув получает все большое распространение на автотракторных дизелях.

Параметры окружающей среды. При увеличении температуры атмосферного воздуха и снижении атмосферного давления уменьшается массовое наполнение. В случае неизменной предельной подачи топлива это сопровождается пропорциональным снижением коэффициента избытка воздуха, что, в свою очередь, ведет к уменьшению индикаторного к. п. д. и пропорциональному снижению среднего индикаторного давления. Следует отметить, что каждому дизелю свойственна своя зависимость h_i = f(a), поэтому степень влияния атмосферных условий на мощностные и экономические показатели различных дизелей неодинакова.

Изучение влияния атмосферных условий на показатели различных дизелей позволило предложить приближенные формулы для приведения параметров к стандартным атмосферным условиям.

Параметры дизелей с газотурбинным наддувом в меньшей степени зависят от атмосферных условий. Это связано с повышением теплосодержания отработавших газов при снижении избытка воздуха из-за уменьшения атмосферного давления или повышения температуры окружающей среды. В результате увеличивается частота вращения турбокомпрессора, что в некоторой мере компенсирует снижение r_к.

Частота вращения. Если при изменении частоты вращения избыток воздуха не изменяется, то h_i как правило, несколько увеличивается с ростом n в связи с уменьшением неполноты сгорания и снижением потерь теплоты в охлаждающую среду. С ростом частоты вращения улучшается распыливание топлива, благоприятно изменяется сочетание скоростей подачи топлива и движения заряда, что положительно влияет на развитие горения. Поэтому, несмотря на увеличение выраженной в градусах продолжительности впрыскивания, теплоиспользование улучшается. На рис. 3.5,а приведены зависимости h_i_, h_i /a и a от частоты вращения для одного из тракторных дизелей. Из графиков видно, что теплоиспользование улучшается с ростом n, несмотря на некоторое снижение избытка воздуха. На характер изменения h_i и h_i /a в функции частоты вращения заметное влияние оказывает регулировка угла опережения впрыскивания топлива. При увеличении частоты вращения возрастают выраженные в градусах продолжительность впрыскивания и период задержки воспламенения. Последнее приводит к запаздыванию начала воспламенения. Тепловыделение в большей мере переносится на такт расширения. Для получения наилучших индикаторных показателей при увеличении частоты вращения угол опережения впрыскивания должен увеличиваться. В большинстве используемых вариантов системы топливоподачи угол опережения впрыскивания, напротив, снижается при увеличении частоты вращения. Для обеспечения наиболее благоприятного характера изменения индикаторных показателей во всем диапазоне n в дизелях, имеющих широкий диапазон частот вращения, целесообразно применять автоматические устройства для изменения угла опережения впрыскивания.

Характер изменения a = f(n) зависит от скоростных характеристик топливоподачи, характера изменения коэффициента наполнения, а для дизелей с наддувом — также от изменения плотности заряда перед впускными органами, т. е.a ~ r_кh_v/G_ц. Для дизелей целесообразно увеличение p_i при уменьшении частоты вращения. При этом, однако, и в зоне малых n должен обеспечиваться избыток воздуха, достаточный для надежной, экономичной и бездымной работы дизеля. Наилучшие результаты обеспечивают регулируемые системы наддува, при которых можно добиться постоянства или даже роста a с уменьшением частоты вращения, несмотря на увеличивающуюся одновременно цикловую подачу. Это обеспечит существенный прирост p_i с уменьшением n при бездымном сгорании и достаточно высоком теплоиспользовании во всем диапазоне частот вращения.

Из выражений (3.1) и (3.2) следует, что на индикаторную мощность и момент кроме значения среднего индикаторного давления влияют также число тактов, число цилиндров и рабочий объем цилиндра (основные размеры двигателя), а на мощность — также частота вращения.

Число тактов. В двухтактных двигателях индикаторные показатели (p_i, h_i) ниже, чем в четырехтактных. Это связано с менее совершенной очисткой цилиндра от продуктов сгорания, повышенное содержание которых может ухудшить процесс сгорания и теплоиспользование.

Среднее индикаторное давление двухтактных двигателей, отнесенное к полному рабочему объему, меньше, чем в четырехтактных, в связи с потерей части рабочего объема на осуществление газообмена, несколько худшим теплоиспользованием, а также обычно большим избытком воздуха, к чему прибегают для снижения тепловой напряженности деталей двигателя. В результате для двигателей без наддува при прочих равных условиях применение двухтактного цикла вместо четырехтактного способствует увеличению мощности и момента лишь на 60—70%.

В четырехтактных двигателях из-за большего теплосодержания отработавших газов и меньшей тепловой напряженности деталей могут применяться более эффективные системы газотурбинного наддува, чем на двигателях двухтактных. При наддуве от приводного нагнетателя в четырехтактных двигателях меньше удельные затраты мощности на привод нагнетателя, так как меньше, в частности, подача воздуха на единицу расходуемого топлива. Поэтому при прочих равных условиях для двигателей с наддувом мощность четырехтактного двигателя может даже превышать мощность двухтактного.

Число цилиндров. Индикаторные мощность и момент при неизменных основных размерах цилиндра прямо пропорциональны числу цилиндров. Увеличение числа цилиндров приводит к усложнению конструкции и эксплуатации двигателей. На автотракторных двигателях число цилиндров не превышает 12. Наибольшее распространение имеют четырех и шестицилиндровые рядные двигатели, а также V-образные восьмицилиндровые двигатели.

Размеры двигателя и номинальная частота вращения. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра. Размеры двигателя, выраженные через диаметр цилиндра D и перемещение поршня S, зависят от номинальной частоты вращения n_н. Из выражения средней скорости поршня с_п = Sn/30 следует, что при увеличении частоты вращения, чтобы избежать роста средней скорости поршня, от которой зависят механические потери двигателя, его надежность и износостойкость, следует уменьшать ход поршня. При неизменном рабочем объеме цилиндра уменьшение хода поршня должно сопровождаться увеличением диаметра цилиндра. Это возможно, однако, лишь до определенных пределов, так как чрезмерное уменьшение отношения хода поршня к диаметру цилиндра (S/D) может привести к неблагоприятному изменению массовых и габаритных показателей двигателя, росту механических и термических нагрузок и ухудшению теплоиспользования. Опыт создания дизелей показывает, что в случае однополостных камер сгорания малого диаметра и разделенных камер сгорания наилучшие показатели обеспечиваются при S/D = 1,0— 1,4. При меньших S/D ухудшается использование воздуха вследствие увеличения содержания его в «мертвых» зонах.

При большинстве однополостных камер сгорания не удается эффективно использовать возможности увеличения проходного сечения в клапанах при увеличении диаметра цилиндра, так как наполнение цилиндра ограничивается в основном величиной минимального сечения во впускном канале. В дизелях с однополостными камерами сгорания большого диаметра, как показал Н. Р. Брилинг, целесообразно применение S/D <1.

В карбюраторных двигателях применяются S/D = 0,85 — 1,05. При неизменных величинах S/D и c_п увеличение рабочего объема связано с уменьшением номинальной частоты вращения.

Отмеченная взаимосвязь является причиной того, что индикаторная мощность растет не пропорционально V_h, а в меньшей степени. Дополнительное влияние может оказать тепловая напряженность деталей. С увеличением V_h увеличиваются размеры деталей, термические сопротивления теплопроводности, перепады температуры и, как следствие, термические напряжения. С целью снижения их необходимо применять меньшие давления наддува и больший избыток воздуха, что также ограничивает прирост мощности при увеличении рабочего объема. По мере совершенствования материалов, технологии их обработки, топлив и масел, естественно, создаются возможности обеспечения высокой надежности и износостойкости двигателей при больших значениях c_п. Поэтому повышение номинальной частоты вращения является при соответствующем выборе S/D одним из способов повышения мощности при сохранении массы и габаритов двигателя. В наибольшей степени это справедливо для карбюраторных двигателей. В дизелях, особенно без наддува и с разделенными камерами сгорания, повышение номинальной частоты вращения также в ряде случаев может оказаться целесообразным. Положительные результаты при этом могут быть достигнуты путем правильного выбора элементов системы топливоподачи и конструктивных элементов, определяющих интенсивность движения заряда.

В обоих типах двигателей увеличение номинальной частоты вращения целесообразно только в случае, если это не приводит к резкому снижению наполнения двигателя и снижению совершенства процессов смесеобразования и сгорания (h_i/a). В противном случае уменьшение среднего индикаторного давления может сводить на нет эффект от повышения частоты вращения.

Влияние основных факторов на индикаторные показатели карбюраторных двигателей. Как и для дизелей, индикаторные показатели карбюраторных двигателей зависят от полноты и своевременности сгорания, а также от тепловых потерь в систему охлаждения и с отработавшими газами.

Степень сжатия. У карбюраторных двигателей, применяемых на строительных и дорожных машинах, степень сжатия e = 6,0 — 7,0. В этом диапазоне значений ее влияние на индикаторные показатели весьма существенно. Увеличение e заметно повышает теплоиспользование, что приводит к росту h_i, и р_i. Кроме того, с ростом e несколько улучшаются условия воспламенения, что дает возможность расширить пределы эффективного обеднения смеси и получить дополнительное увеличение h_i, при работе на частичных нагрузках. Чем больше e, тем меньше объем и поверхность камеры сгорания, а, следовательно, несколько меньше и теплообмен между газом и стенками, образующими камеру.

Увеличение степени сжатия является основным способом улучшения индикаторного процесса и повышения h_i карбюраторного двигателя, однако чем больше e, тем выше требования к октановому числу бензина. Следует также иметь в виду, что с повышением e увеличиваются тепловые и механические нагрузки на детали двигателя, а также выброс NO_x и СН.

Состав смеси. Он сильно влияет на протекание процесса сгорания и соответственно на индикаторные показатели цикла (см. рис. 3.1,б). Существенно, что максимум величины h_i, достигается при более бедных смесях по сравнению с теми, которые соответствуют максимуму h_i/a и p_i. Это объясняется тем, что с обеднением смеси до определенных пределов улучшается полнота сгорания. Однако при слишком сильном обеднении смеси скорость ее сгорания значительно падает и могут даже появляться циклы с пропуском воспламенения. Наибольшей величине h_i, соответствует такой состав смеси, при котором имеет место оптимальное сочетание полноты и скорости сгорания смеси.

Максимальное значение h_i/a достигают на несколько обогащенных смесях, при сгорании которых имеют место наибольшие значения количества выделяющейся теплоты и скорости сгорания. Значения и, которые соответствуют величинам h_im_ах и (h_i/a)_m_ах, зависят от протекания процесса сгорания, т. е. от конструкции двигателя, а также определяются положением дроссельной заслонки и частотой вращения. На режимах полного открытия дроссельной заслонки максимум h_i имеет место при a = 1,05— 1,15, а максимум (h_i/a) и р_i — при a = 0,85 - 0,95.

Угол опережения зажигания. Если при прочих неизменных условиях варьировать величиной угла опережения зажигания Q_оз, то таким путем можно приближать или отдалять сгорание топлива относительно в.м.т. Каждому сочетанию открытия дроссельной заслонки а и n соответствует свое значение угла Q_оз.опт, при котором величины h_i и p_i одновременно достигают максимума. При позднем зажигании (см. рис. 3.2, б) сгорание переносится на линию расширения и выделившаяся теплота превращается в работу в течение меньшей части хода поршня, а тепловые потери в систему охлаждения и с отработавшими газами возрастают, что приводит к снижению h_i и p_i. С другой стороны, при раннем зажигании, когда Q_оз > Q_оз.опт сильно увеличиваются максимальная температура Т_z и давление цикла р_г, что обусловливает повышенные тепловые потери в систему охлаждения, а также увеличивает утечку газов через поршневые кольца.

Все факторы, которые увеличивают скорость сгорания, т. е. сокращают длительность первых двух фаз сгорания (Q_I + Q_II), одновременно способствуют уменьшению Q_оз.опт, и наоборот.

Частота вращения. Увеличение частоты вращения интенсифицирует движение заряда и его сгорание в цилиндре. Однако в связи с сокращением времени, в течение которого совершается весь цикл, продолжительность сгорания в градусах п. к. в. (Q_I + Q_II) несколько увеличивается, а это требует соответствующего увеличения Q_оз, которого и достигают центробежным регулятором опережения зажигания.

С ростом n сокращается время теплоотдачи от газов в систему охлаждения через стенки цилиндра, но, с другой стороны, растущая турбулизация заряда интенсифицирует процесс теплоотдачи. Утечки газов через кольца снижаются по мере увеличения n. В результате совместного действия указанных факторов с ростом n величины h_i и h_i/a мало изменяются, имея тенденцию к некоторому возрастанию.

Нагрузка двигателя. С уменьшением нагрузки условия воспламенения и сгорания в карбюраторном двигателе ухудшаются, при этом относительные тепловые потери в систему охлаждения и с отработавшими газами возрастают. Уменьшение скорости сгорания при неизменной частоте вращения может быть несколько компенсировано увеличением угла опережения зажигания, что достигается в результате работы вакуум-регулятора.

На изменение h_i в зависимости от нагрузки двигателя при постоянной частоте вращения (рис. 3.5,б) оказывает еще влияние и изменение состава смеси. Наибольшего значения h_i достигает на средних нагрузках при a = 1,05 - 1,2, что же касается величины p_i то она, естественно, имеет максимум при полностью открытой дроссельной заслонке и снижается по мере ее прикрытия. Это является следствием главным образом уменьшения количества свежей смеси, подаваемой в цилиндры.

Сравним индикаторные показатели дизелей и карбюраторных двигателей. Теплоиспользование, как правило, заметно выше в дизелях вследствие более высокой степени сжатия и работы дизеля на обедненных смесях. Это обеспечивает более высокое значение термического к.п.д. Поэтому, несмотря на то что относительный к.п.д. у дизелей несколько ниже, индикаторный к.п.д. получается более высоким. Потери теплоты в охлаждающую среду для обоих типов двигателей без наддува примерно одинаковы. Это связано с тем, что в карбюраторных двигателях больше температурный напор, но меньше значение коэффициента теплоотдачи и приходящееся на цикл время теплообмена. Последнее — вследствие более высокой в среднем частоты вращения. Среднее индикаторное давление на номинальном режиме в двигателях без наддува больше у карбюраторных двигателей, несмотря на меньшее теплоиспользование и обычно меньшее значение коэффициента наполнения. Связано это с меньшими значениями коэффициента избытка воздуха.

Наддув не нашел еще широкого применения в карбюраторных двигателях, так как при его использовании повышается необходимое октановое число бензина. Дизели с наддувом, естественно, могут иметь значения среднего индикаторного давления больше, чем p_i карбюраторных двигателей без наддува.

На рис. 3.5, б приведено изменение h_i в зависимости от нагрузки для обоих сравниваемых двигателей. Наименьшие различия в теплоиспользовании имеют место при средних нагрузках, на которых карбюраторные двигатели работают с большим коэффициентом избытка воздуха. При больших и особенно малых нагрузках различия увеличиваются.

Расчет индикаторных показателей. Для расчета несколько схематизируем диаграмму сжатия — расширения и представим ее, как показано на рис. 2.28, а штриховыми линиями. Тогда

L_i_н.с = L_z_’-_z + L_z_-_b + L_а-с

или

L_i_н.с = L_z_’-_z + L_z_-_b - L_c_-_a

Где L_z_’-_z =p_zV_z – p_z_’V_z_’ = p_cV_c(lr-l) = p_cV_cl(r-1)

(Индекс «н. с.» относится к нескругленной расчетной диаграмме.) Так как р_c=р_aeⁿ¹, a V_c/V_h = 1/(e—1), то окончательно

(3.6)

Для расчетного цикла карбюраторного двигателя (см. рис. 2.28, б) р=1 и d = e, тогда

(3.6)

В действительности индикаторная работа будет меньше, чем L_i_н.с на величину заштрихованных на рис. 2.28 площадок. Связано это с тем, что воспламенение начинается до в.м.т. и горение идет с конечными скоростями. Выпускной клапан открывается до н.м.т. Это уменьшает несколько работу расширения, но одновременно позволяет в большей степени снизить работу выталкивания и лучше очистить цилиндр от отработавших газов. Действительное значение среднего индикаторного давления

p_i = p_i_н.сj_п.д

где j_п.д — коэффициент полноты диаграммы.

На основании обработки опытных индикаторных диаграмм для четырехтактных двигателей определен j_п.д= 0,92 — 0,97, причем большие значения относятся к карбюраторным двигателям, а меньшие — к быстроходным дизелям. Для двухтактных двигателей расчетное значение среднего индикаторного давления пересчитывают на полный рабочий объем цилиндра:

p_i = p_i_н.с(1-y) j_п.д

где y » 0,10—0,25—доля потерянного объема.

В табл. 3.1 приведены индикаторные показатели современных двигателей на номинальном режиме их работы.

§ 3.2. Механические потери[3]

Под механическими потерями понимают потери на все виды механического трения, осуществление газообмена, привод вспомогательных механизмов (водяного, масляного, топливного насосов, вентилятора, генератора и пр.), вентиляционные потери, связанные с движением деталей двигателя при больших скоростях в среде воздушно-масляной эмульсии и воздуха, а также на привод компрессора (двух-и четырехтактные двигатели с наддувом от приводного нагнетателя). В дизелях с разделенными камерами сгорания к механическим потерям относят обычно также газодинамические потери на перетекание заряда между полостями камеры сгорания.

По аналогии с понятием среднего индикаторного давления вводится понятие о среднем давлении механических потерь как об удельной работе механических потерь при осуществлении одного цикла. Иными словами, среднее давление механических потерь есть удельная работа потерь при осуществлении одного цикла пли работа потерь, приходящаяся на единицу рабочего объема цилиндра. Среднее давление механических потерь можно представить в виде суммы:

Р_м.п = Р_тр + Р_нх + Р_всп.м + Р_вен + Р_пр.к

где Р_тр — среднее давление потерь на трение; Р_нх — среднее давление потерь на газообмен, Р_всп.м — среднее давление потерь на привод вспомогательных механизмов; Р_вен — среднее давление вентиляционных потерь; Р_пр.к — среднее давление потерь на привод компрессора.

Основная часть механических потерь — потери на трение Р_тр — до 80%. Большая часть потерь на трение приходится на пары : поршень — гильза, поршневые кольца — гильза (45—55% всех внутренних потерь). Потери на трение в подшипниках составляют до 20% от всех механических потерь.

Силы, нагружающие трущиеся пары, — силы инерции, газовые силы и силы упругости (колец, пружин). Для потерь на трение имеет существенное значение оценка средних по времени значений действующих на деталь усилий. Средние по времени значения сил инерции по модулю заметно больше средних по времени газовых сил, особенно для четырехтактных двигателей, хотя максимальные значения газовых сил в 2—5 раз могут превышать максимальные значения сил инерции. По данным Н. Р. Брилиша, при средней скорости поршня с_п = 8 м/с потери на трение при действии сил инерции составляют 75% от всех потерь на трение. Из сил упругости наибольшее влияние на потери от трения оказывают силы упругости поршневых колец, которые не зависят от режима работы двигателя. В течение короткого интервала действия наибольших газовых сил резко возрастает сила, с которой поршневые кольца, особенно верхнее, прижимаются к гильзе. Мала в этом периоде и скорость движения кольца. Это приводит к изменению режима трения и увеличенному износу гильзы в зоне, примерно соответствующей месту остановки верхнего поршневого кольца при положении поршня в в. м. т. На потери от трения существенное влияние оказывают следующие факторы:

1 Тепловой режим двигателя в связи с его влиянием на вязкость смазки, от которой существенно зависят силы жидкостного трения. В случае эксплуатации двигателя при пониженных температурах потери на трение возрастают, а эффективные показатели двигателя ухудшаются. Наиболее заметное уменьшение вязкости моторных масел происходит при увеличении температуры до60°С. Чрезмерное уменьшение вязкости может привести к нарушению условий жидкостного трения. Поэтому двигатели должны эксплуатироваться при температуре масла t_м = 70 — 95°С.

2. Частота вращения. Увеличение частоты вращения приводит к росту сил инерции и относительной скорости перемещения деталей. Одновременно несколько возрастает температура и падает вязкость смазочного масла. Силы жидкостного трения растут в основном из-за роста относительной скорости перемещения деталей. Силы граничного трения увеличиваются из-за роста нагрузок на трущиеся пары. В целом потери на трение существенно увеличиваются с ростом частоты вращения.

Увеличение нагрузки ведет к росту газовых сил, повышению температуры деталей и снижению вязкости масла. Аналогичный эффект имеет место при увеличении степени сжатия и введении наддува, хотя и выражен количественно иначе. Силы жидкостного трения при этом уменьшаются вследствие снижения вязкости смазки, а силы граничного трения растут из-за увеличения газовых сил. Опыт свидетельствует о том, что потери на трение в дизеле сравнительно мало зависят от нагрузки. Это связано с противоположным и сравнительно не ярко выраженным влиянием отмеченных факторов. Увеличение степени сжатия и особенно введение наддува приводит к более заметному, чем при увеличении нагрузки, росту средних по времени газовых сил и поэтому сопровождается в ряде случаев заметным повышением потерь на трение.

Следует отметить, что частота вращения, нагрузка, давление наддува, степень сжатия, с одной стороны, и конструкция, размеры трущихся пар, качество и тепловой режим смазки—с другой, должны быть увязаны с целью обеспечения надежного жидкостного трения. В случае обеспечения этих условий и правил эксплуатации при работе двигателя потери на трение вначале снижаются из-за приработки деталей, а затем стабилизируются.

Потери на газообмен Р_нх связаны с несовпадением значения работы впуска и выпуска (см. рис. 2.2, а—г). Потери на газообмен могут быть обратного знака по отношению к остальным элементам внутренних потерь. При этом их только условно можно назвать потерями. Положительная работа газообмена имеет место при наддуве четырехтактного двигателя от компрессора, механически связанного с коленчатым валом (см. рис. 2.2, б), а также на отдельных режимах работы двигателя с газотурбинным наддувом, на которых среднее давление перед впускными органами р_к больше среднего давления за выпускными органами р_т_r, (см. рис. 2.2, г).

Потери на газообмен тем больше, чем выше сопротивление впускной и выпускной систем и больше скорость движения газов. С ростом частоты вращения потери на газообмен во всех типах двигателей растут в результате уменьшения работы впуска и увеличения работы выталкивания. Связано это с увеличением перепадов давлений во впускной и выпускной системах (рис. 3.6, а). Среднее давление потерь на газообмен Р_нх = А n^m, где А — постоянная; m = 1,7— 2.0. В карбюраторных двигателях потери на газообмен возрастают при уменьшении нагрузки, так как при этом прикрывается дроссельная заслонка, увеличивается сопротивление впускной системы и снижается положительная работа впуска.

В дизелях без наддува и с наддувом от приводного компрессора также нередко наблюдается увеличение работы газообмена при снижении нагрузки ниже определенного значения. Это связано с тем, что при малой нагрузке давление в цилиндре в момент начала открытия выпускного клапана мало и поэтому невозможно эффективное истечение газов в период свободного выпуска с соответствующим уменьшением их количества и давления. Меньшими оказываются и эжекционные эффекты в процессе выталкивания. В результате в конце процесса выталкивания давление в цилиндре начинают расти —наблюдается «поджатие» отработавших газов (рис. 3.6, б). В целом следует отметить, что для дизелей без наддува и с наддувом от приводного компрессора потери на газообмен сравнительно мало изменяются в зависимости от нагрузки. В дизелях с газотурбинным наддувом потери на газообмен в зависимости от типа системы наддува, характеристик газотурбонагнетателей и их согласования с характеристиками двигателя, конструкции и размеров органов и фаз газообмена могут как увеличиваться, так и уменьшаться при увеличении нагрузки. В автотракторных дизелях, как правило, p_т_r — р_к и Dp_r растут при уменьшении нагрузки, что является причиной увеличения P_н.х.

В высокооборотных двигателях с газотурбинным наддувом среднее давление потерь на газообмен велико и составляет значительную часть внутренних потерь (25% и более). Связано это с тем, что при установке на выпуске газовой турбины большой оказывается работа выталкивания. Снижение потерь на газообмен возможно, в частности, путем уменьшения сопротивления выпускной системы двигателя и повышения к.п.д. турбонагнетателя. Поэтому применительно к двигателям с газотурбинным наддувом развитие проходных сечений во впускных клапанах за счет выпускных не всегда целесообразно.

Вентиляционные потери малы, зависят только от частоты вращения и растут при ее увеличении: Р_вен = А₁ n², где А₁ — постоянная. Потери на привод вспомогательных механизмов также в основном зависят от частоты вращения, причем Р_всп.м = A₂n² где А₂—постоянная. Существенная зависимость Р_всп.м от нагрузки может возникнуть, если предусмотрено отключение вентилятора при снижении нагрузки. Несколько может изменяться потеря на привод водяного насоса в связи с изменением контура циркуляции воды термостатом. С уменьшением нагрузки снижается потеря на привод топливного насоса в связи с уменьшением давления топлива на плунжер. Однако все эти эффекты невелики и можно в первом приближении считать, что потери на привод вспомогательных механизмов не зависят от нагрузки, обычно Р_всп.м= (0,05—0,10) Р_м.п. Потери на привод компрессора зависят от давления наддува и совершенства компрессора.

Все элементы механических потерь существенно возрастают при увеличении частоты вращения или пропорциональной ей величины — средней скорости поршня с_п. Принято выражать среднее давление механических потерь в функции с_п, так как ~50% всех механических потерь приходится на трение поршня и колец о гильзу, относительная скорость которых определяется не только частотой вращения, но и ходом поршня. Логична также функциональная связь Р_н.х = f(с_п), так как скорости газов во впускных и выпускных трактах, от которых зависят перепады давлений и потери на газообмен, определяются не частотой вращения, а скоростью поршня. Зависимость Р_м.п от нагрузки для двигателей без наддува невелика и ею пренебрегают. Потери на трение изменяются пропорционально первой степени относительной скорости, а потери на газообмен, вентиляционные потери и потери на привод вспомогательных механизмов — примерно пропорционально второй степени скорости, поэтому зависимость среднего давления механических потерь для двигателей без наддува от скоростного режима в общем случае

Р_м_._п = a +bс_п+c с_п².

Так как наибольшую долю механических потерь составляют потери на трение, зависящие от первой степени скорости поршня, то нередко опытные зависимости Р_м.п= f(c_п) приближают к линейной

Р_м.п = a +bс_п. (3.8)

Значения, a и b зависят от типа, конструкции, размеров, числа цилиндров и теплового состояния двигателя. При увеличении числа цилиндров уменьшается число подшипников, приходящихся на один цилиндр, снижаются Р_вен и Р_всп.м_. В результате уменьшается среднее давление механических потерь.

Увеличение рабочего объема при сохранении отношения хода поршня к диаметру цилиндра S/D приводит к снижению P_м.п вследствие следующих причин:

1. Если число и высота колец одинаковы, то силы от давления газов, прижимающие кольца к гильзе, растут пропорционально D, а площадь поршня — пропорционально D². Так как P_м.п есть сила механических потерь, отнесенная к единице площади поршня, то она при этом снижается.

2. Уменьшаются удельные (отнесенные к площади поршня) значения сил инерции.

3. Уменьшается P_всп.м.

В случае наддува от приводного компрессора снижение потерь на газообмен с ростом р_к превалирует над увеличением потерь на трение и Р_{м. п} уменьшается с повышением давления наддува. При этом, однако, растет среднее давление потерь на привод нагнетателя. При введении газотурбинного наддува Р_м.п обычно увеличивается вследствие роста потерь на трение и газообмен.

В табл. 3.2 приведены значения a и b из уравнения (3.8) для автотракторных двигателей без наддува.

В процессе эксплуатации возможно увеличение внутренних потерь из-за увеличения гидравлического сопротивления впускной и выпускной систем вследствие накопления в них отложений (рост Р_н.х), из-за использования смазочного масла, не соответствующего по своим физико-химическим свойствам конкретному двигателю и условиям его эксплуатации (увеличение Р_тр), из-за нарушений в оптимальном тепловом режиме двигателя (увеличение Р_тр). Правильная организация эксплуатации позволяет избежать этих нежелательных явлений.

§ 3.3. Эффективные, удельные массовые и другие технико-экономические показатели двигателей

Полезная или эффективная работа двигателя за один цикл

L_е = L_i - L_м.п,

где L_м.п — работа механических потерь. Разделив это выражение на рабочий объем V_h, получим

p_e =p_i – p_м.п, (3.9)

где р_е = L_e/V_h — среднее эффективное давление, т. е. полезная работа, получаемая за цикл с единицы рабочего объема цилиндра. Другое определение среднего эффективного давления — это условное постоянное давление, которое, действуя на поршень за один его ход, совершало бы работу, равную полезной работе за цикл. Умножив (3.9) на V_h i n/(30t), получим

N_e = N_i – N_м.п,

где Ne = реVh i n/ (30t) — эффективная мощность двигателя; N_м.п — мощность механических потерь. Если (3.9) умножить на 1000 V_h/(pt), то получим

М_к = М_i – М_м.п

где М_к= 1000 реVh i/ (30t) — эффективный крутящий момент двигателя; М_м.п — момент механических потерь.

Механический к. п. д. двигателя

h_м = L_e/L_i = p_e/p_i = M_e/M_i = N_e/N_i. (3.10)

Далее, используя (3.9), можно записать

h_м = p_e/p_i = (p_i - p_м.п)/p_i = 1 - p_м.п/p_i.

Под эффективным к. п. д. двигателя понимают долю от всей подведенной с топливом теплоты, превращенную в полезную работу:

h_е = L_e/(V_h r_т H_u). Далее можно преобразовать

(3.11)

Аналогично (3.3), удельный эффективный расход топлива или расход топлива на единицу эффективной мощности в единицу времени

g_e = 3600/(H_u h_e).

Из приведенного следует, что для обеспечения высокой эффективности и экономичности работы двигателя недостаточно достижения высоких значений удельного индикаторного давления и индикаторного к. п. д. Необходимо также, чтобы малыми были механические потери двигателя, в том числе потери на привод компрессора.

Работа, действительно затрачиваемая на сжатие и проталкивание 1 кг воздуха в компрессоре,

где p_к = р_к’/р₀ — степень повышения давления в компрессоре; h_ад — адиабатный к. п. д. компрессора, равный отношению работы при адиабатном сжатии к действительно затраченной на сжатие и проталкивание работе. Он учитывает наличие теплообмена и внутренние потери в компрессоре:

р_пр.к = l_кV_цr_тa l₀/ V_h.

Мощность привода компрессора

N_пр.к = l_кG_в.с/ h_м.к

где G_в.с — секундная подача воздуха компрессором; h_м.к — механический к. п. д. компрессора. Подставив в выражение для мощности значение l_к, получим

где h_к = h_ад/h_м.к — общий к. п. д. компрессора.

Литровой мощностью двигателя называют номинальную мощность, отнесенную к единице рабочего объема.

Следовательно, N_л =N_e/(V_h i) =p_e n/(30t). Используя зависимости (3.10) и (3.11), выразим эффективные показатели через индикаторные:

(3.12)

(3.13)

(3.14)

По (3.12) при заданных частоте вращения, числах цилиндров и тактов можно вычислить рабочий объем цилиндра, при котором обеспечивается получение той или иной мощности. Вычисление p_i производится по (3.6) или (3.7), а h_м—по уравнениям (3.8) — (3.10) с использованием данных табл. 3.2. По величине V_h = p D²S / 4, задавшись S/D, определяют основные размеры двигателя.

Влияние различных факторов на эффективные показатели двигателя. Из приведенных выражений ясно, что величина каждого из эффективных показателей определяется величиной соответствующего индикаторного показателя и механическим к. п. д. Среднее давление механических потерь Р_м.п можно уменьшить:

1. Правильным выбором и обеспечением поддержания в эксплуатации оптимального теплового режима работы двигателя. Возможность поддержания в эксплуатации оптимального теплового режима обеспечивается при конструировании систем охлаждения и смазки с учетом климата и режимов эксплуатации двигателя.

2. Оптимальным конструированием двигателя и его агрегатов. Правильный выбор конструкции и размеров впускной и выпускной систем сводит к минимуму потери на газообмен. В эксплуатации сопротивления систем не должны претерпевать изменений. Поверхности трущихся пар сводятся к целесообразному минимуму, при котором обеспечивается надежное жидкостное трение, а силы трения имеют малые значения. К минимуму сводится также число поршневых колец. В пределе поршень может быть снабжен одним компрессионным и одним маслосъемным кольцами. На практике для надежного уплотнения применяют, однако, большее число колец. Выбор жесткости и формы деталей, соблюдение технических условий на их изготовление также важны для достижения надежного жидкостного трения и минимальных механических потерь. Существенное значение имеет оптимизация конструкции, размеров и частоты вращения таких вспомогательных механизмов, как вентилятор, водяной и масляный насосы. Например, использование литых вентиляторов позволяет существенно уменьшить затраты мощности на их привод. Целесообразная производительность водяного и масляного насосов также является объектом поиска. В ряде случаев большая производительность, например, водяного насоса не обеспечивает снижения тепловой напряженности деталей и лишь является причиной потребления большей мощности.

Отключение вентилятора на режимах с пониженной теплопередачей в систему охлаждения обеспечивает достижение оптимального теплового состояния деталей и уменьшение механических потерь.

3. Рациональным выбором материалов и технологии изготовления деталей. Так, при правильном выборе материалов, твердости, микрогеометрии поверхностей деталей трущихся пар, а также использовании специальных покрытий улучшается смазка трущихся пар, снижаются потери на трение, уменьшается интенсивность износа деталей и повышается надежность работы двигателя.

4. Правильным выбором смазочного масла. При этом стремятся использовать масло с минимальной вязкостью, при которой обеспечиваются надежное жидкостное трение, длительная работа всех узлов двигателя при максимально возможных сроках смены и минимальном угаре масла.

5. Использованием однополостных камер сгорания вместо разделенных. Этим достигается снижение механических потерь в результате исключения практически потерь на перетекание заряда.

Уменьшения Р_пр.к добиваются оптимизацией типа, размеров, частоты вращения и характеристик компрессоров под заданные расход газа и степень повышения давления. Под оптимизацией здесь понимают достижение максимально возможного значения h_к во всем диапазоне режимов работы дизеля. Уменьшение затрат на привод компрессора, особенно на режимах малых нагрузок, можно обеспечить, используя перепуск воздуха или снижая частоту вращения компрессора, соединенного с двигателем с помощью гидромуфты.

При применении наддува, особенно газотурбинного, механический к. п. д. возрастает вследствие того, что Р_м.п увеличивается в меньшей степени, чем среднее индикаторное давление. Поэтому среднее эффективное давление повышается в большей степени, чем среднее индикаторное давление. В результате увеличения h_м эффективный к. п. д. повышается даже в случаях, когда при наддуве имеет место, небольшое ухудшение теплоиспользования.

Важное значение имеет при газотурбинном наддуве к. п. д. газотурбокомпрессора. При его увеличении достигается снижение потерь на газообмен.

Уменьшение h_м при снижении нагрузки объясняется тем, что среднее давление механических потерь мало изменяется с уменьшением нагрузки, а среднее индикаторное давление, естественно, падает. Особенно резко снижается h_м в карбюраторных двигателях, что связано с увеличением потерь на газообмен. При холостом ходе двигателя p_i = р_м.п и h_м = 0. С ростом частоты вращения механический к. п. д. уменьшается в связи с увеличением р_м.п. Характер изменения h_м от частоты вращения зависит от закономерности изменения среднего индикаторного давления. При каждом из положений регулирующего органа увеличение частоты вращения возможно лишь до значения, при котором p_e = р_м.п и р_e= 0.

Характер изменения основных индикаторных и эффективных показателей в зависимости от n приведен на рис. 3.7. Так как при увеличении частоты вращения h_м снижается, то максимальные значения p_e и h_e имеют место при n меньших, чем максимальные значения p_i и h_i.

Из выражения (3.14) следует, что на значение литровой мощности двигателя, оценивающей уровень форсирования двигателя, влияют среднее индикаторное давление, механический к. п. д., частота вращения и число тактов. Возможности увеличения p_i, h_м , n_н, а также применения двухтактного цикла рассмотрены ранее. Следует отметить дополнительно, что в двухтактных двигателях отсутствуют насосные потери, но имеются потери на привод компрессора, используемого для осуществления продувки — очистки — наполнения двигателя. В двухтактных двигателях меньше, чем в четырехтактных, потери на трение, обусловленные силами инерции, так как отсутствуют вспомогательные такты, но меньше также и значение среднего индикаторного давления. На величину h_м в большей степени влияют меньшие значения р_i и потери на привод компрессора. Поэтому механический к. и. д. двухтактных двигателей в среднем несколько ниже, чем у четырехтактных. Это наряду со снижением p_i оказывает влияние на степень увеличения литровой мощности при переходе с четырехтактного цикла на двухтактный.

Повышению литровой мощности способствуют применение наддува и увеличение номинальной частоты вращения. Литровая мощность карбюраторных двигателей, как правило, заметно выше, чем у дизелей, в связи с большим значением номинальной частоты вращения, а при сравнении двигателей без наддува — и большим значением среднего эффективного давления.

Удельные массовые показатели. Литровой массой двигателя g_лназывают массу сухого (незаправленного) двигателя, приходящуюся на единицу рабочего объема цилиндров: g_л = G_дв/(V_hi)(кг/л). Величина литровой массы характеризует совершенство конструкции и технологии изготовления двигателя, а также применяемые материалы. Уменьшение g_л при сохранении запасов прочности, надежности и долговечности двигателя может обеспечить существенный экономический эффект. При одинаковом рабочем объеме литровая масса дизеля больше, чем карбюраторных двигателей, в основном в связи с иными усилиями от давления газов, действующими на детали.

Удельной массой двигателя называют массу сухого двигателя, приходящуюся на единицу номинальной мощности: g_N = G_дв/N_e_н. Так как N_ен = NлV_hi, то g_N = G_дв/(N_лV_hi) = g_л / N_л. Следовательно удельная масса двигателя зависит от литровой массы и степени форсирования, характеризуемой литровой мощностью. Так как литровая масса больше, а литровая мощность меньше у дизелей, последние имеют большие, чем у карбюраторных двигателей, значения удельной массы.

Помимо эффективных и удельных массовых показателей совершенство двигателей характеризуется также продолжительностью работы масла до смены (в часах), общим расходом масла и расходом масла на угар в процентах к расходу топлива, содержанием вредных веществ в отработавших газах (токсичностью), а также интенсивностью шумоизлучения.

Форсирование двигателей связано обычно с увеличением механической и тепловой наряженности. Поэтому наряду с улучшением массогабаритных показателей при форсировании возникает опасность снижения моторесурса, увеличения расхода масла и трудоемкости технического обслуживания. Может также возрасти содержание некоторых токсичных компонентов в отработавших газах. Поэтому при форсировании должен выполняться комплекс конструкторских, технологических мероприятий, а также мероприятия по повышению качества обслуживания. Целесообразная степень форсирования определяется в конечном счете экономическими соображениями. Под степенью форсирования понимают относительный прирост литровой мощности. По мере совершенствования конструкции, технологии изготовления и обслуживания двигателей экономически оправданная степень форсирования возрастает. В табл. 3.3 приводятся некоторые параметры и характеристики двигателей, применяемых в России.

§ 3.4. Тепловой баланс двигателя

Тепловой баланс двигателя, или внешний тепловой баланс, представляет собой определенное опытным путем распределение теплоты, вводимой в двигатель с топливом, на полезно используемую теплоту и отдельные виды потерь:

Q_o = Q_e + Q_охл+ Q_м+ Q_газ + Q_н.с + Q_ост.

Здесь Q_o — количество теплоты, вводимой в двигатель с топливом за определенный отрезок времени, например за 1 ч; Q_o = G_т H_u; Q_e — количество теплоты, превращенной в полезную работу; Q_e = G_т H_uh_е, Q_охл — количество теплоты, передаваемой охлаждающей жидкости; Q_охл = с_охл(t_вых — t_вх) G_охл, где с_охл — удельная теплоемкость охлаждающей жидкости; G_охп — ее расход, t_вых и t_вх — температура охлаждающей жидкости соответственно на выходе и входе системы; Q_м — количество теплоты, передаваемой смазочному маслу, которое выполняет также функции охлаждения трущихся пар (этот член теплового баланса выделяется обычно при наличии на двигателе автономного теплообменника для охлаждения смазочного масла и определяется аналогично Q_охл; в большинстве случаев Q_м включается в остаточный член теплового баланса); Q_газ — потеря теплоты с отработавшими газами в результате того, что их температура и теплоемкость отличаются от таковых у свежего заряда; Q_газ = G_т [М₂(mс_р”)t_r — М₁(mс_р)t_к]; Q_н.с — теплота, не выделившаяся в двигателе вследствие неполноты сгорания. Для ее определения необходимо знать состав продуктов сгорания и теплоту сгорания каждого из продуктов неполного окисления топлива. При a > 1 этот член не выделяется и соответствующая часть теплоты включается в Q_ост при a <: 1 можно вычислить количество теплоты, которое теоретически не может выделиться из-за недостатка воздуха, по выражению Q_хим = DH_u G_т. При этом теплота, соответствующая разнице между Q_н.с и Q_хим также включается в Q_ост. В остаточный член теплового баланса Q_ост помимо оговоренных выше случаев включения Q_м, Q_н.с или Q_н.с — Q_хим входит также теплота, рассеиваемая в окружающую среду внешними поверхностями двигателя и его агрегатов, а также теплота, соответствующая кинетической энергии отработавших газов. На величину Q_ост, естественно, влияет погрешность определения составляющих теплового баланса. Теплоту Q_охл, Q_м и Q_газ используют при расчете систем охлаждения, смазки и наддува.

По величине Q_н.с можно судить о степени неполноты сгорания и наметить пути повышения теплоиспользования, по величине же Q_охл — лишь ориентировочно о резервах повышения теплоиспользования за счет более рационального охлаждения деталей. Последнее связано с тем, что в Q_охл входит не только теплота, передаваемая от газов в цилиндре (уменьшением которой можно повысить теплоиспользование), но и теплота, передаваемая от газов охлаждающей жидкости в выпускном канале (а в случае охлаждаемого выпускного трубопровода — и в трубопроводе), а также значительная часть теплоты, соответствующей механическим потерям (остальная часть последней передается через масло и рассеивается наружными поверхностями двигателя). Для анализа теплоиспользования важно не только общее количество теплоты, переданной от рабочего тела охлаждающей жидкости, но и зависимость потерь от положения поршня. Поэтому для анализа теплоиспользования привлекается внутренний тепловой баланс, дающий представление о динамике потерь и преобразования тепловой энергии в механическую.

Тепловой баланс можно определить в процентах от всего количества введенной теплоты, тогда

100 =q_e + q_охл + q_м + q_наз + q_н.с + q_ост,

где q_е = Q_e 100/Q_о; q_охл = Q_охл 100/Q_o; и т. д.

В качестве примера рассмотрим тепловой баланс дизеля с наддувом в зависимости от нагрузки и частоты вращения (рис. 3.8, а, б). Здесь q_н.с включено в q_ост. Как видно из графика, на режиме полной нагрузки наиболее весомыми членами теплового баланса являются потери с отработавшими газами и полезно используемая теплота. Доля теплоты, передаваемой охлаждающей жидкости, меньше. Это связано частично с тем, что объектом рассмотрения является дизель с наддувом. Зависимости q_e и h_e от режима работы рассмотрены ранее. Потеря q_охл уменьшается с ростом нагрузки и частоты вращения. Последнее связано с преобладающим влиянием уменьшения времени теплообмена. Доля потерь с выпускными газами мало зависит от нагрузки и, как правило, увеличивается с ростом частоты вращения. На характер q_газ = f(n), естественно, влияет уменьшение времени охлаждения продуктов сгорания с ростом n. Характер изменения q_м с режимом работы можно объяснить изменением доли индикаторной работы, затрачиваемой на механические потери. Теплота Q_ост мало зависит от режима работы, поэтому q_ост возрастает при уменьшении частоты вращения и особенно нагрузки двигателя.

§ 3.5. Тепловые нагрузки на детали двигателя и их тепловая напряженность

Под тепловой нагрузкой понимается значение удельного теплового потока, передаваемого от рабочего тела к поверхности детали.

Теплота передается от рабочего тела к поверхности деталей двояко: а) радиацией; б) теплоотдачей. Роль радиации особенно велика в дизелях в связи с тем, что в них имеет место преимущественно диффузионное горение, сопровождающееся обильным образованием и последующим выгоранием сажи. Содержание в пламени сажи является причиной высокой степени его черноты, а поэтому высокой излучательной способности пламени. Согласно измерениям, температура дизельного пламени существенно превышает значения средней по объему термодинамической температуры.

Высокие значения температуры пламени и степени его черноты определяют высокую долю теплоты, передаваемой излучением, в общем теплообмене (по некоторым оценкам, до 45% и более). Некоторую роль играет также излучение трехатомных газов. Тепловое нагружение отдельных участков деталей зависит в основном от расположения участка по отношению к факелу и поэтому неодинаково. Например, для дизелей с камерой в поршне некоторые зоны таких деталей, как гильза цилиндра, головка цилиндра и сам поршень, экранированы телом поршня от факела в период наиболее интенсивного излучения.

Теплоотдача включает в себя конвективный теплообмен в основной части заряда и передачу теплоты путем теплопроводности через пограничный слой заряда. Интенсивность теплоотдачи определяется в большой мере локальными условиями смесеобразования и тепловыделения, которые, особенно для дизеля, изучены еще недостаточно. Проведенные исследования выявили, однако, что на распределение тепловой нагрузки по деталям оказывает влияние не столько интенсивность и характер движения заряда в цилиндре и камере сгорания, созданные при впуске, сколько движение заряда, инициируемое при сгорании, а также распределение сгорающего топлива по объему камеры сгорания, зависящее от числа и расположения топливных струй, размеров и конфигурации камеры сгорания. Последние факторы определяют локальную температуру заряда.

В целом выявлены существенная нестационарность теплообмена в поршневых двигателях и существенно неравномерное распределение тепловой нагрузки по деталям. Нестационарность теплообмена определяется переменностью во времени всех факторов, влияющих на радиацию и теплоотдачу (параметров состояния заряда, его скорости, в том числе пульсационной ее составляющей, структуры пламени и т. д.). Для характеристики нестационарности теплообмена отметим, что максимальное значение удельного теплового потока может в несколько десятков раз превышать его среднее по времени значение. Наибольшая часть теплоты передается в период интенсивного горения. Так, примерно за 1/10 времени цикла (от 10° не доходя в.м.т. до 60° после в. м. т.) от заряда к стенкам деталей передается до 70% всей теплоты, передаваемой за цикл в четырехтактном дизеле автотракторного типа. Если определить теплоту, передаваемую за отдельные такты цикла, то окажется, что основная часть теплоты передается за такт расширения (рабочий ход) —до 90%. Доля теплообмена за такт выпуска в большинстве случаев не превышает 10%.

Рис. 3.9 иллюстрирует неравномерность распределения средней по времени тепловой нагрузки по поверхностям различных деталей. В конкретном случае по поверхности поршня удельный тепловой поток изменяется в 2,5 раза (в пределах радиуса), по поверхности головки цилиндра — в 2,5 раза, по поверхности гильзы цилиндра — в 2,3 раза (в пределах зоны измерения). Измерения, выполненные на дизелях ЯМЗ с наддувом, выявили, что отношение максимальной величины тепловой нагрузки к минимальной в пределах поверхности всех деталей, окружающих рабочее тело, может быть более 10. Максимальное значение тепловой нагрузки в автотракторных дизелях с наддувом достигает 600 кВт/м² и более.

На неравномерность распределения тепловой нагрузки существенно влияют тип и размеры камеры сгорания. Так, в дизелях с камерой сгорания в поршне неравномерность распределения тепловой нагрузки растет при уменьшении относительного диаметра камеры сгорания. В дизелях с разделенными камерами сгорания неравномерность распределения удельного теплового потока по поверхности поршня и головки цилиндра, как правило, выше, чем в дизелях с неразделенной камерой сгорания. Уровень тепловых нагрузок в большой мере определяется степенью форсирования (литровой мощностью).

Он, как правило, выше в двухтактных двигателях. Тепловая нагрузка заметно увеличивается при увеличении внешней нагрузки (уменьшении коэффициента избытка воздуха), частоты вращения, давления и температуры воздуха на впуске двигателя. Определенное влияние оказывает на тепловую нагрузку также угол опережения впрыскивания (зажигания). С ростом этого угла тепловая нагрузка также увеличивается вследствие повышения максимальных давления и температуры цикла. С течением времени после начала экспуатации нового или отремонтированного двигателя тепловые потоки, передаваемые от рабочего тела к деталям, уменьшаются вследствие аккумулирования на деталях продуктов неполного окисления, крекинга и полимеризации смазочного масла и топлива. В дальнейшем наблюдается тенденция к стабилизации передаваемых потоков.

При работе на переменных (неустановившихся) режимах передаваемые от рабочего тела к детали тепловые потоки изменяются не только в течение каждого цикла, но также от цикла к циклу. Резкое изменение средних за цикл тепловых нагрузок во времени вследствие разгона, нагружения, разгрузки, остановки двигателя известно под названием теплового удара. Характер и частота тепловых ударов оказывают влияние на надежность работы двигателя.

Термин «тепловая напряженность» используется для выражения комплекса явлений, связанных с тепловым состоянием деталей двигателя. Тепловое состояние деталей влияет на прочностные характеристики материалов, из которых они изготовлены, на интенсивность отложений на деталях, на условия их смазки, трения, износа, а также на напряжения в деталях. Примерами влияния температуры на интенсивность отложений может служить зависимость отложений кокса на поршне (особенно в верхней его части и в канавках колец) и на стенках сопловых отверстий распылителя от соответствующих значений локальной температуры деталей. Из опыта известно, что для предотвращения потери Подвижности кольца в канавке вследствие отложений кокса температура вблизи канавки под верхнее кольцо не должна превышать 240°С. Для предотвращения интенсивного закоксовывания сопловых отверстий распылителя температура его носика не должна быть выше 180—200°С. Эти цифры следует рассматривать как ориентировочные, так как интенсивность отложений зависит не только от температуры, но также от конструкции деталей, других (кроме температурных) условий их работы, качества материалов (в том числе топлива и смазочного масла), технологии обработки деталей и т. д.

Температура деталей влияет на рабочую температуру смазочного масла, а следовательно, на его вязкость, толщину слоя смазки, разделяющего детали трущейся пары, характер трения. Последний вместе с износными характеристиками материалов, которые также зависят от температурного состояния деталей, определяет темп износа. Например, резко увеличивается износ верхней канавки под поршневое кольцо, если температура соответствующей зоны превысит определенное критическое значение.

Появление температурных напряжений связано с неравномерным распределением температуры в деталях и с тем, что конструкция большинства деталей не обеспечивает возможности свободного расширения наиболее нагретых участков.

Из сказанного следует, что тепловая напряженность определяется распределением температуры в деталях, которая является функцией тепловой нагрузки, конструкцией детали и условиями ее охлаждения. От конструкции деталей зависят распределения местных термических сопротивлений. Наиболее теплонапряженными деталями являются головка цилиндра и поршень. Тепловое состояние гильзы цилиндра также важно, так как оно существенно влияет на тепловое состояние поршня.

Из опыта эксплуатации двигателей известны максимально допустимые значения температуры различных деталей. Так, максимальная температура головки цилиндра из чугуна не должна быть выше 350°С, головки цилиндра из алюминиевого сплава 250°С, поршня из алюминиевого сплава 350°С, гильзы цилиндра 160—180°С[4]. Для гильзы цилиндра ограничивается минимальная температура в связи с ее влиянием на условия конденсации водяного пара, особенно при применении топлив, содержащих серу. Конечно, и приведенные цифры должны рассматриваться как ориентировочные, так как на предельно допустимую температуру влияют конструкция и конкретные условия работы детали. Последнее может быть проиллюстрировано различиями в максимально допустимой температуре поршней и головок цилиндров, изготовленных из алюминиевых сплавов. Для головок цилиндра по условиям нагружения предельная температура значительно ниже.

Методы управления тепловой напряженностью, естественно, связаны с факторами, ее определяющими. Определенным конструкциям деталей, применяемым материалам и условиям охлаждения соответствует конкретный допустимый уровень тепловых нагрузок. Справедливо и другое утверждение — определенному уровню тепловых нагрузок должен соответствовать правильный выбор прочих факторов, обусловливающих тепловую напряженность деталей.

Методы снижения тепловых нагрузок ясны из изложенного в начале параграфа. Существенному снижению температуры поршня, особенно критических его зон, способствует применение охлаждаемых конструкций. Снижению температуры и градиентов температур в деталях способствуют теплоизолирующие покрытия. При этом высокими оказываются температуры и градиенты температур в самом покрытии, что предъявляет повышенные требования к их свойствам. Заметного снижения тепловой напряженности можно достигнуть и путем рационального конструирования системы охлаждения. При этом, как правило, системы жидкостного охлаждения эффективнее систем воздушного охлаждения. Под эффективностью здесь понимается свойство обеспечения заданного теплового состояния при минимальных затратах работы на привод агрегатов системы охлаждения.

При конструировании систем стремятся к увеличению интенсивности охлаждения наиболее нагретых участков без увеличения общего количества отводимой в систему теплоты. Имеется ряд эффективных предложений по интенсификации локального охлаждения головок и гильз цилиндра. В частности, заметного снижения температуры в перемычке между клапанами головки цилиндра можно достигнуть, используя для подвода жидкости сверленые каналы.

В процессе эксплуатации тепловая напряженность двигателя может возрасти вследствие:

1) эксплуатации дизеля в условиях высокогорья или чрезмерно высоких температур окружающей среды;

2) отложения накипи в рубашках охлаждения двигателей с жидкостным охлаждением или загрязнения оребрения двигателей с воздушным охлаждением;

3) нарушений в нормальном протекании процесса сгорания вследствие использования топлив с не соответствующими двигателю физико-химическими и моторными свойствами и несоблюдения оптимальных регулировок систем питания, впрыскивания, зажигания (два последних явления исключены, если соблюдаются правила эксплуатации двигателей.

При необходимости эксплуатации дизелей в условиях пониженной плотности воздуха целесообразно в соответствии с рекомендациями завода-изготовителя пересмотреть предельную подачу топлива).

ГЛАВА 4 ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ

§ 4.1. Образование токсичных компонентов отработавших газов

В Росии, как и в других странах с высокоразвитой промышленностью, приняты специальные законы и стандарты, направленные на ограничение токсичности и дымности О. Г., а также шума двигателей. В стандартах предписываются методы и режимы испытаний, а также характеристики измерительной аппаратуры, которую следует использовать при определении экологических показателей работы двигателя. Получаемые в результате испытаний значения этих показателей не должны превышать соответствующие нормы.

Токсичными называются вещества, оказывающие вредное влияние на организм человека и окружающую среду. При работе поршневых д. в. с. выделяются следующие основные токсичные вещества: оксиды азота NO_x, сажа, оксид[5] углерода СО, углеводороды СН, альдегиды, канцерогенные вещества, соединения серы и свинца.

Помимо О. Г. двигателей источниками токсичности являются также картерные газы и испарение топлива в атмосферу. Наибольшее выделение токсичных веществ в атмосферу происходит с О. Г., поэтому уменьшению токсичности О. Г. уделяется главное внимание.

1. Оксиды азота, образующиеся в цилиндре дизеля, примерно на 90 % состоят из оксида азота NO, а остальное — из диоксида азота NO₂. Оксид азота образуется при сгорании топлива в результате химических реакций между кислородом и азотом воздуха. Начало цепным реакциям образования NO кладет появление атомарного кислорода вследствие диссоциации молекул О₂ при высоких температурах. Основные реакции, согласно общепринятой термической теории Я. Б. Зельдовича, следующие:

N₂+O = NO + N - 316 кДж/моль,

N+O₂ = NO + O + 136 кДж/моль.

Количество оксида азота зависит от концентрации атомарного кислорода и азота, а также от температуры. Химическая природа топлива на выход NO влияния не оказывает.

Наибольшее количество NO образуется в тех зонах заряда дизеля, которые сгорают первыми и имеют наибольшее время пребывания при температуре выше 2200 К. Это объясняется сильной зависимостью скорости образования NO от температуры, а в тех зонах, где топливо сгорело раньше, температура продуктов сгорания выше из-за их «поджатия» вследствие сгорания в последующих зонах (так называемый Махе-эффект).

При сгорании в дизеле образование NO определяется локальными составами смеси и температурами. Например, количество NO, образующейся в пламени богатых смесей в ядре факела, зависит от локальной концентрации кислорода, поэтому при подаче топлива через большее число сопловых отверстий выход NO несколько увеличивается.

При понижении температуры продуктов сгорания во время такта расширения концентрация NO не снижается до равновесной, и чем больше в результате расширения скорость охлаждения продуктов сгорания, тем сильнее фактическая концентрация NO превышает равновесную. Это явление называется закалкой образовавшегося оксида азота.

В карбюраторных двигателях NO образуется как во фронте пламени, так и в продуктах сгорания, т. е. за фронтом пламени. Так как в результате Махе-эффекта температура за фронтом пламени выше, то именно в зонах, где топливо сгорает в первую очередь, образуется наибольшее количество NO.

2. Сажа представляет собой частицы твердых углеродистых продуктов с содержанием чистого углерода до 99%, диаметр этих частиц непосредственно после их образования обычно равен (50 — 500)10^-10 м. Затем еще в процессе сгорания в дизеле имеет место коагуляция частиц с образованием вторичных и третичных структур с линейными размерами 0,3—100 мкм.

Наличие сажи в О. Г. обусловливает черный дым на выхлопе. Эта дымность О. Г. является большим недостатком дизелей, особенно на режимах разгона. Наибольшее количество сажи образуется в процессе диффузионного горения в ядре факела, особенно при работе дизеля на полных нагрузках, что обусловлено большой местной концентрацией компонентов топлива с высокой температурой кипения, а также малой концентрацией кислорода (a < 0,3 — 0,7).

На такте расширения часть образовавшейся сажи выгорает в турбулентном пламени. Степень выгорания сажи зависит от концентрации кислорода вблизи частиц, температуры и времени пребывания частиц в цилиндре. При усилении турбулентности и вихревого движения заряда перемешивание горящей смеси интенсифицируется, в результате чего выгорание сажи усиливается, а образование ее тормозится, т. е. дымность О. Г. уменьшается.

Поскольку в цилиндре карбюраторного двигателя сгорает гомогенная смесь при a > 0,7, сажа образуется в ничтожных количествах.

Сажа представляет собой механический загрязнитель легких человека, но значительно больше она опасна как адсорбент и активный переносчик канцерогенных веществ, в частности бензпирена, вызывающего рак легких. Наибольшая скорость образования бензпирена имеет место при температуре 900—1200 К. Зонами преимущественного образования бензпирена являются пристеночные слои.

3. Оксид углерода СО образуется главным образом при сгорании топлива с недостатком кислорода, некоторое количество СО может также образовываться в пристеночных слоях смеси или вследствие диссоциации СО₂ при высоких температурах. В дизелях СО образуется в результате холоднопламенных реакций и при сгорании в зонах с локальным недостатком кислорода, значительная часть СО окисляется затем до СО₂, поэтому выброс СО с О. Г. дизелей невелик и не превышает по объему 0,1—0,2%.

4. Углеводороды, содержащиеся в О. Г. состоят из исходных или распавшихся молекул топлива. У стенок камеры сгорания температура газов недостаточно высока для сгорания топлива, поэтому здесь пламя гасится и полного сгорания не происходит. Углеводороды несгоревшего топлива могут появляться в О. Г. и в результате наличия в заряде зон с чрезмерно обедненной или обогащенной смесью, а в карбюраторных двигателях — и при пропусках воспламенения.

Присутствие в О. Г. дизелей углеводородов является одной из причин появления белого или голубого дыма.

Углеводороды в тех количествах, в которых они выбрасываются в атмосферу поршневыми д. в. с., сами по себе не представляют большой опасности. Однако при определенных условиях в атмосфере образуется специфический туман, обладающий вредным действием и называемый смогом. Углеводороды способствуют образованию смога, и поэтому во многих странах их содержание в О. Г. ограничивается.

5. Альдегиды. В период, предшествующий основному горению, в дизеле протекают холоднопламенные процессы, приводящие к образованию альдегидов. На режимах холостого хода и малых нагрузках дизеля, т. е. когда температуры сгорания невелики, образуется наибольшее количество альдегидов. Некоторые альдегиды, а также углеводороды, образующиеся в дизеле, обусловливают неприятный запах О. Г., который относят к недостаткам дизелей.

6. Другие токсичные компоненты. При сгорании серы, содержащейся в дизельном топливе, образуются токсичный сернистый газ SO₂ и сероводород H₂S. Свинец, входящий в состав антидетонационных присадок к бензину, выбрасывается в атмосферу с О. Г. в виде ряда токсичных соединений.

Концентрацию токсичных компонентов в сухих О. Г. оценивают в объемных процентах, миллионных долях по объему (млн.^-1) и реже в миллиграммах на 1 л О. Г.

Даже в правильно отрегулированном двигателе количество токсичных компонентов может достигать следующих величин:

	Дизель	Карбюраторный двигатель
Оксид углерода СО, %	0,2	6,0
Оксиды азота, %	0,35	0,46
Углеводороды, %	0,04	0,40
Диоксид серы, %	0,04	0,007
Сажа, мг/л	0,30	0,05

На основании действующих в нашей стране санитарных норм на предельное содержание токсичных веществ в воздухе можно в первом приближении принять следующее соотношение токсичности компонентов по отношению к токсичности оксида углерода: СО : NО_x : СН = 1 : 20 : 0,67. Таким образом, токсичность дизелей зависит в основном от содержания в О. Г. оксидов азота.

Токсичность О. Г. бензиновых двигателей существенно зависит от концентрации оксида углерода и оксидов азота.

Влияние некоторых факторов на токсичность О. Г. дизелей. Токсичность О. Г. зависит от многих конструктивных и эксплуатационных факторов. Воздействуя на последние, можно значительно улучшить экологические показатели работы двигателей.

Способ смесеобразования оказывает заметное влияние на токсичность О. Г. Это объясняется тем, что в предкамере или вихревой камере процесс сгорания происходит при пониженном значении температуры и коэффициента избытка воздуха. Догорание заряда в основной камере также идет при относительно невысоких температурах. По этим причинам в дизелях с разделенными камерами сгорания образуется меньше NO_x, чем в дизелях с камерой сгорания в поршне. Кроме того, как показано на рис. 4.1, дизели с разделенными камерами выбрасывают с О. Г. меньше продуктов неполного сгорания при относительно небольшой дымности[6]* выпуска, что объясняется лучшим догоранием СО, СН и сажи в надпоршневом объеме.

Степень сжатия оказывает влияние на токсичность О. Г. главным образом через изменение температуры заряда. Увеличение последней с ростом e приводит к улучшению смесеобразования, особенно на малых нагрузках и частотах вращения вала, поэтому выброс СО и СН снижается. Чтобы при этом не возрастал выброс NO_x, соответствующим образом подбирают сочетание интенсивности вихревого движения заряда и параметров впрыскивания топлива.

Подача топлива. Увеличение давления впрыскивания при данном диаметре сопловых отверстий распылителя позволяет позже начинать впрыскивание, оставляя неизменным его окончание, в результате чего уменьшаются выброс NO_x и дымность О. Г. При средних и высоких нагрузках некоторые системы подачи топлива могут давать подвпрыскивание, когда после конца основного впрыскивания игла форсунки открывается на короткое время. При этом в цилиндр впрыскивается очень небольшое количество топлива, которое плохо распыливается и сгорает на линии расширения с образованием СО, СН и дыма.

Сходное с подвпрыскиванием влияние на выброс СН оказывает истечение топлива с малой скоростью из объема колодца под иглой распылителя и каналов сопловых отверстий. После посадки иглы на седло пузырьки газа в подыгольном объеме расширяются в результате разогрева и вытесняют топливо в камеру сгорания, где создается локальное обогащение смеси на ходе расширения, что приводит к увеличению выброса СН. Особенно это заметно в дизелях с камерой сгорания в поршне, у которых объем колодца под иглой (V_u) составляет 1,35—1,8 мм³. Влияние этого объема на содержание СН в О. Г. иллюстрирует рис. 4.2.

Угол опережения впрыскивания Q_о.вп заметно влияет на выброс NO_x. При уменьшении Q_о.вп в результате снижения температуры сгорания образование NO_x, значительно замедляется. Однако если при этом возрастает длительность периода задержки воспламенения, то это вызывает увеличение выброса продуктов неполного сгорания — СН и СО.

Изменение Q_о.вп обусловливает значительное изменение длительности периода задержки воспламенения и доли топлива, впрыснутой за этот период, что сказывается на продолжительности диффузионного сгорания. Например, если Q_I сокращается, то доля топлива, впрыснутого до начала быстрого горения (DV_i), становится меньше, а роль диффузионного сгорания и дымность О. Г. соответственно возрастают (рис. 4.3).

Конечно, всегда следует помнить, что при чрезмерном уменьшении Q_о.вп существенно ухудшаются экономические и энергетические показатели работы дизеля.

Режим работы. На рис. 4.4, а, б показаны диапазоны содержания токсичных компонентов и изменения дымности О. Г. дизелей с различными способами смесеобразования в зависимости от режима работы. При увеличении нагрузки дизеля (р_е > 0,4 — 0,5 МПа) смесеобразование и сгорание ухудшаются, поэтому возрастает выброс СО и резко повышается дымность О. Г. Влияние температурного фактора является определяющим в процессе образования оксидов азота в области малых и средних нагрузок и лишь при больших цикловых подачах топлива рост выхода NO_x, замедляется или даже прекращается вследствие появления в камере сгорания значительных объемов, в которых практически отсутствует свободный кислород.

Увеличение частоты вращения до n» 2000 мин^-1 приводит к снижению дымности О. Г. вследствие улучшения смесеобразования, однако при n > 2000 мин^-1 дымность опять несколько возрастает, что объясняется преобладающим влиянием сокращения времени сгорания топлива. На образование NO_x, СО и СН частота вращения влияет слабо.

В дизелях с камерой сгорания в поршне дымность О. Г. на низких скоростных режимах возрастает в 1,5—2 раза по сравнению с номинальным режимом. Это объясняется тем, что при уменьшении частоты вращения ухудшается смешение топлива с воздухом и сажа, образующаяся в зонах камеры с переобогащенной смесью, оказывается в зонах с избытком кислорода слишком поздно и не успевает там окисляться. Поэтому подачу в. диапазоне низких частот вращения необходимо ограничивать, т. е. обеспечивать соответствующее корректирование скоростных характеристик топливоподачи.

В период разгона автомобиля с дизелем, особенно если последний имеет турбонаддув, в результате кратковременного обогащения смеси значительно возрастает дымность О. Г., в то же время имеет место лишь относительно небольшое увеличение концентрации СО, СН и NO_x.

§ 4.2. Основные способы снижения токсичности и дымности отработавших газов

Требования действующих в нашей стране государственных и отраслевых стандартов на токсичность и дымность О. Г. двигателей обусловливают необходимость проведения в жизнь специальных мероприятий на стадиях проектирования, производства и эксплуатации двигателей, направленных на снижение токсичности и дымности О. Г. Проблема снижения токсичности и дымности О. Г. осложняется тем, что обычно необходимо уменьшать выброс в атмосферу нескольких токсичных компонентов. Однако многие методы, снижающие выброс продуктов неполного сгорания углерода, связаны с интенсификацией процесса сгорания, что вызывает увеличение концентрации NO_x. Кроме того, нужно иметь в виду, что реализация ряда способов уменьшения выбросов NO_x приводит к ухудшению топливной экономичности, что, как правило, является недопустимым.

Способы снижения дымности и токсичности О. Г. дизелей. Известен ряд способов уменьшения дымности и токсичности О. Г. дизелей[7]. Вопрос о выборе наиболее целесообразного пути решается применительно к конкретным условиям.

1. Совершенствование процессов смесеобразования и сгорания. Преимущество этого способа заключается в том, что одновременно со снижением дымности O. Г. и содержания в них СО и СН улучшаются мощностные и экономические показатели двигателя. Однако интенсификация сгорания приводит к увеличению концентрации NO_x. Наоборот, воздействие на процесс сгорания путем снижения степени сжатия, уменьшения угла опережения впрыскивания топлива или дросселированием воздуха на впуске приводит к уменьшению выхода NO_x, но при этом ухудшаются индикаторные показатели.

Для снижения токсичности О. Г. дизеля необходимо сокращать длительность задержки воспламенения и за этот период впрыскивать основную долю топлива, стремясь к тому, чтобы сгорание происходило в течение второй фазы с небольшой скоростью, а в завершающих фазах — с наибольшей возможной интенсивностью.

2. Рециркуляция отработавших газов. Если часть отработавших газов из системы выпуска направить во впускной трубопровод, то наполнение цилиндров воздухом уменьшится. При этом диоксид азота, содержащийся в О. Г. может способствовать сокращению периода задержки воспламенения. Все это вместе с относительно высокой теплоемкостью продуктов сгорания приводит к понижению максимальной температуры цикла и концентрации кислорода в заряде, а значит, способствует уменьшению образования оксидов азота и понижает их концентрацию в О. Г. на 40—50%. Опыты показывают, что для такого снижения концентрации NO_x во впускную систему необходимо подавать отработавшие газы в количестве около 20% от количества воздуха.

Рециркуляция О. Г. более эффективна на режимах малых и средних нагрузок, причем ее эффективность в дизелях с камерой сгорания в поршне выше, чем в дизелях с разделенными камерами. Естественно, что на больших нагрузках рециркуляция О. Г. уменьшает индикаторный к. п. д. и увеличивает выделение СО.

Сходное с рециркуляцией О. Г. воздействие на снижение выхода NO_x: имеет подача воды во впускной трубопровод или в цилиндр дизеля. В последнем случае вода может впрыскиваться вместе с топливом в виде топливно-водяной эмульсии. При добавке воды в количестве 6% (по массе) концентрация NO_x снижается в два раза. Выброс СО и СН при добавке к заряду воды практически не изменяется. Использование воды для подавления образования NO_x: наталкивается на ряд практических трудностей, связанных с возможностью замерзания воды, появления коррозии и увеличением износа некоторых деталей.

3. Топливо и присадки. Увеличение цетанового числа топлива уменьшает период задержки воспламенения, жесткость работы и максимальное давление сгорания, что оказывает сложное влияние на образование токсичных компонентов и дыма. На малых и средних нагрузках увеличение цетанового числа способствует уменьшению выброса NO_x и СН, а на больших в некоторых случаях — повышению дымности выхлопа. Чем больше в топливе легких фракций, тем лучше его испаряемость, а значит, равномернее и состав смеси в камере сгорания, что приводит к снижению дымности О. Г. и концентрации в них NO_x. Добавка к дизельному топливу в количестве до 1% антидымных присадок, например на основе бария, марганца и тетраэтилсвинца, позволяет при больших нагрузках в несколько раз понизить дымность О. Г. и содержание в них альдегидов и бензнирена.

4. Нейтрализация О. Г. Радикальный способ уменьшения токсичности О. Г. — нейтрализация (обезвреживание) газов в системе выпуска. В каталитических нейтрализаторах О. Г. дизеля проходят через слой катализатора, сильно ускоряющего протекание окислительных реакций, т. е. превращение СО и СН в СО₂ и Н₂О. В результате каталитической нейтрализации при температуре О. Г. более 300°С концентрация СО уменьшается на 85—90%, а СН—на 75—80%. При низких температурах О. Г. (менее 300°С) эффективность каталитических нейтрализаторов невысока. При эксплуатации нейтрализаторы часто забиваются сажей. С этим недостатком борются путем установки перед нейтрализатором специальных улавливателей сажи или путем периодического выжигания ее в самом нейтрализаторе. Каталитические нейтрализаторы применяются на специальных машинах, работающих в условиях повышенной загазованности воздуха.

Термическая нейтрализация заключается в окислении при высоких температурах СО и СН без катализатора. Полнота термической нейтрализации зависит от концентрации токсичного компонента и кислорода, температуры, давления и времени нахождения газов в нейтрализаторе. Если в отработавших газах совсем нет или недостаточно кислорода, то к ним с помощью специального насоса добавляют в соответствующем количестве воздух.

При невысоких температурах (до 150—200°С в термическом нейтрализаторе происходит интенсивное окисление NO в NO₂. Конструктивно термические нейтрализаторы изготовляют в виде теплоизолированных камер, встроенных в выпускную систему по возможности ближе к клапанам. Система каналов в нейтрализаторе обеспечивает хорошее перемешивание дополнительного воздуха и О. Г. Термический нейтрализатор увеличивает гидравлическое сопротивление системы выпуска, и поэтому при его установке экономичность двигателя ухудшается -

5. Техническое состояние двигателя. Интенсивность дымления и токсичность О. Г. сильно зависят от технического состояния и регулировок топливоподающей аппаратуры. Недопустимы подтекание топлива в распылителе, неправильная регулировка давления начала впрыскивания, зависание иглы распылителя и т. п.

Большое значение имеет тепловое состояние распылителя. Перегрев распылителя выше 180—210°С приводит к его закоксовыванию, нарушению характеристики впрыскивания, ухудшению равномерности распыливания и подачи топлива через отдельные отверстия. В этом случае увеличиваются дымность и токсичность О. Г. При засорении воздухоочистителя или потере герметичности клапанов токсичность О. Г. может возрасти в результате снижения наполнения цилиндров и компрессии. В изношенном дизеле в пристеночную зону цилиндра попадают частички масла, что увеличивает выброс бензпирена в 8—10 раз. Правильная эксплуатация, т. е. поддержание дизеля в хорошем техническом состоянии, и стабильность регулировок топливной аппаратуры в сочетании с систематическим контролем дымности и токсичности О. Г. позволяют снизить общий выброс токсичных веществ на 30—40%.

Способы снижения токсичности О. Г. карбюраторных двигателей. При анализе воздействия того или иного мероприятия на уменьшение токсичности О. Г. карбюраторного двигателя необходимо оценивать его эффективность по токсическим компонентам — СО, NO_x и СН.

1. Регулировки карбюратора и угла опережения зажигания. Как следует из рис. 4.5, при a <. 1 существенно возрастает концентрация СО и СН, при этом, даже когда для двигателя в целом a = 1,0, в О. Г. содержится некоторое количество этих токсичных компонентов, что объясняется неравномерностью состава смеси по цилиндрам, наличием в камере сгорания зон с обогащенной смесью.

При обеднении смеси выход NO_x сначала растет, что связано с увеличением концентрации в продуктах сгорания свободного кислорода, затем при a > 1,05— 1,10 в результате падения температуры сгорания образование NO_x уменьшается.

Ввиду сильной зависимости токсичности О. Г. от состава смеси большое значение приобретает своевременная проверка и поддержание в процессе эксплуатации рекомендуемых заводом-изготовителем регулировок карбюратора.

Регулировка карбюратора на режиме холостого хода, как это следует из рис. 4.6, не только существенно влияет на концентрацию СО и СН, но одновременно от состава смеси сильно зависит и стабильность работы двигателя и, в частности его колебания на подвеске. Наименьшая величина средней амплитуды этих колебаний имеет место при a = 0,8 — 0,85, когда наблюдается также минимальная концентрация СН. С обеднением смеси при a > 0,80 — 0,85 выброс СО уменьшается, однако из-за пропусков воспламенения в отдельных циклах сильно возрастает концентрация СН и увеличивается амплитуда колебаний двигателя на подвеске.

Изменение угла опережения зажигания вблизи его оптимального значения (с точки зрения экономичности работы двигателя) почти не влияет на концентрацию СО и СН, однако с ростом Q_о.з концентрация NO_x возрастает и особенно заметно при a > 1,0.

Отступление от рекомендуемых для данного двигателя углов опережения зажигания в сторону более поздних способствует снижению выбросов оксидов азота, но при этом одновременно ухудшаются и экономические показатели. Работа с чрезмерно ранним зажиганием (Q_о.з > Q_о.з.опт) недопустима, так как при этом увеличивается выброс NO_x и ухудшаются другие показатели.

2. Совершенствование рабочих процессов и смесеобразования. Конструкция камеры сгорания влияет на образование СН: чем меньше отношение поверхности к объему камеры и объем над вытеснителем, тем меньше образуется СН. На концентрацию СО и NO_x эти факторы заметного влияния не оказывают.

Увеличение степени сжатия вызывает рост максимальной температуры цикла и приводит также к увеличению отношения поверхности камеры сгорания к ее объему. Первый фактор определяет повышение концентрации NO_x при a > 1,0, а второй — увеличение выхода СН. Улучшение смесеобразования уменьшает выброс СО в области богатых смесей, но может несколько увеличить концентрацию NO_x на бедных смесях.

3. Применение бензинов с малым содержанием тетраэтилсвинца, переход на газообразные топлива. Снижение или полный отказ от этилирования бензинов позволяет соответственно влиять на выброс соединений свинца и повысить долговечность каталитических нейтрализаторов. Перевод двигателя на газообразное топливо обеспечивает снижение выброса NO_x примерно в два раза, а также дает некоторое уменьшение концентрации СО. Это связано с тем, что при работе на газе возможно эффективное использование более бедных смесей, сгорающих при меньшей температуре, а также снижение неравномерности состава смеси по цилиндрам.

4. Рециркуляция О. Г. Чаще всего О. Г. подаются во впускной трубопровод за дроссельной заслонкой, чтобы не нарушать дозирования смеси карбюратором и избегать образования в нем отложений. Количество О. Г., добавляемых к свежей смеси, необходимо регулировать в зависимости от нагрузки двигателя. Максимальный перепуск должен иметь место при работе на полном дросселе, когда рециркуляция 10—12% О. Г. обеспечивает уменьшение концентрации NO_x примерно в два раза. Иногда при работе с рециркуляцией наряду с уменьшением выброса NO_xнемного увеличивается образование СО и СН из-за ухудшения процесса сгорания. Мощностные и экономические показатели двигателя при введении рециркуляции могут несколько снижаться.

5. Нейтрализация О. Г. В карбюраторных двигателях каталитические нейтрализаторы используются не только для окисления СО и СН, но и для нейтрализации NO_x. В последнем случае в той части нейтрализатора, которая предназначена для восстановления NO_x, необходимо создать восстановительную среду, т. е. химически связать кислород, находящийся в составе О. Г. С другой стороны, в части нейтрализатора, предназначенной для окисления СО и СН, необходимо обеспечить окислительную среду и с этой целью в нейтрализатор подается воздух, если концентрация кислорода в О. Г. недостаточна.

Применению каталитического нейтрализатора для уменьшения выброса NO_x сильно препятствует этилирование бензина, так как свинец дезактивирует катализаторы в течение 100—200 ч работы на этилированных бензинах.

§ 4.3. Акустические показатели двигателей

Общие положения. Концентрация большого количества механизмов и машин с двигателями внутреннего сгорания на строительных площадках приводит к повышенному шуму, мешает работе и отдыху людей. Шум вредно действует прежде всего на орган слуха операторов машин с двигателями внутреннего сгорания, раздражает, действуя на нервную систему, снижает производительность труда, мешает восприятию полезных звуковых сигналов, человеческой речи.

Наличие норм, а также правильная оценка шума на рабочем месте служат основаниями для организации труда рабочих, соприкасающихся с работающими двигателями. Обычно нормируется внешний и внутренний шум машины. Вполне определенно существует тенденция к снижению допустимых величин шума машин, что стимулирует создание новой техники, обладающей новым качеством, которое должно быть заложено конструктором и сохранено в эксплуатации, — качеством пониженной способности к излучению шума.

Общий уровень шума может служить интегральным показателем качества машины, культуры производства и применяемой технологии. Отдельные характеристики шума двигателя используют в качестве диагностических параметров.

Основные определения. Под шумом двигателя внутреннего сгорания понимается акустическое излучение, производимое им при работе. Шум двигателя измеряют величиной уровня и спектром. Это характеристики шума д. в. с. в точке пространства. Двигатель как источник акустического излучения характеризуют значением излучаемой акустической мощности, ее спектром и диаграммой направленности излучения. Известно, что звуковое давление р в звуковой волне равно разности давлений среды в присутствии и при отсутствии волны. Уровнем шума называют двадцатикратный логарифм отношения звукового давления к пороговому значению р₀ = 2 10^-2 Н/м². Если предположить, что источник шума — двигатель — находится в точке О (рис. 4.7) и излучает шум в окружающее пространство, то, выделив полусферу S радиуса r и единичную площадку А на ней, можно определить, что сила звука I — количество звуковой энергии, прошедшей через единичную площадку, перпендикулярную радиусу r, в единицу времени. Силу звука выражают в Вт/м²; она пропорциональна квадрату звукового давления, поэтому уровень шума иногда определяют как десятикратный логарифм отношения силы звука к пороговому значению Iо = 10^-12 Вт/м². Уровень шума выражают в децибелах, т. е.

L =10 lg (I/I₀) = 20 lg (p/p₀).

Аккустической мощностью W двигателя называют выражаемую в ваттах величину , т. е. общее количество энергии, излучаемой двигателем в окружающее пространство в виде звука и прошедшей через поверхность полусферы радиуса r в единицу времени. Уровнем акустической мощности называют величину L_W = 10 lg(W/W₀), где W₀ = 10^-12 Вт. Уровень мощности связан с уровнем шума выражением

L_W = L+20 lg r +10 lg W -10 lg F,

W — телесный угол, в который осуществляется излучение (если учесть, что ранее принято допущение о том, что акустическое излучение двигателя происходит из центра О полусферы, то 10 lg W » 8), F — фактор направленности излучения, представляющий собой величину р_r²/р_cp², т. е. отношение квадрата звукового давления в произвольной точке полусферы радиуса r к квадрату звукового давления, усредненному по всем точкам измерения на поверхности S. Обычно измеряют в точке величину L с помощью шумомера при использовании линейной частотной характеристики прибора.

С целью приближения числовых оценок шума к субъективному восприятию часто применяют частотную характеристику А шумомера, учитывающую особенности восприятия человеком звуков различной частоты. В этом случае полученную величину называют уровнем звука, выражая ее в дБА. Акустическая мощность вычисляется по формуле W = 10^0,1^Lw^-12 Вт и с использованием приводимых здесь определений и зависимостей.

В работающем двигателе первопричиной возникновения акустического излучения будет осуществление рабочего процесса, связанное с подводом теплоты Q₁ к рабочему телу в цилиндре двигателя. Для cравнения качества конструкций д. в. с., заключающегося в способности преобразовывать часть тепловой энергии Q₁ в энергию звукового излучения, служит коэффициент акустического излучения двигателя h_ак = W/Q₁. Если у одного из двигателей этот коэффициент выше, то следует считать, что его конструкция акустически менее совершенна. Современные поршневые д. в. с., используемые на машинах, при работе на номинальном режиме излучают 2—3 Вт акустической мощности. В точках пространства вокруг работающего на стенде двигателя на расстоянии 1 м от его поверхности возникают уровни шума от 104 до 120 дБ.

Очень важной характеристикой шума является его спектр. Наш орган слуха не одинаково реагирует на звуки с одной амплитудой, но разной частоты. Спектр шума двигателя показывает распределение энергии излучения по частотному диапазону. В спектрах шума двигателей (рис. 4.8) присутствуют дискретные составляющие, кратные частоте вращения, числу цилиндров, и сплошная область. Октавные спектры звуковой мощности служат основной характеристикой шума машины.

Акустическое излучение двигателя может существовать и в инфразвуковой (до 20 Гц) области, однако чаще всего основная доля энергии звука, излучаемого двигателем, концентрируется в области преимущественно от 20 до 8000 Гц.

Акустический баланс двигателя. Звук, как известно, возникает в результате: а) взаимодействия колеблющегося тела со средой; б) при «быстром» выделении энергии в конечном объеме среды; в) при подведении (оттоке) конечного количества вещества в определенную конечную область среды; г) при взаимодействии потока вещества с твердым телом. Именно такие физические процессы одновременно или последовательно возникают при осуществлении рабочего цикла. При этом во всех случаях акустическое излучение будет следствием возмущения колебательной системы, распространения в ней колебаний и последующего процесса излучения энергии колебаний в окружающее пространство.

Обратимся к рис. 4.9. На такте впуска из области перед горловиной впускного патрубка будет происходить отток вещества. Движущийся по впускному тракту свежий заряд будет взаимодействовать со стенками, впускным клапаном и другими элементами конструкции. В результате на такте впуска возникает акустическое излучение, которое называют шумом впуска, излучаемая при этом акустическая мощность обозначается W_вп.

При сжатии, сгорании и расширении происходит деформация стенок камеры сгорания, что приводит к колебаниям наружных стенок двигателя. Энергия колебаний стенок в виде звука W_деф излучается окружающее пространство. Помимо этого, подвод теплоты к рабочему телу в цилиндре двигателя при сгорании также приводит к появлению акустического излучения W_сг сгорании. Опрокидывающий момент будет вызывать колебания двигателя на подвеске, энергия которых W_п в виде звука частично также будет излучаться в окружающее пространство.

В механизмах двигателя при работе могут возникать удары сопрягаемых деталей (клапан — седло), что приводит к шуму W_уд. Работа агрегатов, размещаемых на двигателе (вентилятор, топливоподающий насос и др.), приводит к появлению шума W_аг. При выпуске происходит приток вещества в области, прилегающей к выпускному патрубку; здесь выделится также какое-то количество энергии. Это приводит к возникновению шума выпуска W_вып.

Если суммировать все перечисленные составляющие акустической мощности, то получим уравнение акустического баланса двигателя «по рабочему циклу»

Wд = W_вп + W_вып + W_деф + W_сг + W_п + W_уд + W_аг,

содержащее главные составляющие шума двигателя. Возможны другие разновидности уравнения акустического баланса. Действительно, во всех случаях акустическое излучение двигателя осуществляется горловинами впускного и выпускного трактов, а также всей поверхностью двигателя. Опыт показывает, что элементы поверхности двигателя излучают разные количества акустической энергии. Выделив на поверхности двигателя характерные зоны или поверхности отдельных деталей (крышек, головок блока цилиндров, поддона, картра), а затем собрав акустическую мощность, излучаемую всеми поверхностями, напишем уравнение акустического баланса двигателя «по поверхности»:

W_i — акустическое излучение, осуществляемое i-м элементом поверхности двигателя; m — число элементов, на которые разбита вся поверхность двигателя. В зависимости от особенностей организации рабочего процесса и конструкции двигателя 1 м² его поверхности излучает удельную акустическую мощность уровнем от 90 до 115 дБ. Часто акустическое излучение участков поверхности двигателя, горловин трактов впуска и выпуска отождествляют с действием простейших излучателей нулевого и первого порядков (из-за малости действием излучателей более высоких порядков пренебрегают). Таким образом, существует третья разновидность уравнения акустического баланса двигателя — «по излучателям» или

где W₀ — излучение нулевого порядка; k — количество излучателей нулевого порядка; W_i — излучение первого порядка; l — количество излучателей первого порядка.

Составление акустического баланса двигателя в различных модификациях дает возможность определить наиболее существенные составляющие шума двигателя, указать причины возникновения, изучить процесс формирования, найти наиболее рациональные пути уменьшения шума двигателя.

§ 4.4. Основные способы снижения шума двигателей

Схема возникновения акустического излучения д. в. с. Покажем на примере анализа возникновения составляющей W_сг наиболее общие закономерности образования шума поршневого двигателя. На стенки камеры сгорания действует сила Р(t) (рис. 4.9). С помощью интегрального преобразования Фурье определяют спектр действующей силы:

Пределы интегрирования определены как начало и конец действия силы.

Спектр вибрации наружной поверхности двигателя определяют как произведение спектра действующей силы на передаточную функцию конструкции, т. е. v(w) = S_p(w) • П(w), а спектр звукового давления будет представлять собой произведение спектра вибрации на сопротивление излучения, или Р(w) == v(w) • Z(w).

На основе величины Р(w) вычисляют звуковое давление в функции времени p(t), уровень шума L и излучаемую акустическую мощность W. Заметим, что все спектральные функции, здесь упоминаемые, суть функции комплексного переменного, w во всех формулах — круговая частота. На практике оперируют модулями соответствующих величин, опуская при этом слово «модуль».

Известно, что механические колебательные системы с распределенными параметрами упругости, инерции, поглощения энергии обладают бесконечно большим рядом частот собственных колебаний. В задачах по снижению шума двигателей ограничиваются изучением ряда низших частот собственных колебаний детали, попадающих в диапазон действия силы со спектром S_p(w). Эту совокупность низших частот в сочетании со свойствами конструкции поглощать энергию колебаний на них называют амплитудно-частотной характеристикой детали.

На рис. 4.10 приводятся графики спектра индикаторной диаграммы и частотная характеристика головки цилиндров, там же в левом нижнем углу дана индикаторная диаграмма, соответствующая спектру 1.

Способность силы P(t) вызывать колебания детали, на которую она действует, определяется прежде всего амплитудой составляющей силы, оцениваемой ординатой спектра. Чем больше ордината, тем больше воздействие силы на данной частоте. Другой важной характеристикой спектра является его ширина Dw. Чем шире спектр силы, тем в более широком диапазоне частот данная сила способна вызывать колебания конструкции. Существует важное соотношение, определяющее характер соотношения неопределенности: Dw Dt = const, т. е. чем уже импульс силы Dt, тем шире спектр Dw, и наоборот. Минимальная ширина спектра индикаторной диаграммы существует при отсутствии процесса подвода теплоты. Подведение теплоты будет расширять спектр силы от Dw_min до Dw. Назовем степенью расширения спектра величину отношения

р_с = Dw/Dw_min.

После некоторых преобразований можно записать, что р_еQ = const, где Q —длительность фазы быстрого сгорания, т. е. чем короче эта газа в данном двигателе, тем больше величина степени расширения спектра индикаторной диаграммы.

Совпадение частот амплитудно-частотной характеристики детали и спектра силы означает возможность развития колебаний детали на данной частоте и, таким образом, возникновения шума. Отдача энергии колебаний наружной стенки двигателя в окружающее пространство определяется сопротивлением излучения. В общем виде существуют активная и реактивная составляющие сопротивления излучения. Активная составляющая показывает, какая часть энергии колебаний излучается в виде звука в окружающее пространство, а реактивная — долю энергии, которой среда и колеблющееся тело обмениваются за период колебаний. На рис. 4.11 показан характер изменения значения коэффициента активного сопротивления в зависимости от безразмерного параметра kR, представляющего собой произведение волнового числа k на размер излучателя R. В качестве размера поверхности обычно выступают длина боковой поверхности блока цилиндров, головки, крышки, поддона или другой наружной детали. Можно выделить зону «плохого» излучения kR < 1 и зону «хорошего» излучения kR > 1, в этой зоне r » 1 и отдача звука колеблющейся поверхностью пропорциональна значению волнового сопротивления воздуха (произведение плотности воздуха на скорость звука в нем) и поверхности излучения, т.е. W = rcS.

Из соотношения между размерами — вертикальными или горизонтальными — двигателя и длиной излучаемой волны kR = 2pR/l, а также из условия «хорошего» излучения kR > 1 оценивают длину волны или частоту, на которой звук будет хорошо излучаться двигателем или поверхностью размера R.

Способы снижения шума д. в. с. Шум впуска и выпуска традиционно снижали путем установки глушителей. Глушители впуска обычно конструируют вместе с воздухоочистителем. Следует сказать, что воздухоочиститель в определенной мере снижает шум впуска, однако современные двигатели все чаще оснащают дополнительными заглушающими элементами на впуске. Как правило, это резонансные камеры. Такую камеру имеют воздухоочистители для двигателей Ярославского моторного завода. Способность резонансной камеры к заглушению определяется ее объемом, длиной и площадью сечения соединительной горловины. Теоретически величина заглушения максимальна только на одной резонансной частоте, зависящей от сочетания перечисленных выше параметров. Если в камеру поместить звукопоглощающий материал, то величина заглушения на резонансной частоте несколько уменьшится, но расширится частотный диапазон заглушения. Незаглушенный шум впуска достигает 120—122 дБ на расстоянии 1 м, обычно его заглушают на 30—35 дБ.

Шум выпуска с момента изобретения поршневого д. в. с. всегда подвергался заглушению. Незаглушенный шум выпуска достигает 125—128 дБ на расстоянии 2—3 м. Для хорошего заглушения обычно проектируют систему выпуска отработавших газов, которая содержит глушитель шума выпуска. Все элементы системы выпуска (рис. 4.12) согласовываются между собой, произвола в выборе диаметров и длин отдельных участков системы выпуска не существует. Современные двигатели снабжаются глушителями, общий объем которых лежит в пределах

V_г = (4-8) V_h.

Снижение составляющей W_деф достигается увеличением жесткости конструкции двигателя, так как величина акустического излучения в этом случае пропорциональна относительной величине изменения объема двигателя, которое происходит при деформации под действием силы Р_г. На W_деф и W_сг существенно влияют организация рабочего процесса и, в частности, такие показатели рабочего цикла, как максимальное давление цикла р_z и скорость нарастания давления dp/dj. Известно, что работа топливоподающей аппаратуры и ее характеристики, тип камеры сгорания, состояние заряда, угол опережения впрыскивания (зажигания) решающим образом влияют на величину максимального давления цикла и скорость изменения давления. Существует возможность управления акустическим излучением двигателя при сгорании. Эта задача решается с учетом необходимости обеспечения прежде всего минимального расхода топлива g_e и высоких энергетических показателей — среднего эффективного давления p_e и литровой мощности N_л. Соответствующими методами конструирования двигателей, его деталей, узлов, механизмов и агрегатов достигается уменьшение составляющих шума W_уд и W_аг.

Существуют методы уменьшения шума, базирующиеся на использовании вибро- и звукоизоляции и вибро- и звукопоглощения. В двигателестроении наибольшее распространение получили методы вибропоглощения (ВП). Эффект ВП заключается в использовании свойства конструкционных материалов поглощать энергию колебания из-за наличия внутреннего трения, в результате действия которого она (энергия колебаний) необратимо переходит в тепловую энергию. Это свойство конструкции можно усилить, т. е. создать специальные устройства — поглотители энергии колебаний — и снабдить ими двигатели. Конструкционные материалы для деталей двигателя целесообразно подбирать с учетом наличия внутреннего трения. Характеристика диссипативных свойств материала, коэффициент потерь или любая другая должны приниматься во внимание наряду с характеристиками прочности и износостойкости. Свойства виброизоляции или звукоизоляции, заключающиеся в том, чтобы препятствовать распространению энергии колебаний по конструкции или звука по воздуху, также применяются в двигателях.

Двигатели внутреннего сгорания можно снабжать специальными звуконепроницаемыми устройствами — капсулами. Капсула не имеет контактов с поверхностью двигателя. При этом опоры двигателя выполняют таким образом, чтобы они обладали высокими виброизолирующими свойствами. Такие же требования выполняются при конструировании других устройств (например, органов управления) с целью воспрепятствовать проникновению колебаний на наружную поверхность капсулы, иначе полезный эффект будет потерян. Обращаясь к уравнению акустического баланса, можно заключить, что с помощью капсулы теоретически можно заглушить все источники, кроме W_вп и W_вып. Из шума W_аг останется шум, производимый вентилятором. Более того, он может возрасти, так как при наличии капсулы потребуется вентилятор более мощный, способный протолкнуть охлаждающий воздух между стенками двигателя и капсулы. Капсула увеличивает стоимость изготовления двигателя в 1,5 раза, расход материалов—на 15—20%, трудоемкость технического обслуживания—на 50%, ухудшает топливную экономичность.

К звукоизолирующим устройствам относятся экраны — устройства, частично преграждающие путь звуковому потоку. В пределе экран может быть расположен непосредственно на поверхности двигателя. Это делается в тех случаях, когда имеется интенсивно излучающая звук поверхность. В этом случае возможно влиять на одну или несколько составляющих акустического баланса по поверхности. В случае размещения экрана на поверхности двигателя он будет производить не только изолирующее действие, но и поглощающее. В целом следует сказать, что всегда использование вибро- и звукоизолирующих устройств сочетается с применением вибро- и звукопоглощающих конструкций, так как только в этом случае может быть достигнут максимальный полезный эффект. Решая вопрос о размещении д. в. с. на машине, крайне целесообразно использовать мотоотсеки как вибро- и звукоизолирующую конструкцию.

Двигатель внутреннего сгорания возбуждает всю машину, заставляет ее звучать. Этот эффект оценивают коэффициентом акустической возбудимости конструкции машины, который представляет собой отношение акустической мощности, излучаемой машиной, когда на ней установлен и работает двигатель, к акустической мощности, излучаемой непосредственно двигателем, т.е. а = W_м / W_д. У современных машин значение этого коэффициента таково: у легкового автомобиля — 1,2—1,5, у грузового автомобиля — 1,5—2, у трактора — 1,8—2,5, у строительно-дорожной машины — 2—2,5. Уменьшают эту величину путем соответствующего конструирования опор двигателя, прочих узлов соприкосновения элементов двигателя с машиной.

ГЛАВА 5 СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ И НАДДУВА

§ 5.1. Топливные системы дизелей

Основные функции и узлы топливной системы дизелей. Топливная система осуществляет подачу топлива в цилиндры. При этом должны обеспечиваться высокие мощностные и экономические показатели дизеля и получение характеристик, отвечающих условиям работы на дорожной машине. Топливная система дизеля также должна быть пригодна для длительной работы без изменения начальных регулировок и заметных износов, удобна обслуживании и ремонте.

На дизелях используют два типа топливных систем. Наибольшее применение получила топливная система разделенного типа, у которой секция насоса высокого давления и форсунка конструктивно выполнены отдельно и соединяются топливопроводом высокого давления. Во втором типе топливной системы используют насосы-форсунки. У последних секции насоса и форсунки объединены в одном узле и топливопровод высокого давления отсутствует. В нашей стране топливные системы с насосами-форсунками устанавливают только на двухтактных дизелях ЯМЗ. Топливная система любого типа имеет агрегаты и узлы низкого и высокого давления (рис. 5.1). К агрегатам и узлам низкого давления на приведенной схеме относятся топливный бак 14, фильтры грубой 10 и тонкой 9 очистки, топливоподкачивающий насос 12 и соответствующие топливопроводы. Назначение этих агрегатов состоит в хранении топлива, его фильтрации и подаче под малым давлением к насосу высокого давления. Топливоподкачивающий насос подает топлива больше, чем его поступает в цилиндр двигателя. Избыток топлива сливается по топливопроводу 15 в бак, а на ряде двигателей поступает по топливопроводам 11 или 13 на вход соответственно фильтра грубой очистки или топливоподкачивающего насоса. Агрегаты высокого давления, включающие в себя насос высокого давления 8, топливопровод высокого давления 7 и форсунку 6, обеспечивают дозирование и впрыскивание топлива в камеру сгорания дизеля.

Различия в конструкции подкачивающих насосов, фильтров, а также в месте установки фильтров грубой очистки рассматриваются при изучении устройства дизелей и поэтому здесь не излагаются.

Особенности протекания процесса подачи топлива в дизеле. В секции топливного насоса высокого давления в результате перемещения плунжера резко нарастает давление, которое не может мгновенно распространиться на весь объем жидкости, заключенной в полостях топливопровода высокого давления и форсунки, так как топливо является упругой средой и возмущения в нем движутся со скоростью звука (а = 1200 — 1400 м/с). Начало нарастания давления в форсунке запаздывает по сравнению с началом нарастания давления в штуцере насоса, потому что затрачивается некоторое время на движение волны по топливопроводу высокого давления, которое равно

Dt_зп= L/а, (5.1)

где L — расстояние от штуцера насоса до объема в распылителе форсунки.

В результате под действием нарастающего давления в объеме корпуса распылителя происходит открытие запирающего устройства форсунки и доза топлива впрыскивается через распиливающие отверстия. Однако форсунка является определенным препятствием на пути движения волны, поэтому от нее происходит частичное отражение энергии и возникает обратная волна, которая движется от форсунки к насосу. Это приводит к тому, что в сечениях топливопровода высокого давления одновременно могут быть две волны давления, движущихся в разных направлениях. Обратная волна, достигая насоса, частично отразится и создаст вторую прямую волну. Последняя может иметь большую амплитуду давления, достаточную для вторичного открытия запирающего устройства форсунки. В результате произойдет подвпрыскивание топлива. Движение и отражение волн давления в линии высокого давления постепенно затухают и к началу следующего впрыскивания практически прекращаются из-за необратимых потерь энергии. Наибольшие потери возникают в результате трения потока жидкости о стенки топливопровода.

Таким образом, у топливоподающих систем разделенного типа при подаче топлива имеет место волновой характер движения жидкости в линии нагнетания. У насосов- 9 форсунок расстояние от торца плунжера до распыливающих отверстий невелико и можно пренебрегать волновым характером распространения возмущений в жидкости.

Топливный насос высокого давления. Такой насос дозирует топливо в соответствии с рабочим режимом двигателя и подает топливо к форсунке, обеспечивая в совокупности с другими элементами системы получение требуемых характеристик впрыскивания. При этом одна секция топливного насоса может подавать топливо только в один цилиндр дизеля. В этом случае число секций соответствует числу цилиндров. Если секции топливного насоса размещаются в одном корпусе, то такой топливный насос называется многосекционным. Другой тип топливных насосов высокого давления — распределительные насосы одно- или двухсекционные, а также роторные. У этих насосов каждая секция подает топливо в несколько цилиндров двигателя (до шести цилиндров). Многосекционные и распределительные насосы широко применяют на дизелях рассматриваемого класса.

Секция топливного насоса высокого давления (рис. 5.2) состоит из следующих узлов и деталей: привода плунжера (кулачок 1, толкатель 2 и пружина плунжера 3), плунжерной пары (плунжер 4 и втулка плунжера 5); нагнетательного клапана (седло клапана 6, клапан 7, пружина клапана 8, упор 9), штуцера 10, а также деталей, с помощью которых плунжер поворачивается вокруг оси для регулирования цикловой подачи (зубчатый сектор 12, рейка 13, поворотная втулка 14). Все детали смонтированы в корпусе насоса 11, имеющего каналы а и б соответственно для подвода и отвода топлива.

Топливные насосы высокого давления различаются также по методам дозирования топлива. На дизелях дорожных машин, тракторных и автомобильных в основном применяют два способа изменения цикловой подачи; отсечкой и дросселированием на впуске.

Рассмотрим принцип работы секции топливного насоса с дозированием отсечкой. На рис. 5.3 стрелками показаны направления движения плунжера и топлива во втулке при работе секции такого насоса. При движении плунжера 3 во втулке 2 происходит: 1) вытеснение топлива (рис. 5.3. а) из объема V_н во втулке насоса через наполнительное отверстие 1 в подводящий канал в корпусе насоса; 2) нагнетание топлива (рис. 5.3, б) плунжером при перекрытом отверстии 1 (после открытия нагнетательного клапана 5) в объем V’_н штуцера 4 насоса. При этом резко нарастают давления р_н во втулке и р’_н в штуцере насоса; 3) отсечка и перепуск топлива (рис. 5.3, в) через отверстия 6 и 7 в отводящий канал. При отсечке давления р_н и. р’_н снижаются, а нагнетательный клапан под действием пружины и перепада давлений р’_н — р_н садится на седло. Нагнетание может происходить одновременно с вытеснением топлива в подводящий канал или с перепуском.

Во втулке объем заполняется топливом при движении плунжера вниз вначале через отверстие 7, а затем через отверстие 1 (рис. 5.3, г). Таким образом, плунжер нагнетает топливо и управляет закрытием и открытием наполнительного и отсечного отверстий втулки, т. е. выполняет роль золотника, поэтому топливные насосы с такой плунжерной парой называют золотниковыми.

Геометрические начало и конец нагнетания соответствуют моментам полного перекрытия торцовой кромкой плунжера наполнительного отверстия 1 и начала открытия отсечной кромкой 8 отверстия 7. При этом плунжер совершает геометрический активный ход S_а и описывает объем во втулке, который называют геометрической подачей насоса:

V_г.п = f_пл S_а (5.2)

где f_пл — площадь плунжера.

Из выражения (5.2) следует, что подачу насоса можно изменять, если уменьшить или увеличить величину геометрического активного хода или площадь плунжера. У плунжерной пары (рис. 5.3) для изменения S_а отсечную кромку выполняют в форме винтовой линии. При повороте плунжера изменяются геометрический активный ход, геометрическая и действительная цикловые подачи топлива. Одновременно при уменьшении действительной цикловой подачи V_ц изменяются и фазы впрыскивания: момент начала подачи остается примерно постоянным, конец подачи наступает раньше, продолжительность впрыскивания сокращается. Можно выполнить по винтовой линии кромку, определяющую момент закрытия наполнительного окна, сохранив при этом начало отсечки постоянным. С уменьшением V_ц подача наступает позже. Наконец, обе кромки можно выполнить по винтовой линии так, чтобы с уменьшением V_ц начало впрыскивания запаздывало, а конец впрыскивания наступал раньше. В последнем случае усложняется конструкция плунжерной пары и повышается стоимость ее изготовления. Как правило, применяют плунжерные пары, обеспечивающие (рис. 5.3) постоянное геометрическое начало и переменный конец нагнетания.

У насосов распределительного типа, например НД-21, плунжер в процессе подачи топлива совершает поступательное и вращательное движения. Изменение цикловой подачи достигается перемещением муфты 1 вдоль плунжера 2 (рис. 5.4). В результате меняется момент начала открытия верхней кромкой муфты отсечного отверстия 3 на плунжере. Такой насос имеет постоянное геометрическое начало и переменный геометрический конец нагнетания топлива.

У топливных насосов с дросселированием на впуске подача регулируется изменением наполнения топливом объема V_ц во втулке. Для этого в канале, подводящем топливо к плунжерным парам, устанавливают специальное дросселирующее устройство. По мере перекрытия проходного сечения дросселя или снижения перед ним давления, значение которого можно менять перепуском части топлива из линии наполнения в бак, уменьшаются количество топлива, поступившего в объем V_ц, и соответственно цикловая подача. При этом впрыскивание начнется позже, а конец подачи изменится незначительно.

У многосекционных насосов применение дросселирования на впуске затруднено из-за сложности обеспечения идентичности гидравлических сопротивлений дросселирующих устройств.

Отметим, что увеличение цикловой подачи путем изменения геометрического активного хода или наполнения объема во втулке приводит к росту продолжительности геометрической и действительной подачи топлива.

Увеличение подачи, как это следует из формулы (5.2) можно получить, если применить плунжер большого диаметра и сохранить постоянным его максимальный геометрический активный ход. При этом, однако, нельзя допускать значительных повышений давлений в системе, чтобы не увеличивалось влияние сжимаемости топлива на протекание процесса впрыскивания, которое, как будет показано, вызывает рост продолжительности впрыскивания.

Начальное формирование характеристики впрыскивания осуществляется топливным насосом высокого давления. Плунжер при бесконечно малом перемещении во втулке торцом описывает объем

dV_пл = f_пл dS_пл = f_пл c_пл dt (5.3)

где S_пл и c_пл — соответственно перемещение и скорость плунжера, откуда секундная объемная подача топлива плунжером

dV_пл / dt = f_пл c_пл. (5.4)

Для перемещения плунжера в топливных насосах применяют кулачки с различной формой профиля, от которой зависят величина и характер изменения скорости плунжера на участке геометрического активного хода. Наиболее широко в топливных насосах дизелей рассматриваемого класса используют тангенциальный и выпуклый профили кулачков, что объясняется более простой технологией их изготовления. В случае применения тангенциального профиля по сравнению с выпуклым повышается скорость движения плунжера и сокращается геометрическая и действительная продолжительность подачи топлива. На рис. 5.5 приведены кривые перемещения S_пл и скорости c_пл плунжера по углу j_к поворота кулачка с тангенциальным профилем. Там же нанесены ход плунжера S₀ от начала движения до закрытия наполнительного отверстия во втулке и геометрический активный ход S_а. На оси абсцисс отмечены геометрическое начало j_г.н.н и конец j_г.к.н нагнетания топлива насосом и общая геометрическая продолжительность нагнетания Q_г.н. Кривая изменения скорости плунжера по углу поворота кулачка в диапазоне углов от j_г.н.н до j_г.к.н в определенном масштабе представляет собой геометрическую характеристику впрыскивания. Действительные фазы и характеристика впрыскивания отличаются от геометрических вследствие влияния ряда факторов, которые будут рассмотрены ниже.

Нагнетательный клапан, установленный между плунжерной парой и топливопроводом высокого давления, разъединяет линию нагнетания (объемы нагнетательного штуцера V’_н топливопровода V_т, и форсунки V_ф) с объемом во втулке V_н. Он препятствует обратному перетеканию топлива при возвратном ходе плунжера и проникновению воздуха в линию нагнетания. Клапан обеспечивает получение идентичных условий в объемах V'_н, V_т и V_ф перед началом каждого впрыскивания и оказывает существенное влияние на величину остаточного давления в этих объемах. С помощью нагнетательного клапана можно, как будет показано далее, корректировать скоростные характеристики подачи топлива.

В топливоподающей аппаратуре рассматриваемых дизелей применяют нагнетательные клапаны различной конструкции. Нагнетательный клапан объемного действия (рис.. 5.6, а) в верхней части имеет грибок 4 и разгрузочный поясок 3, в нижней — хвостовик 2 с четырьмя канавками для прохода топлива. В начале движения от седла клапан занимает часть объема штуцера, вытесняя топливо. Давление в штуцере повышается и топливо перетекает в топливопровод высокого давления. Топливо из объема во втулке V_н начинает поступать в объем штуцера V’_н после выхода пояска 3 из канала седла 1. При отсечке давление во втулке р_н уменьшается и давление в штуцере р’_н станет больше р_н, поэтому топливо будет перетекать обратно в объем во втулке, а клапан — двигаться к седлу.

По мере опускания нагнетательного клапана с момента, когда цилиндрический поясок 3 нижней кромкой войдет в направляющий канал седла 1, и до посадки на седло в штуцере насоса освобождается объем, называемый разгрузочным:

Vраз = f_кл h_кл, (5.5)

где f_кл = pd²_кл / 4 — площадь поперечного сечения разгрузочного пояска клапана; h_кл — разгрузочный ход нагнетательного клапана.

При этом давление р’_н в штуцере резко снижается и подача топлива насосом прекращается. Увеличение объема V_раз ведет к большему снижению давления р’_н и тем самым к уменьшению остаточного давления р_то в полости штуцера, нагнетательного топливопровода и форсунки. В некоторых случаях при большом объеме V_раз остаточное давление снижается до давления ниже атмосферного, что приводит к выделению растворенного в топливе воздуха и разрывам сплошности в рассматриваемых объемах линии нагнетания. При этом образуются свободные объемы, заполненные парами и выделившимся из топлива воздухом.

Клапан объемного действия (рис. 5.6, б) имеет центральное 5 и радиальное 6 отверстия для прохода топлива, минуя разгрузочный поясок. Нагнетательный клапан такого типа называют корректирующим. Роль отверстий может выполнять и зазор между поверхностями разгрузочного пояска и направляющего отверстия седла. Кроме рассмотренных применяют нагнетательные клапаны двойного действия (рис. 5.6, в). В процессе подачи под действием давления р_н клапан 10 поднимается от седла 9, сжимая пружину 11. Между торцом клапана и седлом образуется зазор, через который топливо проходит из объема V_н в объем V’_н. Дополнительный клапан 8 остается прижатым к торцу клапана 10 пружиной 7. После отсечки и посадки клапана 10 на седло 9 дополнительный клапан 8 открывается под действием давления р’_н, которое снижается в результате обратного перетекания топлива. Этот же эффект может иметь место и при подходе к штуцеру волны давления, отраженной от форсунки. Такие нагнетательные клапаны применяют в топливных насосах распределительного типа (насосы НД).

Перетекание топлива через нагнетательный клапан влияет на цикловую подачу V_ц и остаточное давление. Цикловая подача определяется алгебраической суммой количеств топлива, поступившего из объема V_н в объем V'_н, и перетекшего обратно через нагнетательный клапан за время его движения в процессе подачи топлива насосом.

Топливопровод высокого давления. Топливопровод обеспечивает передачу энергии в виде волны давления от насоса к форсунке с минимальными потерями. Время движения волны от насоса до форсунки Dt_зп определяют по (5.1). За это время коленчатый вал двигателя повернется на угол

Q_зп=6 n Dt_зп =6 n L / a, (5.6)

где n — частота вращения, мин^-1

Увеличение длины топливопровода высокого давления и частоты вращения коленчатого вала приводит, как это следует из (5.6), к тому, что из-за роста угла Q_зп начало впрыскивания смещается к в. м. т., поэтому стремятся устанавливать на дизеле короткие нагнетательные топливопроводы одинаковой длины. У рассматриваемых дизелей длина нагнетательного топливопровода обычно не превышает 1,5 м, а внутренний диаметр равен 1,5—3,0 мм. Для повышения прочности топличроводы высокого давления изготовляют из вязкой легированной стали с толщиной стенок 2—3 мм. Внутренний объем топливопровода и гидравлическое сопротивление канала в топливопроводе оказывают влияние на параметры процесса впрыскивания, поэтому для обеспечения идентичности подачи топлива по цилиндрам необходимо устанавливать топливопроводы с примерно одинаковыми указанными параметрами.

Форсунка. Через форсунку топливо поступает в цилиндр двигателя. Форсунка осуществляет распыливание и распределение топлива по камеере сгорания дизеля, а также формирует окончательный вид характеристики впрыскивания. На дизелях рассматриваемого класса применяют фоорсунки закрытого типа. Закрытые форсунки имеют в распылителе иглу ли клапан, нагруженный пружиной и открывающийся под действием давления топлива. Такие форсунки называют форсунками с гидравлическим управлением.

На рис. 5.7 дан разрез закрытой форсунки. Топливо из топливопровода поступает через штуцер 1 и защитный фильтр 2 по каналу 3 в корпус распылителя 10. При впрыскивании под действием давления топлива игла 8 поднимается от седла, преодолевая силу пружины 5. В конце впрыскивания пружина обеспечивает посадку иглы на седло и герметичное запирание распылителя. Канал 14 служит для отвода топлива, просочившегося в зазор между иглой 8 и корпусом 10 распылителя.

Наиболее важный элемент форсунки — распылитель, носок которого выступает в камеру сгорания и подвержен воздействию высоких температур. На рис. 5.8,а показана конструкция закрытого многоструйного распылителя, состоящего из корпуса 1 и иглы 2. Топливо, двигаясь в каналах распылителя, проходит два дросселирующих сечения: f_н и f_с.

Сечение f_н изменяется при подъеме и опускании иглы. Распылители, показанные на рис. 5.8,а, применяют на дизелях с однополостными камерами сгорания. Число распыливающих отверстий колеблется от 1 до 10, а их диаметр 0,15 — 0,6 мм.

Штифтовый распылитель (рис. 5.8,б) имеет на конце иглы штифт, диаметр которого d_ш выполняют размерами 1,0; 1,5 и 2,0 мм. Концевая часть штифта обычно имеет вид двух усеченных конусов, сложенных меньшими основаниями. Угол прямого конуса штифта b_шподбирают из условий наиболее эффективного протекания рабочего процесса дизеля. Штифтовый распылитель имеет ряд дросселирующих сечений, величины которых изменяются при перемещении иглы. Штифтовые распылители используют в дизелях с разделенными камерами сгорания. Давление р_ф в корпусе распылителя создает силу, поднимающую иглу (клапан) с седла. В случае иглы оно действует на дифференциальную площадку, которая образуется разностью поперечных сечений иглы по диаметру d_и и характерному диаметру d_x (рис. 5.8,6), соответствующему уплотняющей кромке. Максимальное перемещение иглы (клапана) в распылителе обычно ограничивают 0,2—0,5 мм.

Гидравлические характеристики форсунок и распылителей. Под характеристиками форсунок понимают зависимости давлений р_ф и перед распыливающими отверстиями р’_ф и перемещения иглы (клапана) у от секундной объемной подачи топлива через форсунку. Такие зависимости используют для оценки и выбора конструктивных параметров форсунок по аналогии с известными прототипами. Однако в определенном диапазоне расходов игла (клапан), нагруженная пружиной, не имеет устойчивого положения статического равновесия и начинает совершать колебательные движения с высокой частотой. Это затрудняет экспериментальное определение характеристик форсунок, поэтому их применяют реже, чем гидравлические характеристики распылителей.

Гидравлические характеристики распылителей представляют собой зависимости эффективного проходного сечения распылителя от перемещений иглы (клапана): f_р = f(y). С использованием таких зависимостей рассчитывают количество топлива, поступающего из форсунки в каждый момент времени (характеристики впрыскивания). По идентичности гидравлических характеристик эталонных и серийных распылителей контролируют качество изготовления последних.

Значение f_р, которым заменяются все последовательно расположенные дросселирующие сечения распылителя, находится из условия равенства расходов и общего перепада давлений при движении топлива через распылитель. В этом случае для расчета эффективного проходного сечения получается зависимость

, (5.7)

где m_i — коэффициент расхода 1-го дросселирующего сечения.

Характер изменения сечения f_р на различных участках перемещения иглы (клапана), как это следует из (5.7), определяется изменением минимального из дросселирующих сечений распылителя на соответствующем участке. Например, на начальном участке перемещения иглы минимальным является сечение m_н f_н (рис. 5.8, а). Оно возрастает по мере увеличения у, что приводит к увеличению значений f_р.

Из сравнения гидравлических характеристик различных закрытых распылителей (рис. 5.9) следует, что у характеристики многоструйного распылителя дизеля Д-37 (кривая 1) площадь f_р на начальном участке нарастает медленнее, чем у аналогичного распылителя дизелей ЯМЗ-236 (кривая 2) Объясняется это наличием дополнительного конуса на игле распылителя форсунок ЯМЗ-236 (см. рис. 5,8, а, поз. II). У иглы распылителя форсунок Д-37 такого конуса нет (рис. 5.8, а, поз. 1). Дополнительный конус увеличивает сечение f_н. Максимальные значения эффективной площади f_р сравниваемых распылителей определяются в основном величиной проходного сечения распыливающих отверстий. Характер изменения эффективного сечения у штифтового распылителя (кривая 3) определяется изменением трех дросселирующих сечений: m_н f_н, m₁ f₁, m₂ f₂. Так, на участке хода иглы y > 0,275 мм минимальным становится сечение m₂ f₂, величина которого уменьшается до тех пор, пока кончик штифта не войдет в отверстие корпуса распылителя. Соответственно уменьшается и сечение f_р.

Протекание процесса впрыскивания топлива. Перед началом впрыскивания в линии нагнетания имеется остаточное давление p_т.о (рис. 5.10). Начало повышения давления в штуцере насоса р’_н соответствует точке 1’, а в форсунке — точке 1. Впрыскивание топлива начинается, когда давление в объеме V_ф станет равным р_ф0 (точка 2 на кривой р_ф). На некотором участке 3—4 давление р_ф может снижаться. Это объясняется увеличением объема V_ф, вызываемым перемещением иглы и начавшимся истечением топлива. Дальнейшее изменение давления р_ф после выхода иглы на упор и до начала движения от упора к седлу соответствует участку 5—6—7. На участке 7—8 игла движется к седлу, вытесняя топливо из объема V_ф,. При посадке на седло давление р_ф (точка 8) меньше, чем в начале движения иглы (точка 2), что объясняется большей площадью иглы, на которую действует давление топлива после ее подъема. Движению иглы к седлу препятствуют также силы инерции движущихся масс форсунки и трения иглы о корпус распылителя.

Используя значения р_ф и соответствующие им эффективные проходные сечения распылителя f_p, которые находятся по перемещению иглы (кривая у на рис. 5.10) и зависимости fр = f(y), рассчитывают характеристику впрыскивания топлива по уравнению расхода:

(5.8)

где p_цид — давление газа в объеме, куда производится впрыскивание (цилиндре); n_к — частота вращения кулачкового вала насоса высокого давления; r_т — плотность топлива.

Характеристика впрыскивания, полученная расчетом по изложенному методу, показана на рис. 5.10 (кривая dV_вп/dj_к).

В результате сложения прямой и отраженной волн максимальное давление в распылителе р_ф_m_ах может быть больше давления в штуцере насоса р’_н_ma_х. Колебания давления в линии нагнетания после окончания впрыскивания топлива постепенно затухают и к началу следующего впрыскивания практически отсутствуют.

На протекание процесса впрыскивания влияют конструктивные особенности насоса и форсунки, гидравлические характеристики проточных трактов их элементов, длина топливопровода высокого давления, регулировки, режимы работы топливной системы и физические параметры топлива. Влияние ряда названных факторов происходит или усиливается из-за дросселирования потока в окнах втулки плунжера и в распылителе, а также вследствие сжимаемости топлива в объемах линии высокого давления.

Дросселирование топлива возникает при его протекании через наполнительное и отсечное отверстия из объема во втулке в каналы топливного насоса и при движении потока топлива через распылитель. По мере движения плунжера (см. рис. 5.3, а) проходное сечение наполнительного окна во втулке уменьшается, а объемная скорость подачи dV_пл/dt нарастает вследствие увеличения скорости c_пл. В результате давление р_н увеличивается и еще до момента геометрического начала нагнетания могут начать перемещаться нагнетательный клапан и повышаться давление р’_н в штуцере насоса. Следовательно, образование прямой волны давления у насоса из-за дросселирования может наступить раньше геометрического начала нагнетания. В конце нагнетания с момента открытия отсечного окна его площадь нарастает постепенно и соответственно не сразу давление р’_н снижается до давления в отводящем канале насоса, поэтому резкого окончания подачи топлива у насоса не происходит. Действительный конец нагнетания у насоса запаздывает по сравнению с геометрическим.

Влияние дросселирования усиливается с увеличением площади и скорости перемещения плунжера, а также частоты вращения кулачкового вала насоса. В результате, например, действительная продолжительность впрыскивания топлива Q_вп при постоянном геометрическом активном ходе плунжера (Q_г.н = const) увеличивается с ростом скоростного режима. По мере уменьшения цикловой подачи большее количество топлива из объема во втулке необходимо перепускать в каналы в корпусе насоса, что также приводит к усилению влияния дросселирования.

Сжимаемость топлива в объемах во втулке плунжера V_н, нагнетательного штуцера V’_н и форсунки Vф приводит вначале к аккумулированию части топлива в этих объемах. Аккумулирование происходит на участке нарастания давлений р_н, р’_н и р_ф. В результате действительная объемная скорость подачи на этом участке будет меньше геометрической. Когда давления р_н, р’_н и р_ф снижаются, топливо начинает расширяться, что увеличивает подачу по сравнению с геометрической подачей плунжера. Это вызывает растягивание продолжительности подачи при отсечке. Влияние сжимаемости проявляется тем больше, чем выше скорость нарастания и уровень давления в системе и больше ее объемы. Давления в системе растут с ростом секундной объемной подачи плунжера (f_пл c_пл) частоты вращения кулачкового вала насоса и цикловой подачи. Существенно влияет на давления в насосе и форсунке эффективное проходное сечение распылителя f_p. При уменьшении площади распыливающих отверстий (уменьшается значение f_р_m_ах и растут давления р_ф и р’_ф) усиливается влияние сжимаемости топлива и, следовательно, впрыскивание топлива растягивается. При эксплуатации вследствие износов увеличивается сечение распыливающих отверстий и скругляются их входные кромки. Соответственно возрастает и эффективное сечение f_р. С другой стороны, высокая температура носка и попадание в распылитель горячих газов из цилиндра приводят к постепенному закоксoвыванию распыливающих отверстий и снижению их проходного сечения. Различаются и скорости изменения эффективных дросселирующих сечений распылителей, так как условия работы форсунок и качество изготовления их деталей не идентичны. Это приводит к нарушению равномерности подачи топлива по цилиндрам и, как следствие, к ухудшению эксплуатационных показателей дизеля.

Увеличение силы предварительной затяжки пружины приводит к повышению давления топлива в момент начала перемещения иглы (р_фо) и общего уровня давлений в линии нагнетания. Посадка иглы на седло происходит с большей скоростью, впрыскивание топлива кончается более резко. Увеличение скорости посадки иглы вызывает повышенный износ поверхностей запирающих конусов, поэтому значительное увеличение силы предварительной затяжки пружины нецелесообразно. Ее выбирают экспериментально такой, чтобы обеспечивались эффективное протекание рабочего цикла, четкое окончание процесса впрыскивания топлива и надежная работа распылителя. Величина предварительной затяжки снижается в процессе работы из-за износов запирающих конусов, поверхностей иглы и деталей, передающих силу пружины, а также торцов ее опорных витков. Происходит также усадка и изменение жесткости пружины. В результате уменьшается давление начала впрыскивания топлива. Для устранения указанных нарушений, возникающих в процессе работы, выполняется периодическое обслуживание топливной системы дизелей с необходимыми регулировками форсунок и топливных насосов высокого давления.

На протекание характеристики впрыскивания, как указывалось, влияют режимы работы топливной системы. Из рис. 5.11, а видно, что у топливной системы дизелей ЯМЗ при постоянном активном ходе плунжера с возрастанием скоростного режима впрыскивание топлива начинается позже, конец впрыскивания также сдвигается в сторону запаздывания, продолжительность подачи увеличивается. Последнее затрудняет форсирование дизеля по скоростному режиму. Максимальное количество топлива, подаваемое за один градус угла поворота кулачка, с ростом частоты вращения уменьшается. В то же время максимальная секундная объемная подача топлива возрастает (рис. 5.11, б), что соответствует увеличению максимального давления впрыскивания. Увеличение цикловой подачи ведет к росту давлений в насосе и форсунке и уменьшению количества перепускаемого топлива. В результате усиливается влияние сжимаемости и ослабляется эффект дросселирования при отсечке.

Из физических свойств топлива рассмотрим влияние сжимаемости, плотности и вязкости. Чем больше коэффициент сжимаемости топлива, тем большее влияние сжимаемость оказывает на параметры процесса впрыскивания. При впрыскивании бензина влияние сжимаемости возрастает, так как по сравнению с дизельным топливом у бензина коэффициент сжимаемости выше (см. табл. 1.1), что приводит к снижению давлений впрыскивания. Уменьшение плотности топлива снижает массу, подаваемую за одно впрыскивание, если сохраняются неизменными геометрический активный ход плунжера и геометрическая подача насоса. Соответственно при постоянной низшей теплоте сгорания топлива (Н_u = const) будет меньше количество выделяемой теплоты и мощность двигателя. Поэтому переход на более легкое топливо (бензин вместо дизельного топлива), как правило, требует перерегулировки топливной системы с целью увеличения цикловой подачи топлива V_ц. При применении топлив большей вязкости растут гидродинамические потери при течении топлива в дросселирующих сечениях системы и движении волн в топливопроводе высокого давления. Вязкость топлив повышается, если снижается температура окружающей среды, поэтому при эксплуатации двигателей в условиях низких температур применяют маловязкое топливо. В случае использования особо вязких топлив они предварительно подогреваются.

Характеристики подачи топливного насоса. Важное значение для работы дизеля на машинах имеет характер протекания зависимости цикловой подачи от скоростного и нагрузочного режимов.

Скоростной характеристикой топливного насоса называют зависимость подачи топливного насоса дизеля от частоты вращения кулачкового вала при постоянном геометрическом активном ходе плунжера. Ее обычно строят в виде зависимости Vц = f(n_к). Эта характеристика влияет на форму кривой крутящего момента дизеля при изменении частоты вращения коленчатого вала и постоянном положении органа управления.

Для топливного насоса золотникового типа с отсечкой при различных значениях геометрического активного хода плунжера скоростным характеристикам соответствуют кривые 1,2,3,4 (рис. 5.12). Для кривой 1 геометрический активный ход плунжера наибольший (полная подача), кривые 2, 3 и 4 получены при меньших геометрических активных ходах плунжера — частичные подачи. Основное влияние на характер протекания зависимостей Vц = f(n_к) у топливных систем с такими насосами оказывают дросселирование и сжимаемость топлива. Как было показано, дросселирование топлива в наполнительном и отсечном отверстиях втулки плунжера вызывает увеличение действительной цикловой подачи по сравнению с геометрической. Вследсгвие сжимаемости топливо, оставшееся в сжатом состоянии во втулке V’_н и в нагнетательном штуцере V’_н, при отсечке перетекает в отводящий канал насоса, что приводит к уменьшению цикловой подачи. Следовательно, указанные факторы оказывают различное влияние на V_ц. В зависимости от режима работы, объема сжатия, уровня давления, конструктивных особенностей топливной системы преобладает влияние одного из факторов. У топливной системы разделенного типа рассматриваемых дизелей обычно преобладает дросселирование топлива в отверстиях втулки плунжера, поэтому подача возрастает с увеличением частоты вращения кулачкового вала насоса и тем в большей степени, чем меньше геометрический активный ход плунжера (см. рис. 5.12, кривые 1—4). Объясняется это сравнительно невысокими давлениями впрыскивания. На номинальной подаче у этих систем р_фmах = 30 — 55 МПа. На частичных подачах и меньших скоростных режимах максимальные давления впрыскивания будут ниже.

У топливных насосов с дросселированием на впуске протекание скоростных характеристик отличается от рассмотренного. У такого насоса на частичных подачах не происходит полного заполнения топливом объема во втулке. Количество топлива, поступившее в этот объем, а следовательно, и цикловая подача прямо пропорциональны эффективному проходному сечению дросселя в подводящем канале, корню квадратному из давления в линии всасывания и времени наполнения. По мере роста скоростного режима значение V_ц на частичных подачах будет уменьшаться по зависимости гиперболического типа, так как время наполнения обратно пропорционально частоте вращения кулачкового вала насоса. Следует также иметь в виду, что топливные системы рассматриваемых дизелей оборудуются регуляторами. Последние, воздействуя на орган управления топливного насоса высокого давления, изменяют вид скоростных характеристик подачи топлива. В этом случае их называют регуляторными характеристиками топливного насоса.

Нагрузочная характеристика топливного насоса — это зависимость подачи топливного насоса дизеля от геометрического активного хода плунжера при постоянной частоте вращения его вала. Характеристики такого типа используют при расчете регулятора скорости дизелей.

Корректирование скоростных характеристик топливного насоса. Корректирование скоростных характеристик заключается в увеличении цикловой подачи при уменьшении частоты вращения кулачкового вала насоса. У топливных систем дизелей дорожных машин и тракторных на режиме максимального крутящего момента превышение цикловой подачи по сравнению с номинальной составляет 15—20%. В некоторых случаях, например у четырехтактных дизелей ЯМЗ-240, корректирование осуществляется для повышения устойчивости работы двигателя на холостом ходу. Корректирование достигается введением в топливную систему специальных устройств, воздействующих на рейку топливного насоса или на линию высокого давления. В первом случае по мере уменьшения скоростного режима рейка топливного насоса перемещается в сторону увеличения подачи, во втором — увеличивается количество топлива, перетекающее из объема V_н в полость штуцера V’_н при нагнетании плунжером, а на некоторых режимах может уменьшаться и разгрузочный ход нагнетательного клапана. Для дополнительного перемещения рейки (увеличения геометрического активного хода плунжера) предложены различные конструкции механических корректоров.

Введение корректирующих устройств в топливный насос изменяет его скоростные характеристики. На рис. 5.12 (кривая 1') показано протекание зависимости V_ц = f(n_к) при наличии механического корректора. С уменьшением частоты вращения вала насоса от номинального в результате действия корректора геометрический активный ход плунжера увеличивается и соответственно растут цикловая подача топлива и крутящий момент двигателя. Максимальное значение V_ц превышает подачу, соответствующую номинальной, примерно на 15%. На среднем скоростном режиме действие корректора прекращается и цикловая подача начинает уменьшаться, кривая V_ц = f(n_к) имеет максимум. Механический корректор работает и при частичных подачах топлива.

При корректировании скоростных характеристик воздействием на линию высокого давления применяют корректирующие нагнетательные клапаны. Конструкция такого клапана показана на рис. 5.6, б. С уменьшением частоты вращения от номинальной увеличивается время нагнетания и больше топлива успевает перетечь из объема V_н во втулке плунжера в объем V’_н штуцера дополнительно через корректирующее отверстие 6 в клапане (см. рис. 5.6, б). В результате цикловая подача увеличивается. Корректирующее действие такого нагнетательного клапана имеет место на всех режимах работы топливной системы. На частотах вращения, близких к холостому ходу, при соответствующем подборе сечения отверстия 6 через него может проходить вся цикловая подача. В этом случае усиливается эффект корректирования, так как по мере снижения частоты вращения подъем нагнетательного клапана и его разгружающее действие будут уменьшаться вследствие того, что разгрузочный поясок на все меньшую величину будет выходить из отверстия. Соответственно будет резко нарастать цикловая подача и повышаться устойчивость холостого хода дизеля.

Определение величины цикловой подачи. Конструктивные элементы и регулировочные параметры топливной системы выбирают из условии обеспечения требуемых цикловой подачи и характеристики впрыскивания на номинальном и других режимах работы дизеля, а также протекания скоростных характеристик подачи топлива.

Требуемая величина цикловой подачи может быть определена из формулы (1.6), откуда с учетом (2.16)

a = (1/l_о)[G_в.ц/(r_тV_ц)].

Заменяем далее количество воздуха, имеющегося в цилиндре к началу сжатия: Gв.ц = V_h h_v r_к, тогда (мм³)

V_ц = (10⁶/l₀) (r_к / r_т)(h_v/ a)V_h, (5-9)

где V_h — рабочий объем цилиндра, л; r_к и r_т— плотности воздуха на впуске и топлива соответственно, кг/м³.

Количество топлива, подаваемое на единицу рабочего объема двигателя,

v_ц = V_ц/V_h = (10⁶/l₀) (r_к / r_т) (h_v/ a) (5.9а)

Для двигателей без наддува и v_ц = 50 — 70 мм³/л. При наддуве v_ц увеличивается в соответствии с изменением параметров r_к, h_v и a.

§ 5.2. Система питания карбюраторных двигателей

Приготовление и подача к цилиндрам карбюраторных двигателей горючей смеси, регулирование ее количества и состава осуществляются системой питания, работа которой оказывает большое влияние на все основные показатели двигателя (мощность, экономичность, токсичность отработавших газов). При эксплуатации двигателей содержанию этой системы в должном техническом состоянии необходимо уделять особое внимание.

Типичная схема системы питания показана на рис. 5.13. Она включает в себя бак 1 с датчиком 2 указателя уровня (количества) топлива 3, топливопроводы 7, 9, 11, фильтр 10, насос (обычно диафрагменного типа) 8 для подачи топлива из бака 1 к карбюратору 4. Воздух поступает в карбюратор через воздухоочиститель 5, который одновременно выполняет функцию глушителя шума, возникающего при впуске. Смесь топлива и воздуха из карбюратора подается к цилиндрам по впускному трубопроводу 6. Карбюраторы в качестве главного прибора топливоподачи используются на всех отечественных бензиновых двигателях[8].

К карбюраторам предъявляются следующие основные требования: точное дозирование количества топлива, обеспечивающее получение необходимых экономических и мощностных показателей двигателя на всех режимах его работы при допустимой токсичности отработавших газов; возможность быстрого и плавного изменения режима работы двигателя; надежный и быстрый запуск двигателя; возможность работы двигателя в наклонных положениях; тонкое распыливание топлива.

Характеристика простейшего карбюратора. На рис. 5.14,а приведена схема простейшего карбюратора, включающая в себя входной патрубок 1, диффузор 2, смесительную камеру 9 дроссельную заслонку 10, поплавковую камеру 4 с поплавком 7 игольчатым клапаном 6, его седлом 5 и отверстием 3, топливный жиклер 8 и трубку распылителя 11. При неработающем двигателе уровень топлива в поплавковой камере на 4—8 мм ниже кромки выходного отверстия распылителя 11, что делается для предотвращения вытекания топлива из распылителя, особенно при наклонном положении двигателя. Отверстие 3 соединяет поплавковую камеру с входным патрубком 1 и реже непосредственно с атмосферой. Сообщение поплавковой камеры с входным патрубком предотвращает обогащение смеси при повышении сопротивления воздухоочистителя в процессе эксплуатации двигателя. Такие поплавковые камеры называют балансированными, их широко применяют на современных карбюраторах.

Так как давление в поплавковой камере всегда при работе двигателя больше, чем в диффузоре, то под действием перепада этих давлений топливо фонтанирует из распылителя 11 в поток воздуха. Таким образом, в основе работы карбюратора лежит принцип пульверизации, поэтому его иногда называют пульверизационным.

Общее количество горючей смеси, подаваемой в цилиндры двигателя регулируется дроссельной заслонкой, состав смеси изменяется при этом автоматически по определенной закономерности.

Зависимость состава смеси от разрежения в диффузоре называют характеристикой карбюратора. Чтобы проанализировать эту характеристику, напишем на основании известных соотношений термодинамики и гидравлики выражение для коэффициента избытка воздуха:

, (5.10)

где G_в и G_т— расходы воздуха через диффузор и топлива через жиклер, кг/с; m_д и m_ж— коэффициенты расхода диффузора и жиклера (m = bj, b — коэффициент сжатия струи, j — коэффициент скорости): f_д и f_ж— проходные сечения диффузоров и жиклера, м²; Dр_д — разрежение в диффузоре, Па; Dh — разность между высотой отверстия распылителя и уровнем топлива в поплавковой камере, м; r_в и r_т — плотность воздуха и топлива, кг/м³ g—ускорение свободного падения, м/с².

В (5.10) произведение (1/l₀) (fд / fж) имеет постоянное значение. Что касается

то они уменьшаются при увеличении Dр_д. Коэффициент расхода m_д от Dр_д зависит слабо. Коэффициент m_ж определяется геометрическими размерами отверстия жиклера, а также формой его кромок. Помимо того, на m_ж влияют вязкость топлива и его температура. Отношение m_д /m_ж с ростом Dр_д уменьшается.

Таким образом, из анализа изменения соотношений, входящих в уравнение (5.10), следует, что горючая смесь, которую приготавливает простейший карбюратор, обогащается с увеличением разрежения Dр_д, т. е. с ростом расхода воздуха (рис. 5.14, б).

Наивыгоднейшая характеристика карбюратора. Наибольшая мощность получается при использовании в карбюраторных двигателях обогащенных смесей, т. е. при a <1,0, а наилучшая экономичность в случае сгорания смесей — при a_эк > a_м. Для каждого двигателя и режима его работы a_эк и a_м имеют определенное значение. Так как с ростом Dр_д при данной частоте вращения эффективность сгорания улучшается, то это приводит к соответствующему увеличению a_эк и a_м (рис. 5.15).

Регулировки карбюратора по характеристике 1 целесообразны при работе двигателя на частичных нагрузках, когда Dр_д < Dр_д._макс. При полном открытии дроссельной заслонки от двигателя требуется наибольшая мощность, поэтому состав смеси должен определяться точкой С на кривой 2. Итак, наивыгоднейшая характеристика карбюратора при данной частоте вращения на рис. 5.15 изображается линией АВС. Аналогичные характеристики можно экспериментально получить при разных частотах вращения; эти характеристики не совпадают, поскольку при данном Dр_д с ростом частоты вращения и соответствующим прикрытием дроссельной заслонки горючую смесь необходимо несколько обогащать. Реальную регулировку карбюратора подбирают для некоторой средней характеристики из серии, полученной при различных частотах вращения.

Возвращаясь к характеристике простейшего карбюратора (рис. 5.14, б), можно теперь сказать, что она не совпадает с наивыгоднейшей, так как не обеспечивает необходимого обеднения смеси с ростом Dр_д в области частичных нагрузок. Кроме того, без дополнительных устройств простейший карбюратор не позволяет обогащат смесь при подходе к полному открытию дроссельной заслонки.

Корректирование (компенсация) состава смеси. Автоматическо изменение a. на частичных нагрузках в соответствии с наивыгоднейшей характеристикой карбюратора называют корректированием (компенсацией) состава смеси, оно осуществляется главной дозирующей системой. Существует ряд способов корректирования состава смеси. В подавляющем большинстве современных карбюраторов главная система работает с компенсацией состава смеси путем понижения разрежения у топливного жиклера. В отличие от простейшего карбюратора она помимо топливного жиклера 4 имеет колодец 3 и воздушный жиклер 2, через который колодец сообщается с атмосферой или с входным патрубком 1 (рис. 5.16, а).

Система начинает работать, когда в соответствии с уравнением (5.10) значение Dр_д будет достаточно, чтобы поднять в распылителе топливо на высоту Dh, т. е. при Dр_д > Dhr_тg (рис. 5.16, б). Пока Dр_д < (h+Dh)r_тg, давление воздуха в колодце равно атмосферному и карбюратор работает как простейший. При этом из распылителя, а значит, и из колодца 3 топлива вытекает больше, чем поступает через жиклер 4, следовательно, уровень в колодце понижается. Когда он опустится на величину h, вместе с топливом в распылитель будет из колодца поступать небольшое количество воздуха. Этот воздух перемешивается с топливом и образует эмульсию, поэтому карбюраторы с такой главной системой называют эмульсионными. Воздушный жиклер 2 ограничивает поступление эмульсирующего воздуха в колодец и в нем появляется разрежение Dр_к. Истечение топлива из жиклера теперь происходит под действием перепада уровней h и разрежения Dр_к, поэтому при Dр_д = (h+Dh)r_тg резко увеличивается расход топлива.

По мере роста Dр_д разрежение Dр_к также увеличивается, но медленнее, а так как истечение топлива из жиклера определяется в этом случае именно величиной Dр_к, то ясно, что и расход топлива возрастает медленнее, чем в простейшем карбюраторе, т. е. смесь обедняется. Таким образом, обеднение состава смеси достигается при такой главной системе не за счет добавления к смеси эмульсирующего воздуха (оно весьма мало по сравнению с общим расходом воздуха), а путем понижения разрежения, под действием которого происходит истечение топлива через жиклер 4. Как показывают опыты, на некоторых режимах эмульсирование может несколько улучшить смесеобразование за счет повышения тонкости распыливания, полноты испарения топлива и более равномерного распределения смеси по цилиндрам. Необходимой степени обеднения смеси в соответствии с наивыгоднейшей характеристикой карбюратора достигают при данной системе компенсации выбором определенного сочетания размеров жиклеров 2 и 4, а также высоты h.

Вспомогательные устройства карбюратора. Главная дозирующая система не может обеспечить холостой ход, надежный пуск, обогащение смеси при полном открытии дроссельной заслонки, хорошую приемистость при резком увеличении нагрузки и не в состоянии ограничивать максимальную частоту вращения. Эти задачи решают вспомогательные устройства карбюратора.

Система холостого хода. Истечение топлива из главной системы начинается, когда Dр_д = 80 — 120 Па, однако на режимах холостого хода величина Dр_д намного меньше. Топливо из главной системы на этих режимах не поступает и питание двигателя осуществляется с помощью специального устройства (системы) холостого хода.

Система холостого хода (рис. 5.17) обычно связана с главной, и к жиклеру холостого хода 7 топливо поступает, пройдя через главный жиклер 13. Затем по каналам 8 и 9 оно попадает в канал 6, смешиваясь с воздухом, подсасываемым через воздушный жиклер 10. Канал 6 заканчивается отверстиями 2, 3 и 4. Отверстие 4 располагается выше кромки дроссельной заслонки и через него к топливу подмешивается еще некоторое количество воздуха, так что к выходным отверстиям 3 и 2 поступает эмульсия. Винтом 5 регулируют количество эмульсии и тем самым воздействуют на состав горючей смеси (обычно на холостом ходу a = 0,7 — 0,8). Положение дроссельной заслонки 1 регулируют винтом 14, оно влияет на частоту вращения на режиме холостого хода. Подбирая положение винтов 5 и 14, можно добиться устойчивой работы двигателя с малой частотой вращения. При этом следует действовать очень осторожно и избегать излишнего обогащения смеси, чтобы в соответствии с ГОСТ 17.2.2.03—77 концентрация СО в отработавших газах не превышала 1,5%.

Когда заслонка 1 начнет открываться, то отверстие 4 окажется в зоне высоких разрежений и через него в смесительную камеру также будет поступать эмульсия, чем и обеспечивается плавный переход к работе двигателя при малых нагрузках. После еще большего открытия дроссельной заслонки вступает в работу главная система, однако подача топлива через систему холостого хода продолжается, пока нагрузка не возрастет приблизительно до 40% и более от полной. В результате взаимодействия двух этих систем удается получить более благоприятную характеристику карбюратора на малых и средних нагрузках.

Пусковое устройство. При пуске коленчатый вал вращается с малой частотой (50—100 мин^-1) и подача топлива системой холостого хода недостаточна ввиду малых разрежений в ее каналах. Смесеобразование, особенно при холодном пуске, весьма несовершенно, так как значительное количество плохо распыленного топлива выпадает в пленку, а испаряются лишь самые легкие его фракции. Смесь оказывается сильно обедненной парами топлива, а пуск двигателей затрудняется, если даже общее количество топлива соответствует составу смеси, не выходящему за пределы воспламеняемости. Надежный пуск двигателя обеспечивается с помощью устройства (рис. 5.17), которое чаще всего представляет собой воздушную заслонку 11, расположенную в приемном патрубке карбюратора. Приводы заслонок 11 и 1 кинематически связаны между собой, и когда при пуске воздушная заслонка закрывается, то дроссельная, наоборот, несколько приоткрывается. При таком положении заслонок вблизи распылителя главной системы создается разрежение, достаточное для подачи через нее топлива.

Автоматический предохранительный клапан 12 служит для предотвращения переобогащения смеси сразу после пуска, когда расход воздуха резко возрастает. Управление заслонкой 11, как правило, осуществляется вручную и после пуска двигателя ее необходимо постепенно приоткрывать. Такое управление воздушной заслонкой весьма несовершенно. Так как в период прогрева двигатель выбрасывает в атмосферу большое количество продуктов неполного сгорания углерода, современные карбюраторы все чаще оборудуют системами пуска и прогрева с автоматическим управлением (например, используя свойства биметаллических пружин), что позволяет значительно понизить токсичность О. Г. на режимах пуска и прогрева.

Экономайзер. Чтобы при полностью открытой дроссельной заслонке двигатель развил максимальную мощность, смесь необходимо обогащать (см. кривую ВС на рис. 5.15) до a = 0,85 — 0,95. Эту функцию выполняет устройство, называемое экономайзером.

На рис. 5.18, а приведена схема экономайзера с механическим приводом. При работе на большинстве режимов клапан 1 перекрывает жиклер 2 экономайзера и, только когда положение дроссельной заслонки приближается к полному открытию, клапан 1 освобождает доступ топлива к жиклеру 2. Следовательно, на режимах полной и близкой к ней нагрузок подача топлива в распылитель 3 обеспечивается двумя жиклерами: главным 4 и экономайзера 2 (подача через него доходит до 15—20% от общего количества топлива).

Своевременное открытие клапана 1 обеспечивается соответствующей кинематической связью его привода с приводом дроссельной заслонки. Кроме механического привода экономайзера применяется также более сложный пневматический привод с помощью поршневого или диафрагменного механизма, связанного с задроссельным пространством карбюратора.

Ускорительный насос. В случае резкого открывания дроссельной заслонки с целью быстрого увеличения нагрузки и частоты вращения смесь, поступающая в цилиндры, может временно обедниться. Это обеднение является следствием большей инерционности топлива по сравнению с воздухом, а также интенсивного выпадения топлива в пленку. Смесеобразование в период интенсивного разгона происходит в условиях переходного теплового режима во впускной системе, и поэтому на него оказывает влияние так называемая «тепловая инерция» впускного трубопровода. По этим причинам состав смеси, поступающей в цилиндры, может выйти за пределы воспламеняемости, что вызывает пропуски воспламенения в циклах, и двигатель будет работать с «провалами», т. е. кратковременным понижением частоты вращения вала.

Для предотвращения подобных нарушений работы, особенно в первой половине поворота дроссельной заслонки, карбюратор снабжают ускорительным насосом (рис. 5.18, б), который чаще всего имеет механический привод, связанный с рычагом 9, укрепленным на оси дроссельной заслонки 10. Когда дроссельная заслонка закрыта, поршень 7 насоса находится вверху и полость под ним заполнена топливом. При резком открытии заслонки 10 пластина 5 сжимает пружину 6 и под ее воздействием поршень опускается вниз и вытесняет топливо через нагнетательный клапан 4 и распылитель 3 с жиклером 2 в зону входного патрубка 1 карбюратора. Пружина 6 способствует некоторому затягиванию впрыскивания топлива по времени. Если заслонка 10 открывается медленно, то топливо при плавном опускании поршня 7 обтекает клапан 8 и поступает обратно в поплавковую камеру. При движении поршня 7 вверх нагнетательный клапан 4 закрыт, а клапан 8 открыт и топливо поступает в полость над поршнем.

Ограничитель максимальной частоты вращения. Для ограничения максимальной частоты вращения карбюраторные двигатели грузовых автомобилей снабжают специальными регуляторами (ограничителями), что способствует повышению срока службы двигателя, тормозов и шин, а также уменьшает затраты на топливо и картерное масло.

В наиболее простых ограничителях используют дроссельную или специальную заслонку, размещаемую между карбюратором и впускным трубопроводом. В последнем случае (рис. 5.19) заслонку 1 устанавливают эксцентрично относительно оси канала и под небольшим углом к потоку. Открыться полностью под действием пружины 5 заслонке мешает упор 3. Скоростной напор потока смеси стремится прикрыть заслонку, но этому препятствует пружина 5. Когда частота вращения достигнет заданной величины, напор потока преодолевает усилие пружины и заслонка 1 начнет прикрываться, предотвращая дальнейшее чрезмерное увеличение угловой скорости вала. Ограничитель настраивают на заводе-изготовителе, с помощью винта 6 и конусной гайки 7. Плавная работа ограничителя достигается взаимодействием эластичной ленточной тяги 4 и профилированного кулачка 2, изменяющего при повороте заслонки плечо, на которое действует пружина 5. Устойчивости работы ограничителя и гашению колебаний заслонки способствует демпферное устройство 8.

Недостатком рассмотренного ограничителя является малая чувствительность при небольших расходах воздуха, т. е. при работе с малыми нагрузками, поэтому широкое применение находят более сложные пневмоцентробежные ограничители, которые действуют четче и практически во всем диапазоне нагрузок.

Конструктивные схемы карбюратора. Устройство карбюраторов отличается довольно большой сложностью и разнообразием конструктивных схем. Рассмотрим в качестве примеров наиболее простую схему карбюратора пускового двигателя и схему современного карбюратора двигателя грузового автомобиля.

Карбюратор К-16А. Такой карбюратор устанавливают на пусковые двигатели ПД-10У для дизелей тракторов, экскаваторов других машин. Он имеет только две дозирующие системы: холостого хода и главную (рис. 5.20). Топливный жиклер холостого хода 2 соединен с колодцем, на выходе из которого с одной стороны расположен жиклер главной системы 12, а с другой — пробка 11. Сечение жиклера 2 можно регулировать винтом 4 со стопорной пружиной 3. Эмульсирующий воздух поступает в систему холостого хода по специальному каналу.

При положении рычага управления дроссельной заслонкой 5, соответствующем полному ее открытию, возможно перемещение заслонки тягой регулятора угловой скорости коленчатого вала двигателя. Положение воздушной заслонки 1 можно фиксировать с помощью рычага управления с пружиной. В заслонке 1 имеется отверстие (на схеме не показано), предназначенное для устранения переобогащения смеси при пуске холодного двигателя. Уровень топлива поплавковой камере поддерживается поплавковым механизмом 10. седлу клапана топливо поступает через фильтр 7 и топливоприемный штуцер 6, соединенные полым болтом 8.

Перед пуском двигателя в воздушный канал карбюратора можно подать некоторое количество топлива с помощью утопителя поплавка при нажатии на который уровень в поплавковой камере поднимается выше верхней кромки жиклера 12.

Карбюратор К-88А. Этот карбюратор используют на образном восьмицилиндровом двигателе автомобиля ЗИЛ-130, и, существу, он представляет собой два одинаковых карбюратора (две камеры), конструктивно объединенных одним корпусом с общей поплавковой камерой (рис. 5.21). Каждая камера подает горючую смесь в четыре цилиндра. Корпус карбюратора состоит из трех частей. В средней части, которая отливается заодно с большими 23 и малыми 9 диффузорами, расположены все дозирующие устройства. Двойные диффузоры имеют большинство автомобильных карбюраторов, так как они позволяют повысить скорость воздуха у распылителя топлива. Главная система работает по принципу понижения разрежения у жиклера и состоит из главного 5, воздушного 7 и жиклера полной мощности 8. Распылитель ее выполнен в виде кольцевой щели 14 в малом диффузоре. Применение жиклера мощности позволяет интенсифицировать эмульсирование в главной системе путем подмешивания к топливу сначала воздуха, поступающего через воздушный жиклер холостого хода 6, а затем после жиклера мощности к эмульсии добавляется воздух, прошедший через воздушные жиклеры 7. В комбинированный топливовоздушный жиклер 8 топливо поступает из полости между жиклерами 5 и 8. поэтому жиклер 8 имеет большую в три раза пропускную способность, чем жиклер 5.

Один экономайзер с механическим приводом подает топливо в каналы главных систем обеих камер. Ускорительный насос также обслуживает две камеры, он имеет общий привод с экономайзером. Распылитель 10 выведен в перемычку между камерами карбюратора. В качестве пускового устройства служит воздушная заслонка 12 с автоматическим клапаном 13. Поплавковая камера трубкой 11 соединена с впускным патрубком карбюратора.

§ 5.3. Системы наддува

Наддув цилиндров двигателей может быть либо динамическим, либо осуществляемым с помощью специального нагнетателя (компрессора). Различают три системы наддува с помощью нагнетателей: с приводным компрессором, с турбокомпрессором и комбинированную.

Двухступенчатый наддув может осуществляться двумя последовательно расположенными турбокомпрессорами или приводными компрессорами. Приводной компрессор 1 (рис. 5.22, а) через повышающую передачу 2 соединяют с коленчатым валом 3 двигателя. Для привода турбокомпрессора (рис. 5.22, б) используют энергию отработавших газов, поступающих в газовую турбину 4. Компрессор 1 устанавливают на одном валу с газовой турбиной 4. В случае комбинированной системы (рис. 5.22, в) первой ступенью является приводной компрессор, а второй — турбокомпрессор.

Наибольшее применение для наддува получили объемно-роторные (в качестве приводных) и лопаточно-центробежные компрессоры. Газовые турбины чаще всего бывают радиально-осевыми, реже — осевыми.

На тракторных и автомобильных дизелях чаще всего применяют газотурбинный наддув. При этом возможны два основных варианта использования энергии:

1. Энергия, потребляемая компрессором, равна энергии, вырабатываемой газовой турбиной. В этом случае турбокомпрессор имеет лишь газовую связь с двигателем (рис. 5.22, б). Такая схема обеспечивает высокие экономические показатели при максимальном упрощении конструкции и поэтому наиболее распространена.

2. Энергия, вырабатываемая газовой турбиной, не равна энергии. потребляемой компрессором. Разница энергии передается от двигателя к турбокомпрессору за счет применения механической связи ротора турбокомпрессора с коленчатым валом двигателя, что усложняет конструкцию последнего. Такую схему применяют, например, при наддуве двухтактных дизелей в тех случаях, когда не удается обеспечить баланса энергий газовой турбины и компрессора, не ухудшая существенно продувку, наполнение цилиндров, разгонные качества двигателя. Иногда в этих случаях вместо механической связи ротора турбокомпрессора с коленчатым валом применяют комбинированную систему наддува (рис. 5.22, в).

Механическую связь применяют и в случаях, когда необходимо передавать избыточную энергию от газовой турбины к двигателю при высоких давлениях наддува и температурах газов перед турбиной. Механическая связь может быть также использована для улучшения разгонных качеств (приемистости) двигателя за счет передачи энергии ротору турбокомпрессора от коленчатого вала двигателя на некоторых неустановившихся режимах.

Возможны два варианта подвода газов к газовой турбине: 1) из общего выпускного трубопровода; 2) отдельно от каждого цилиндра или от группы цилиндров, в которой в соответствии с порядком их работы время между двумя последовательными импульсами давления, образующимися при выпуске газов из цилиндров, оказывается достаточно большим (импульсный наддув).

В первом случае, особенно в двигателях, с большим числом цилиндров и высокой частотой вращения, давление газов в выпускном трубопроводе выравнивается, амплитуда колебания давления перед турбиной невелика и процесс подвода газов к турбине можно рассматривать как происходящий при постоянном давлении. Во втором случае отработавшие газы поступают к газовой турбине с переменным сечением, что позволяет при определенных условиях повысить эффективность наддува.

Подвод газов к турбине при постоянном давлении создает повышение сопротивления в выпускном тракте двигателя по сравнению с выпуском в атмосферу. Это ухудшает очистку цилиндров и уменьшает наполнение их свежим зарядом. При импульсном наддуве после периода выпуска газов из одного цилиндра к началу перекрытия клапана - давление в выпускном тракте резко снижается. В результате этого увеличивается перепад давления между впускным и выпускным трактами и очистка камер сгорания становится более эффективной. Уменьшается работа, затрачиваемая на выталкивание газов. По мере увеличения давления наддува р_к и роста среднего давления газов в выпускном тракте положительный эффект от применения импульсного наддува снижается, так как импульсы давления сглаживаются. Максимальный эффект в импульсной системе наддува достигается при р_к < 0,15 МПа, при р_к > 0,4 МПа применение импульсного наддува уже не дает эффекта.

В двигателях в большинстве случаев применяют импульсные системы наддува. Для достижения наибольшего эффекта при импульсном наддуве выпускные трубопроводы делают по возможности короткими и меньшего объема.

На рис. 5.23 в качестве примера показана система импульсного наддува двенадцатицилиндрового V-образного дизеля ЯМЗ-240Н, каждый блок цилиндров которого обслуживает один турбокомпрессор. Основные параметры, характеризующие турбокомпрессор, следующие: степень повышения давления в компрессоре p_к = р’_к/р_о, его производительность, равная секундному расходу подаваемого воздуха, G_в.с; частота вращения ротора турбокомпрессора n_т.к, общий к. п. д. h_т.к.

Применением низкого наддува (до p_к » 1,9) можно повысить номинальную мощность двигателя на 20—35% по сравнению с базовой моделью без наддува. Средний наддув (p_к = 1,9— 2,5) может обеспечить прирост мощности на 35—50%. Для дальнейшего увеличения мощности применяют высокий наддув (p_к > 2,5), что сопряжено со значительным ростом тепловой и механической напряженности деталей двигателя.

Частота вращения ротора современных турбокомпрессоров составляет 40 000—120 000 мин^-1 и лимитируется допускаемым значением окружной скорости диска турбины, которая по условиям прочности не должна превышать 250—350 м/с. Кроме того, по условиям прочности лимитируется и температура газов перед турбиной, которая не должна превышать 900—1000 К.

Общий к. п. д. турбокомпрессоров, представляющий собой произведение к. п. д. нагнетателя h_к и газовой турбины h_т, равен 0,45— 0,60. К. п. д. турбины, достигающий для современных турбин значения 0,75, представляет собой отношение эффективной работы, совершаемой турбиной l_ет, к работе адиабатного расширения газов в турбине l_ад.т. Работа адиабатного расширения

где k₁ — показатель адиабаты продуктов сгорания; R" — газовая постоянная продуктов сгорания; T_т_r, p_т_r — температура и давление газов перед турбиной; р’_т_r — давление газов после турбины.

Требования, предъявляемые к турбокомпрессору, определяются назначением двигателя. Основной задачей при подборе турбокомпрессоров для транспортных двигателей, в частности двигателей строительных и дорожных машин, является кроме получения заданной номинальной мощности еще и обеспечение возможно более высокого значения крутящего момента в широком диапазоне изменения частот вращения. Турбокомпрессор для двигателя подбирают по его характеристикам.

На рис. 5.24 показаны совмещенные зависимости между степенью повышения давления p_к и объемным расходом воздуха двигателя и нагнетателя (компрессора) V_в.с. Прямые линии (приближенно прямые) — это линии, соответствующие постоянным частотам вращения двигателя, т. е. нагрузочным характеристикам при различных значениях n. Линии строятся по соответствующим значениям расхода воздуха двигателя и степени повышения давления нагнетателя, взятым с нагрузочных характеристик двигателя. Здесь же нанесены зависимости p_к = f(V_в.с) для различных значений частот вращения ротора турбокомпрессора n_т.к, а также линии постоянных значений к. п. д. компрессора p_к. Штриховая линия на графике ограничивает зону, в которой устойчивая, без срывов потока в гидравлическом тракте (помпажа), работа компрессора невозможна (зона П). Кривая 1соответствует внешней скоростной характеристике двигателя.

Как видно, в рассматриваемом случае компрессор работает с достаточно высоким к. п. д. при изменении частоты вращения двигателя в широком диапазоне по внешней скоростной характеристике. В связи с тем, что при низких частотах вращения к. п. д. компрессора падает, для повышения к. п. д. на этих режимах с целью обеспечения хорошего массового наполнения цилиндров двигателя и высокого значения крутящего момента за счет коррекции подачи топлива характеристику компрессора смещают влево, в зону меньших расходов воздуха через двигатель. Это мероприятие, называемое настройкой компрессора на режим максимального крутящего момента и осуществляемое соответствующим профилированием гидравлического тракта компрессора, влечет за собой некоторое снижение его к. п. д. и расхода воздуха на номинальном режиме, однако обеспечивает благоприятную форму внешней скоростной характеристики двигателя в широком диапазоне частоты вращения.

Чтобы еще больше расширить диапазон частот вращения, соответствующих высокому к. п. д. компрессора и хорошему массовому наполнению, повысить значения крутящего момента (коэффициент запаса крутящего момента) и даже обеспечить внешнюю скоростную характеристику постоянной мощности, которой соответствует кривая 2 (рис. 5.24), применяют регулируемый газотурбинный наддув.

Методы регулирования наддува делят на внешние (перепуск части воздуха из компрессора в атмосферу или дросселирование воздуха на входе в компрессор, перепуск части отработавших газов, минуя газовую турбину, в атмосферу и др.) и внутренние, связанные с изменением проходных сечений гидравлического тракта турбокомпрессора «управление положением направляющих и диффузорных лопаток компрессора, положением лопаток соплового аппарата газовой турбины и др.). Внешние методы регулирования конструктивно осуществить значительно проще, чем внутренние. Однако последние обеспечивают высококачественное регулирование (поддержание высокого к. п. д. и расхода воздуха турбокомпрессором) в более широком диапазоне изменения режимов работы двигателя. Обычно при низком наддуве применяют внешние методы регулирования, как достаточно эффективные и относительно простые конструктивно, а при среднем и высоком — внутренние.

На рис. 5.25 показан пример схемы регулирования положения лопаток соплового аппарата радиально-осевой турбины в зависимости от частоты вращения двигателя. Двуплечий рычаг 13 находится с одной стороны под действием силы грузов 11 центробежного регулятора 10, установленного на коленчатом валу 9 двигателя, а с другой — под действием силы натяжения пружины 5, передаваемой на рычаг через тросовый привод. При установившейся частоте вращения двигателя рычаг 13 находится в состоянии равновесия. В случае уменьшения частоты вращения двигателя под действием возрастающей внешней нагрузки рычаг 13 поворачивается вокруг своей оси по часовой стрелке. Это вызывает перемещение троса 7, который через систему роликов 8 поворачивает барабан 4, жестко соединенный с валиком 3 поворота лопаток соплового аппарата турбины. Валик 3, связанный с лопатками соплового аппарата рычажно-шестеренчатым приводом, поворачиваясь, изменяет положение лопаток так, что проходное сечение соплового аппарата уменьшается. Это вызывает увеличение скорости истечения газов из соплового аппарата, рост к.п.д. турбины и увеличение работы, совершаемой газами на колесе турбины. При этом растет работа сжатия воздуха в компрессоре, увеличиваются частота вращения ротора турбокомпрессора и давление наддува, что позволяет обеспечить поступление в цилиндры двигателя большего количества воздуха, чем при нерегулируемом наддуве.

При возрастании частоты вращения двигателя из-за уменьшения внешней нагрузки рычаг 13 поворачивается против часовой стрелки и благодаря изменению положения лопаток проходное сечение соплового аппарата турбины увеличивается. Во время работы двигателя на номинальном режиме проходное сечение соплового аппарата имеет наибольшее значение.

При наддуве температура воздуха за компрессором повышается. Обычно при среднем и высоком (в том числе двухступенчатом) наддуве осуществляют промежуточное охлаждение воздуха между компрессором и впускным трубопроводом двигателя. Это способствует улучшению массового наполнения цилиндров, повышению мощности и топливной экономичности двигателя, снижению тепловой напряженности его деталей, уменьшению температуры газов перед турбиной.

Воздух можно охлаждать специальными охладителями либо посредством испарительного охлаждения — впрыскивания в воздух легко испаряющихся веществ (спирта, аммиака, воды и др.). Применяют два типа охладителей: воздухо-воздушные и водовоздушные.

Воздухо-воздушный (рис. 5.26, а) охладитель устанавливают перед масляным и водяным радиаторами двигателя. Просасывание атмосферного воздуха через охладитель осуществляют вентилятором системы охлаждения двигателя. Охлаждаемый воздух движется внутри латунных трубок сердцевины охладителя, аналогичной той, которую применяют обычно в водяных радиаторах.

При водовоздушном охлаждении (рис. 5.26, б) вода с помощью насоса (специального либо имеющегося в системе охлаждения двигателя) циркулирует через охладитель и водяной радиатор.

Хотя теплообмен между охлаждаемым воздухом и охлаждающей водой при прочих равных условиях происходит более интенсивно, чем между охлаждаемым и охлаждающим воздухом, в целом воздухо-воздушные охладители более эффективны, чем водовоздушные, из-за большего перепада температуры между воздухом и охлаждающим агентом. Эффективность систем охлаждения воздуха оценивают коэффициентом эффективности

где t'_к — температура воздуха на выходе из компрессора, °С; t_x — температура воздуха на выходе из охладителя (на входе в двигатель), °С, t₀ — температура окружающего воздуха, °С. Для воздухо-воздушных охладителей коэффициент эффективности Е = 0,64 —0,77 в широком диапазоне изменения режимов работы двигателя, а для водовоздушных Е = 0,45 — 0,48.

С целью повышения эффективности охлаждения воздуха при высоком наддуве иногда применяют двухступенчатые системы. Поступающий из турбокомпрессора воздух вначале охлаждается в водо-воздушном охладителе (первая ступень), а затем в воздухо-воздушном (вторая ступень), которые могут быть изготовлены в едином блоке.

ГЛАВА 6

АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ РЕЖИМА РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ

Режим работы двигателя определяется частотой вращения коленчатого вала, положением регулирующего органа (рейки топливного насоса в дизеле и дроссельной заслонки в карбюраторном двигателе) и тепловым состоянием двигателя.

При установившемся режиме крутящий момент двигателя равен суммарному моменту сопротивления, приведенному к коленчатому валу двигателя, а положение регулирующего органа, частота вращения и тепловое состояние двигателя неизменны.

При неустановившемся режиме двигатель вырабатывает энергию, меньшую или большую той, которая необходима для преодоления внешней нагрузки. При неустановившемся режиме могут изменяться внешняя нагрузка, частота вращения, положение регулирующего органа и тепловое состояние двигателя. Возможны неустановившиеся режимы, когда остается неизменным положение регулирующего органа или не изменяется частота вращения.

Под переходным процессом понимают изменение режима работы двигателя, причем как начальный (исходный), так и конечный режим могут быть установившимися или неустановившимися.

Для каждого двигателя среднее эффективное давление (а следовательно, пропорциональный ему крутящий момент) и частота вращения могут изменяться в определенном интервале значений. Нижний предел интервала р_е = 0. При этом вся вырабатываемая двигателем энергия затрачивается на преодоление механических потерь (р_i_м_in = р_м.п_.). Чем выше частота вращения, вязкость применяемого масла и ниже его температура, тем больше р_м.п, а следовательно, и р_i_м_in

Для каждой частоты вращения существует максимальное значение внешней нагрузки, которую двигатель может преодолевать, не выходя за пределы допустимых экономичности, тепловой и механической напряженности, дымности и токсичности отработавших газов. В карбюраторном двигателе максимальная нагрузка преодолевается при полностью открытой дроссельной заслонке, в дизеле — при положении рейки на упоре. При этом двигатель работает по скоростной характеристике. Скоростной характеристикой называют зависимость эффективных параметров двигателя от частоты вращения при полностью открытой дроссельной заслонке для карбюраторного двигателя или полной подаче топлива для дизеля (рейка на упоре). Из (3.13) следует, что характер зависимости М_к от частоты вращения определяется комплексом (h_i/a)h_vr_кh_м. В карбюраторных двигателях наиболее действенными средствами воздействия на зависимость Мк = f(n) по скоростной характеристике являются конструкция впускной системы и фазы газораспределения. В дизеле аналогичное воздействие дополнительно возможно путем коррекции характеристик топливоподачи, выполняемой в тесной увязке с характером изменения наполнения. Это следует из того, что Мк = 1000 V_hi p_e/(pt) [см. (3.13)], а среднее эффективное давление р_e = V_ц r_т h_i h_м/ V_h л. Поэтому для конкретного двигателя и топлива

M_к = A₃ V_ц h_i h_м, (6.1)

где A₃ = [1000/(pt)]i H_u r_т.

Необходимость увязки характера V_ц = f(n) при максимальной подаче топлива с характером изменения в функции частоты вращения массового наполнения (V_hh_vr_к) следует из рассмотренной в §3.1 зависимости h_i от коэффициента избытка воздуха

a=A₄ h_v r_к/V_ц (6.2)

где А₄ = V_h/(r_т l₀).

Следует при этом иметь в виду, что от коэффициента избытка воздуха зависят также дымность отработавших газов и тепловая напряженность деталей двигателя. Поэтому наибольшие возможности воздействия на М_к = f(n) по скоростной характеристике имеются в дизелях с регулируемым наддувом, так как в этом случае можно в требуемом направлении изменять h_v r_к.

Для количественной оценки изменения М_к по внешней характеристике применяются: номинальный коэффициент запаса крутящего момента m_н = (М_к_m_ах — М_к.н) (100/М_к.н), коэффициент приспосабливаемости К_Мк = М_к_m_ах/М_к.н и скоростной коэффициент К_n = n_м/n_н (М_к.н — крутящий момент на режиме номинальной мощности).

Максимально допустимая частота вращения ограничивается тепловой и механической напряженностью деталей, качеством протекания рабочего процесса, условиями работы трущихся пар и другими факторами. Нижний предел частоты вращения зависит от момента инерции движущихся деталей двигателя, качества протекания процессов при малых частотах вращения, в частности их стабильности (повторяемости) в последовательных циклах и различных цилиндрах, и условий надежной смазки подшипников. На рис. 6.1, а, б приведены скоростные (кривые 1) и частичные скоростные (кривые 2—5) характеристики карбюраторного двигателя и дизеля, получаемые при частичных положениях регулирующего органа. Характеристики дизеля практически эквидистантны при всех положениях регулирующего органа. Запас крутящего момента по внешней характеристике дизеля не превышает обычно 5—15%[9]*. Такое протекание скоростных характеристик дизеля связано с видом скоростных характеристик топливоподачи (см. § 5.1).

В карбюраторных двигателях по мере прикрытия дроссельной заслонки крутящий момент все более резко падает при увеличении частоты вращения выше определенного для каждого положения регулирующего органа значения (рис. 6.1, а). Коэффициент запаса крутящего момента по внешней характеристике достигает 25--35%. Благоприятнее в карбюраторных двигателях также скоростной коэффициент К_n = 0,45 — 0,55 вместо 0,55 — 0,75 у дизелей.

Различия в протекании характеристик крутящего момента связаны в основном с тем, что в карбюраторных двигателях при работе по внешней характеристике сопротивление впускной системы больше вследствие наличия в ней диффузора карбюратора; по мере же прикрытия дроссельной заслонки оно прогрессивно возрастает, что вызывает более резкое падение наполнения цилиндров с увеличением n.

На рис. 6.1 заштрихованы поля возможных режимов работы карбюраторного двигателя и дизеля. Если характеристики внешней нагрузки располагаются в пределах поля режимов работы двигателя, то двигатель может быть использован для привода соответствующей машины.

Под устойчивостью режима работы понимают способность системы двигатель — потребитель восстанавливать равенство их крутящих моментов при минимальном изменении частоты вращения. При исправно работающем двигателе нарушение установившегося режима происходит вследствие изменения момента сопротивления (момента потребителя), а момент двигателя изменяется до выравнивания с ним.

Рассмотрим устойчивость установившегося режима работы двигателя по скоростной характеристике (рис. 6.2, а). Если характеристика момента сопротивления изменяется с М_c₁ на M_c₂, то при характеристике крутящего момента М_к1 равенство крутящих моментов достигается при меньшем изменении частоты вращения, чем при характеристике М_к2(Dn₁ < Dn₂). Следовательно, наличие запаса крутящего момента (и, очевидно, увеличение его) повышает устойчивость установившегося режима двигателя. Чем меньше Dn зависит от крутящего момента потребителя, тем легче управление двигателем, реже необходимо воздействовать на орган управления им и изменять передаточное отношение между двигателем и приводимым органом, узлом, машиной. С этих позиций целесообразно увеличение m_н, К_Mк и уменьшение до определенных пределов К_n.

Наиболее типичными нарушениями установившегося режима работы являются изменения внешней нагрузки и частоты вращения. Пусть точкой режима будет точка Б₁ (рис. 6.2, а). По каким-либо причинам возросла частота вращения с n_Б до n_А. При этом момент сопротивления увеличится на DМ_с1 крутящий момент двигателя снизится на DМ_к1. В результате появится дисбаланс моментов D(DМ) = DМ_с1 + DМ_к1. Именно этот дисбаланс способствует уменьшению частоты вращения и восстановлению нарушенного установившегося режима. Аналогично при уменьшении частоты вращения крутящий момент двигателя оказывается больше М_с, появляется дисбаланс моментов, способствующий увеличению частоты вращения и восстановлению первоначального режима.

Для количественной оценки устойчивости режима двигателя применяется параметр, называемый фактором устойчивости: Fд = D(DМ)/ Dn. Устойчивость режима работы двигателя определяется величиной и знаком Fд. В рассмотренном случае Fд > 0, так как D(DМ) > 0 и Dn > 0. Режим устойчив, двигатель имеет положительное самовыравнивание. При Fд < 0 режим неустойчив и двигатель имеет отрицательное самовыравнивание. В случае сочетания характеристик М_к2 и М_c1 величина F_д также больше нуля, но абсолютное его значение меньше и двигатель обладает меньшим фактором устойчивости. Пример отрицательного самовыравнивания рассмотрим далее. Из сказанного следует, что при прочих равных условиях скоростные характеристики карбюраторного двигателя обеспечивают большую устойчивость его режима работы по сравнению с дизелем, причем особенно велико различие в устойчивости при положениях регулирующего органа, обеспечивающих малую подачу смеси или топлива.

В карбюраторном двигателе снятие внешней нагрузки сопровождается меньшим относительным увеличением частоты вращения. При прикрытом положении дроссельной заслонки n_хх_m_ах оказывается даже меньше n_н (см. рис. 6.1, а). В случае увеличения частоты вращения выше n_н процессы смесеобразования и тепловыделения ухудшаются в меньшей степени, чем в дизеле. По приведенным причинам в карбюраторных двигателях используют лишь ограничители максимальной частоты вращения в случаях, когда в эксплуатации достаточно часто реализуются режимы высоких частот вращения при полном открытии дроссельной заслонки (например, на грузовых автомобилях). На большом числе моделей оказывается возможной эксплуатация двигателя без ограничения максимальной частоты вращения.

Протекание характеристик крутящего момента дизеля таково, что при всех положениях регулирующего органа внезапное снятие внешней нагрузки приводит к резкому увеличению частоты вращения. Новый установившийся режим может быть достигнут, когда вырабатываемая энергия сравняется с' энергией внутренних потерь; при этом n_хх_m_ах>>n_н. Увеличение частоты вращения в дизеле сопровождается резким увеличением сил инерции, ухудшением процессов смесеобразования и сгорания, повышением дымления, механических и тепловых нагрузок. В результате дизель может выйти из строя. Поэтому максимальная частота вращения должна быть ограничена. Отсюда необходимость оборудования дизеля специальным устройством — регулятором максимальной частоты вращения, который при увеличении n выше n_н уменьшал бы подачу топлива до подачи на режиме холостого хода при допустимом значении максимальной частоты вращения. В автомобильных дизелях n_н обычно соответствует частоте вращения, при которой на полной подаче топлива достигается наибольшая мощность (n_н = n_Ne_м_a_х). В тракторном дизеле n_н выбирают меньшим n_Nemax в связи с тем, что на тракторе дизель большую долю времени эксплуатируется на режимах, близких к номинальному.

На рис. 6.2, б приведены характеристика механических потерь (кривая 3) и характеристики индикаторного момента для карбюраторного двигателя (кривая 2) и дизеля (кривая 1) при положениях регулирующих органов, обеспечивающих работу двигателя с минимальной частотой вращения холостого хода. Сочетание характеристик 2 и 3 обеспечивает устойчивую работу карбюраторного двигателя. В то же время при сочетании характеристик 1 и 3 работа дизеля неустойчива. Здесь F_д < 0 и двигатель обладает отрицательным самовыравниванием. Основная причина увеличения M_i в дизеле при повышении частоты вращения — рост цикловой подачи топлива при неизменном положении рейки топливного насоса.

Из сказанного следует, что дизель должен быть оборудован как минимум двумя регуляторами — максимальной и минимальной частоты вращения. Последний должен обеспечивать увеличение цикловой подачи при падении n, с тем чтобы вместо характеристики 1 получить характеристику, близкую к характеристике 2 (рис. 6.2, б). В целях уменьшения массы, размеров и упрощения производства регуляторы максимальной и минимальной частот вращения объединены в одном агрегате, именуемом двухрежимным регулятором. При двухрежимном регуляторе вне зон действия регулятора водитель сам управляет регулирующим органом.

Регулятор, воздействующий на регулирующий орган при всех эксплуатационных частотах вращения, называют всережимным. В этом случае появляется орган управления регулятором. Установив его в то или иное положение, водитель освобождается на определенный период времени от функций управления двигателем и может осуществлять функции управления другими агрегатами машины. На автомобилях нередко выгоднее использовать двухрежимные регуляторы.

Системой автоматического регулирования частоты вращения называют совокупность взаимодействующих агрегатов, участвующих в поддержании в заданных пределах частоты вращения при изменении нагрузки. В систему входят двигатель, приводимый им агрегат и собственно регулятор — автоматическое устройство, воспринимающее с помощью чувствительного элемента, например центробежного типа, отклонение регулируемого параметра (частоты вращения) от заданной величины и вырабатывающее воздействие, исключающее (чаще только уменьшающее) это отклонение.

На автотракторных двигателях наибольшее распространение имеют регуляторы прямого действия с жесткой механической связью между механическим чувствительным элементом центробежного типа и регулирующим органом. В регуляторе прямого действия чувствительный элемент кинематически непосредственно связан с регулирующим органом. Если в регуляторе имеется усилительный элемент — серводвигатель, то регулятор называют регулятором непрямого действия. Применение регуляторов непрямого действия обеспечивает получение больших перестановочных сил при сравнительно малых габаритах регуляторов и улучшение качества переходных процессов (уменьшение времени перехода с режима на режим, уменьшение максимального отклонения частоты вращения от равновесного значения). Эти регуляторы, однако, сложнее и дороже.

На рис. 6.3 показана схема двухрежимного регулятора прямого действия, на рис. 6.4, а — положения h_p регулирующего органа при различных положениях органа (педали) управления и частотах вращения[10]*, а на рис. 6.5б—статические характеристики дизеля оборудованного двухрежимным регулятором. При работе двигателя в зоне 8 (рис. 6.4, а) минимальных частот вращения центробежные силы грузов 19 (рис. 6.3, б) уравновешиваются только усилиями пружины 17. Уменьшение частоты вращения вызывает перемещение регулирующего органа в направлении увеличения подачи (левые ветви 1—3 на рис. 6.4, а) и соответствующие увеличения крутящего момента и мощности (ветви 9—11 на рис. 6.5, а). В интервале 9 (рис. 6.4. а) средних частот вращения управление положением рейки топливного насоса (подачей топлива) осуществляется в основном неавтоматически водителем с помощью педали управления 1 (рис. 6.3, а). При неизменном положении педали управления с увеличением n в рассматриваемом диапазоне средних частот вращения грузы, преодолевая суммарное усилие пружин 17 и 21 (рис. 6.3, б), перемещаются на 0,3— 1 мм. Этим при предельно правом положении рычага 4 (рис. 6.3, а) осуществляется автоматическая коррекция подачи топлива, т. е. обеспечивается снижение крутящего момента с ростом частоты вращения (см. также §5.1 игл. 7). Степень коррекции можно изменить с помощью регулировочных шайб 20 и жесткости пружины корректора 21. Зависимости h_р = f(n) для различных положений педали управления представлены пологими участками графиков 0—3 на рис. 6.4, а. Зависимости крутящего момента и мощности дизеля для четырех положений педали управления показаны на рис. 6.5, а (кривыми 1—4). При п выше номинального значения усилие грузов оказывается достаточным для преодоления также усилий пружин 18 максимальной частоты вращения. Соответствующее перемещение грузов через систему рычагов передается рейке топливного насоса, обеспечивая уменьшение подачи топлива и ограничение максимальной частоты вращения холостого хода. Этому соответствуют диапазон частот вращения 7 и правые ветви графиков 0—3 на рис. 6.4, а. Зависимости крутящего момента и мощности для рассматриваемого диапазона частот вращения показаны ветвями 5—8 на рис. 6.5, а. В конструкции регулятора предусмотрен упругий упор 10 для увеличения подачи топлива при пуске дизеля. Устройство передающих рычагов обеспечивает изменение передаточного отношения между муфтой регулятора и рейкой топливного насоса при изменении положения педали управления, с тем чтобы получить практически одинаковую максимальную частоту вращения холостого хода при всех положениях педали управления.

На рис. 6.6, а—г показаны схемы современного всережимного регулятора, на рис. 6.4, 6 — положения (h_p) регулирующего органа при различных положениях органа управления и частотах вращения, а на рис. 6.5, б — статические характеристики дизеля, оборудованного всережимным регулятором.

Здесь также на регулятор возложены дополнительно функции обогащения смеси при пуске и коррекции скоростной характеристики. При пуске (рис. 6.6, а) рычаг управления 3 находится в левом положении, а промежуточный рычаг 7 прижат главной пружиной 1 регулятора к упору максимальной подачи 10. Так как частота вращения мала, грузы 13 опущены. Усилием пусковой пружины 4 регулирующий рычаг 5 и муфта 12 перемещены в крайнее левое положение. В крайнем левом положении находится и рейка 2 насоса, что обеспечивает пусковое обогащение. При крайнем правом положении рычага управления 3 с плечом 14 и устройством для натяжения пружины (рис. 6.6, б) главная пружина 1 регулятора не натянута, работает лишь слабая пружина холостого хода 8. Равенство усилий грузов и пружины холостого хода достигается при достаточно большом отклонении вправо рычагов 5,6,7 и муфты 12. При этом обеспечивается подача, соответствующая минимальной частоте вращения холостого хода.

На рис. 6.6, в показана схема регулятора при действующем корректоре подачи топлива по скоростной характеристике. Уменьшение частоты вращения ниже номинальной при крайнем левом положении рычага управления 3 приводит к перемещению влево рычагов 5, 6, 7 под действием дисбаланса усилий пружин и грузов. При этом сжимается пружина корректора 9, обеспечивается некоторое дополнительное перемещение рейки в направлении увеличения подачи топлива (ветвь 0, зона 6 перемещения рейки на рис. 6.4, б) и достигается необходимый запас крутящего момента (ветвь 1 на рис. 6.5, б). Регулированием усилия пружины 9 можно изменять степень коррекции, обеспечивая большее ее соответствие характеру изменения с частотой вращения массового наполнения в конкретном дизеле.

На рис. 6.7 показана схема еще одного корректора подачи топлива, широко применяемого на тракторных дизелях. В этом корректоре увеличение цикловой подачи достигается дополнительным перемещением рейки 1 топливного насоса. Положение рычагов регулятора на номинальном режиме работы топливной системы показано на рисунке сплошными линиями. Рычаг управления 7, сидящий на валу 10, находится на упоре 8 полной подачи топлива. При этом положении оси рычагов 7 и 9 совпадают, так как их взаимному отклонению препятствует пружина 11 корректора (рычаги 7 и 9 расположены друг за другом в разных плоскостях). Болт 4 вилки 5 упирается в поверхность призмы 3 корректора. При уменьшении частоты вращения кулачкового вала насоса сила пружины регулятора F₁ становится больше усилия грузов F₂ и подвижная муфта 6 регулятора начинает смещаться вправо, заставляя перемещаться вилку 5 и поворачиваться рычаг 9. Последний при этом преодолевает сопротивление пружины 11. Болт 4 вилки 5 скользит по наклонной поверхности призмы 3 вверх и вперед. В результате тяга 2 смещает рейку 1 топливного насоса на величину Dh_p в сторону увеличения подачи. Положение рычагов и рейки при корректировании показано штриховой линией. На частичных подачах болт 4 не касается призмы 3 и корректор не работает.

При каждом из положений рычага управления 3 (см. рис. 6.6) начиная с определенной частоты вращения по мере ее увеличения обеспечиваются перемещение регулирующего органа в направлении уменьшения подачи (ветви 1—4 на рис. 6.4, б) и соответствующее снижение крутящего момента и мощности дизеля (ветви 2—6 на рис. 6.5, б; графики 6 соответствуют крайнему левому положению рычага 3).

На рис. 6.6, г показана схема регулятора после выключения подачи топлива с помощью рычага 11, поворот которого вызывает перемещение нижнего шарнира регулирующего рычага 5. При этом верхнее плечо рычага отклоняется вправо, вызывая выключение подачи топлива насосом.

Кроме механических иногда применяют пневматические и гидравлические чувствительные элементы, тогда соответственно регуляторы называют пневматическими и гидравлическими.

В пневматическом регуляторе для управления положением рейки топливного насоса используют зависимость разрежения во впускном трубопроводе от частоты вращения. На рис. 6.8 показан пневматический регулятор, установленный на торце топливного насоса. При его использовании во всасывающем трубопроводе после воздушного фильтра устанавливают патрубок с диффузором и дроссельной заслонкой.

Разрежение из участка всасывающего трубопровода, расположенного после заслонки, передается по трубке в вакуумную камеру 4 справа от диафрагмы 8. Перемещению диафрагмы и связанной с ней рейки топливного насоса 3 вправо (вызывающему уменьшение подачи топлива) препятствует пружина 5 регулятора. Прикрытие дроссельной заслонки (на рис. 6.8 не показана) приводит к увеличению разрежения во впускном трубопроводе, в результате перемещение диафрагмы и рейки начинается при меньшей частоте вращения. Таким образом обеспечивается всережимность регулятора. Атмосферная камера 1 соединена с впускным трубопроводом в точке между фильтром и заслонкой. Этим достигают меньшую зависимость настройки регулятора от степени засорения воздушного фильтра. В регуляторе предусмотрена дополнительная пружина 6 для обеспечения частоты вращения холостого хода, имеющая перемещающийся в зависимости от регулируемого режима (с помощью кулачка 7) упор, а также подпружиненный упор 2 максимальной подачи, с помощью которого обеспечивается коррекция подачи топлива при работе по скоростной характеристике. Перемещением этого же упора вручную против часовой стрелки достигается необходимое увеличение подачи топлива при пуске, а по часовой стрелке — выключение подачи топлива. Наибольшая подача топлива ограничивается положением винта 9. К недостаткам пневматических регуляторов относится уменьшение наполнения двигателя в результате увеличения сопротивления впускной системы.

На рис. 6.9 представлена схема гидравлического регулятора, предназначенного для распределительного топливного насоса с дозированием дросселированием на всасывании.

При увеличении частоты вращения давление топлива в канале В, создаваемое шестеренчатым насосом 4, возрастает, груз-золотник 2 смещается по радиусу от оси вращения. В результате увеличивается давление топлива в полости А и рабочем цилиндре 6 регулятора. При этом поршень 9 перемещается вправо, сжимает пружину 10 и поводком 8 поворачивает регулирующий орган 7 топливного насоса в сторону уменьшения подачи топлива. Диапазон регулируемых частот изменяется с помощью рычага управления 12 путем увеличения или уменьшения предварительной деформации пружины 10. Наличие в регуляторе груза-золотника 2, который при уменьшении или увеличении вязкости топлива автоматически изменяет проходные сечения каналов Б и В так, что давление топлива в полости А оказывается зависящим только от частоты вращения, обеспечивает независимость настройки регулятора от вязкости рабочей жидкости, т. е. от ее температуры.

Статика регулирования. Регуляторная ветвь скоростной характеристики представляет собой зависимость параметров двигателя от частоты вращения при конкретной настройке регулятора, определенную как совокупность установившихся режимов, каждый из которых задается определенной нагрузкой. Вид регуляторной ветви скоростной характеристики зависит от ряда факторов, из которых основными являются: статическая характеристика собственно регулятора, характеристика механической передачи от муфты чувствительного элемента регулятора к регулирующему органу, характеристика топливной системы двигателя и одна из статических характеристик двигателя.

Под статической характеристикой регулятора понимают зависимость между угловой скоростью грузов регулятора и координатой положения муфты. Определить статическую характеристику регулятора можно следующим образом. Введем обозначения: w_p—текущее значение угловой скорости грузов; у — текущее значение координаты положения муфты, причем у = 0 при холостом ходе двигателя, у_пол — полное перемещение муфты.

Момент центробежных сил грузов (рис. 6.10. а) М = r_уbmw_p², откуда приведенный радиус r_у == М/( bmw_p²), где М/b—усилие от центробежных сил грузов, приведенное к муфте; m — масса грузов.

Имея размеры регулятора, можно рассчитать зависимость r_y = f(y), которую называют характеристикой грузов. В общем случае она нелинейна, что связано с особенностями конструкции чувствительного элемента. На рис. 6.10, б показан примерный вид характеристики грузов. Здесь q_ср — величина подкасательной при среднем положении муфты регулятора.

Поддерживающая сила Е регулятора представляет собой приведенную к оси муфты суммарную силу пружин регулятора (силой тяжести грузов ввиду ее малости пренебрегаем). Зависимость поддерживающей силы от хода муфты Е = f(y) называют приведенной характеристикой пружин регулятора. В общем случае она также нелинейна. При использовании пружины постоянной жесткости нелинейность может быть связана, например, с изменением плеча приведения усилия пружины к оси муфты. На рис. 6.10, а показан примерный вид приведенной характеристики пружин регулятора. Здесь f_ср — величина подкасательной при среднем положении муфты регулятора. В положении равновесия Е = r_уmw_p², откуда

. (6.3)

На рис. 6.10, г показана статическая характеристика регулятора. Основные параметры статической характеристики регулятора — местная и общая степени неравномерности. Местной степенью неравномерности называют величину

, (6.4)

•де w_pm — некоторое среднее значение угловой скорости. Часто принимают w_pm = (w_p_.хх + w_p_.пол)/2, где w_p_.хх — угловая скорость грузов при холостом ходе; w_p_.пол — угловая скорость грузов при полной нагрузке. Под общей степенью неравномерности понимают величину

d = (w_p_.хх - w_p_.пол)/2 (6.5).

После преобразования (6.4) можно представить в следующем виде:

d_y =0,5y_пол [(1/E) (dE/dy) - (1/r_у) (dr_y/dy)]. (6.6)

Так как подкасательные f = E / (dE/dy) и q = r_y/(dr_y/dy), то d_y = 0,5 y_пол(1/f-1/q).

Можно доказать также, что приближенно общая степень неравномерности d = 0,5 y_пол(1/f_ср — 1/q_cp). По (6.6) можно определить значение местной степени неравномерности для каждого положения муфты чувствительного элемента.

В двигателях с количественным регулированием (например, карбюраторных двигателях) неуравновешенность регулирующего органа[11] значительна и приведенные уравнения (6.3), (6.6) оказываются несправедливыми.

Характеристика механической передачи от муфты чувствительного элемента к регулирующему органу определяется размерами передачи и строится в виде зависимости передаточного отношения от хода муфты. Часто можно принять передаточное отношение постоянным.

Характеристики изменения цикловой подачи топлива в зависимости от частоты вращения и положения регулирующего органа рассмотрены в § 5.1.

На вид регуляторной характеристики двигателя оказывает влияние одна из статических характеристик двигателя — зависимость крутящего момента или мощности от количества подаваемого топлива или смеси. Ее определяют опытным путем или ориентируются на данные, полученные для аналогичных двигателей.

Чтобы определить общую степень неравномерности системы регулирования по цикловым подачам при холостом ходе и полной нагрузке, пользуясь характеристиками Vц = f(h_p), находят соответствующие положения регулирующего органа. Затем по характеристике механической передачи от муфты чувствительного элемента регулятора к регулирующему органу находят крайние положения муфты регулятора и рассчитывают степень неравномерности по (6.5) или (6.6), используя характеристики грузов, и пружин (рис. 6.10, б, в).

Проанализируем работу системы регулирования со всережимным регулятором при линейных характеристиках грузов и пружин, когда d = d_y. При изменении положения органа управления возможны в зависимости от конструкции регулятора два случая:

1) dE /dy = idem при всех положениях органа управления;

2) dE /dy ¹ idem.

Первый случай имеет место в регуляторах с неизменным положением пружины постоянной жесткости. При этом для всех положений органа управления в уравнении (6.6) dE /dy, r_y, dr_y /dy и y_пол/2 практически одинаковы и d возрастает при уменьшении поддерживающей силы регулятор (ср.,например, ветви 2 н 6 на рис. 6.5, б). Если по мере уменьшения поддерживающей силы (поворот рычага 3 вправо, см. рис. 6.6) изменять положение пружины так, чтобы уменьшалась также приведенная жесткость пружины (второй случай), то можно достигнуть меньшего роста степени неравномерности при уменьшении натяга пружины регулятора, а следовательно, уменьшения диапазона регулируемых частот вращения. Это способствует расширению поля режимов, которое можно реализовать при работе двигателя с всережимным регулятором. Именно такой принцип использован в регуляторе, схема которого рассмотрена ранее.

Существенное значение имеет степень нечувствительности системы регулирования к изменению частоты вращения, оцениваемая относительным значением наибольшей ширины зоны нечувствительности регулятора.

Степень нечувствительности

e_неч = (w” - w’)/ w_m » R_p/E,

w” - w’— интервал угловых скоростей вала двигателя, в котором регулирующий орган остается неподвижным вследствие наличия сил сухого трения в системе; w_m — среднее значение угловой скорости; R_р — результирующая сила сухого трения в системе, приведенная к муфте регулятора.

По данным В. И. Крутова для каждого конкретного топливного насоса по мере снижения частоты вращения сила сопротивления ремещению рейки растет. При этом одновременно уменьшается поддерживающая сила регулятора. В итоге при снижении частоты вращения степень нечувствительности возрастает.

Динамика регулирования. Здесь рассмотрим лишь наиболее простую линеаризованную задачу применительно к регуляторной ветви скоростной характеристики. Ее решение дает возможность оценить устойчивость системы при малых ее возмущениях (возмущения системы могут создаваться при изменении внешней нагрузки, воздействии на регулирующий орган и т. д.). Приближенно оно справедливо для процессов движения регулятора в пределах всего хода муфты чувствительного элемента.

Если пренебречь силами сухого трения, то дифференциальное уравнение движения механизма регулятора при уравновешенном регулирующем органе

m_пр (d²y/dt²) + u (dy/dt) + Е - Аw_p² = 0, (6.7)

где m_пр — приведенная к муфте чувствительного элемента масса подвижных деталей регулятора, регулирующего органа и его привода; t — время; А = r_уm — инерционный коэффициент регулятора; u — фактор торможения системы регулирования.

Первый член уравнения (6.7) представляет собой силу инерции, второй — силу вязкостного трения. Введем относительные отклонения:

h = (у—у₀)/у_пол, j_р = (w_р—w_ро)/ w_ро = (w—w_о)/ w₀.

Здесь w_ро и w — соответственно угловые скорости грузов (вала регулятора) и коленчатого вала двигателя. Индексом 0 обозначены значения величин при некотором равновесном состоянии регулятора.

Представим Е как Ео + DЕ или приближенно

Е = Е₀ +(dE/dy)₀(y— у_о).

Тогда Е=Е₀+(dЕ/dу) h у_пол.

Представим Аw²_р как Аw²_р0 +D(Аw²_ро) или

A₀ w²_р0 + w²_р0 DАо + 2 А₀w²_р0Dw_р0.

Приближенно DA_о = (dA/dy)₀(y—у_о) и

Аw²_р = А₀w²_р0 + w²_р0 (dA/dу)₀ h у_пол + 2 А₀w²_р0w_p.

Подставив полученные выражения в (6.7) и учитывая, что

Е₀ = А₀w²_р0; dy/dt = y_пол(dh/dt), d²y/dt² = y_пол(d²h/dt²),

получим

m_прy_пол(d²h/dt²) + u y_пол(dh/dt) + [(dE/dy)₀ - w²_р0 (dA/dy)₀] у_полh — 2w²_р0 A_оj_р = 0.

Разделив все члены этого равенства на 2w²_р0 A_о, получим в окончательном виде уравнение регулятора:

Т_r (d²h/dt²) + T_к (dh/dt) +d_yh — j_р = 0, (6.8)

где Тr = m_прy_пол /(2А₀w²_р0), Тк = u y_пол/ (2А₀w²_р0).

Если (6.8) применяют для описания движения регулятора в пределах всего хода его муфты, то используют средние по ходу муфты значения Тr, Тк и d_у.

При положении муфты регулятора y_о момент М_к = М_c и система находится в равновесии. Вывести ее из равновесия можно, например, перемещением муфты регулятора в положение у или изменением внешней нагрузки до величины, при которой равновесное состояние системы достигается в положении муфты регулятора у. Приняв линейную зависимость крутящего момента от положения муфты, можно выразить в первом приближении разность моментов, под действием которой происходит ускорение или замедление коленчатого вала двигателя, как M_{к пол}(y_о—у)/у_пол и написать дифференциальное уравнение вращения коленчатого вала двигателя:

J (dw/dt) = M_{к пол} (y_о—у)/у_пол

где J — приведенный к коленчатому валу момент инерции двигателя и связанных с ним агрегатов потребителя.

Учитывая, что dw/dt = w₀ (dj_p/dt), и вводя понятие времени разгона двигателя T_а = Jw₀,/М_к.пол, получим

T_a(dj_p/dt)= -h. (6.9)

Исключая из (6.8) и (6.9) переменную j_p получим уравнение, определяющее движение муфты регулятора в процессе регулирования:

T_a Т²_r (d³h/dt³) + T_a T_к (d²h/dt²) +d T_a (dh/dt) + h = 0.

Введем безразмерное время

;

, ,

с учетом которого получим

. (6.10)

Здесь , и -— безразмерные параметры, введенные проф. И. А. Вышнеградским, характеризующие качество процесса регулирования.

Если подставить в (6.10) частное решение вида h = е^w^q, то для определения w получим характеристическое уравнение

w³ + Xw²+ Yw + 1 = 0. (6.11)

Таким образом, анализ дифференциального уравнения сведен к анализу алгебраического уравнения третьей степени. На рис. 6.11, а приведена диаграмма И. А. Вышнеградского, являющаяся наглядным графическим изображением результатов анализа.

1. Если XY < 1, то (6.11) имеет два комплексно-сопряженных корня с положительной вещественной частью; следовательно, оно имеет решение, нарастающее по времени (рис. 6.11, б). Это означает что система динамически неустойчива. Соответствующая область сочетания значений Х и Y на рис. 6.11, а обозначена Н, а гипербола XY = 1 представлена кривой 1.

2. Если X²Y² – 4(Х³ + Y³) + 18XY — 27 > 0, то (6.11) имеет корни вещественные и отрицательные, при этом процесс регулирования апериодичен. После резкого уменьшения нагрузки муфта регулятора движется в одном направлении, приближаясь к новому равновесному значению (рис. 6.11, б). Угловая скорость коленчатого вала двигателя возрастает, асимптотически приближаясь к новому установившемуся значению. На рис. 6.11 соответствующая область обозначена А и находится между двух ветвей кривой 2, сходящихся при X = 3 и Y = 3.

3. При значениях Х и Y, находящихся в области АК, лежащей между левой ветвью кривой 2 и кривой 3, уравнение которой 2Х³ — 9ХУ + 27 == 0, процесс регулирования также апериодичен, но значения перемещения муфты и угловой скорости асимптотически приближаются к равновесному состоянию при незначительных колебаниях (рис. 6.11,6).

4. В области ЭК получается затухающий колебательный процесс. При этом муфта регулятора, совершая затухающие колебания, многократно переходит через новое положение равновесия (рис. 6.11,6), аналогично и w_р колеблется многократно, принимая значение, соответствующее новому режиму.

Практические выводы из анализа можно сформулировать следующим образом. Увеличение степени неравномерности d способствует переходу процесса регулирования из колебательного в апериодический. Увеличение силы вязкого трения до определенного предела положительно влияет на устойчивость. Если Y < 2,4, то при всех значениях Х процесс остается колебательным. Если же Y > 2,4, то существует интервал значений X, при которых процесс апериодичен. Поэтому на практике всегда необходимо обеспечивать Y > 2,4.

При уменьшении массы подвижных деталей, например, за счет облегчения деталей регулирующего органа и его привода или уменьшения передаточного отношения между муфтой и регулирующим органом точка, изображающая качество процесса регулирования, движется на диаграмме Вышнеградского вправо по одной из парабол Y²/X = const. Уменьшением инерции регулятора всегда можно обеспечить устойчивость, но апериодичным процесс может быть лишь при достаточно больших значениях Y²/X.

ГЛАВА 7

ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ПРИ РАБОТЕ НА УСТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМАХ

Мощностные и экономические показатели двигателей (особенно удельные мощностные и экономические показатели), а также показатели, характеризующие статические и динамические нагрузки на детали, их тепловую напряженность, шумоизлучение, дымность и токсичность, оказывают существенное влияние на эксплуатационные характеристики приводимых ими машин. По показателям оценивают эксплуатационные характеристики двигателей и степень их конструктивного совершенства. С использованием значений показателей регулируют системы, механизмы двигателя, определяют его техническое состояние, оценивают качество производства и ремонта. Наконец, именно по показателям двигателя устанавливают соответствие его тому или иному назначению.

Двигатели строительных и дорожных машин работают, как правило, при неустановившихся режимах, т. е. при переменных нагрузках, частотах вращения и переменной температуре деталей. Изучение показателей двигателей при неустановившихся режимах сопряжено с большими трудностями. К тому же показатели при неустановившихся режимах определяются в большой степени показателями работы на установившихся режимах. Вследствие этого важной задачей является экспериментальное определение показателей двигателя при установившихся режимах в пределах всего поля эксплуатационных режимов.

Результаты определения показателей работы двигателей наиболее наглядно представляются в виде графиков их зависимости от одного из параметров, характеризующих режим работы двигателя (частота вращения, нагрузка, температура охлаждающей жидкости), его регулировки (состав смеси и опережение зажигания в карбюраторном двигателе, опережение впрыскивания в дизеле, состояние воздуха перед впускными и за выпускными органами). Такие зависимости называются характеристиками двигателя.

В зависимости от назначения на характеристике изображают не только эффективные мощностные и экономические показатели двигателя, но также показатели действительного цикла (P_i; g_i), параметры индикаторных диаграмм [pz, (DP/Dj)_max, l и др.], концентрация токсичных компонентов, сажесодержание, температуры отработавших газов и характерных зон деталей, определяющие надежность работы двигателя, параметры перед впускными и за выпускными органами, значения коэффициентов наполнения и избытка воздуха, характеристики шума и вибраций и пр.

Характеристики двигателей при установившихся режимах определяют на специальных стендах, снабженных тормозами, способными поглощать энергию, развиваемую двигателем в пределах всего поля режимов работы, и специальной измерительной аппаратурой.

Методы стендовых испытаний регламентируют государственные стандарты: ГОСТ 18509—80 «Дизели тракторные и комбайновые», ГОСТ 14846—81 «Двигатели автомобильные». ГОСТ 19025—73 содержит нормы и методы измерения дымности отработавших газов автомобильных дизелей.

Нагрузочная характеристика дизеля. Нагрузочные характеристики определяют при различных, постоянных для каждой характеристики частотах вращения последовательным увеличением подачи топлива в пределах изменения нагрузки от нуля до соответствующей полной подачи или подачи, больше полной.

При определении нагрузочной характеристики дизеля отъединяют регулятор частоты вращения и ограничитель подачи топлива. Нагрузочные характеристики дают представление об изменении показателей двигателя в зависимости от внешней нагрузки при постоянной частоте вращения.

По сериям нагрузочных характеристик дизеля можно построить его скоростные, регулировочные и многопараметровые характеристики. На рис. 7.1, а, б приведены нагрузочные характеристики дизеля. В дизеле повышение вырабатываемой механической энергии, требуемое при росте внешней нагрузки, достигается увеличением подачи топлива в цилиндр (см. графики часового расхода топлива G_т на рис. 7.1). На дизеле без наддува (рис. 7.1, а) подача воздуха не регулируется. Количество воздуха, поступающего в цилиндр, с ростом нагрузки в небольшой мере (тем меньшей, чем выше частота вращения) снижается в основном из-за увеличения подогрева заряда в процессе впуска. Последнее связано с увеличением температуры деталей. Уменьшение расхода воздуха можно проследить по снижению коэффициента наполнения h_v, которое обычно не превышает 8—10%. Увеличение подачи топлива и понижение расхода воздуха имеют следствием уменьшение коэффициента избытка воздуха и ухудшение теплоиспользования (увеличение g_i). Небольшое увеличение g_i может иметь место также в зоне нагрузок, близких к холостому ходу (в зоне больших значений коэффициента избытка воздуха a). Широкий диапазон изменения состава смеси при изменении нагрузки иллюстрирует один из основных классификационных признаков дизеля — качественное регулирование.

В дизеле с газотурбинным наддувом (рис. 7.1, б) при росте нагрузки увеличиваются давление и температура воздуха перед впускными органами и подача воздуха в цилиндр G_в. Это связано с увеличением теплосодержания и располагаемой энергии отработавших газов, следствием чего является увеличение частоты вращения турбокомпрессора n_т. В результате увеличения р_к[12] и t_к (последнее особенно заметно при отсутствии охлаждения воздуха после компрессора) снижение коэффициента наполнения с ростом нагрузки менее выражено, чем на дизеле без наддува. При отсутствии промежуточного охлаждения коэффициент наполнения в дизеле с наддувом может даже расти при увеличении нагрузки.

Увеличение подачи воздуха с ростом нагрузки в дизеле с наддувом происходит в существенно меньшей степени, чем увеличение подачи топлива. Поэтому и здесь имеет место широкий диапазон изменения коэффициента избытка воздуха при изменении нагрузки. Уменьшение a с ростом нагрузки выражает увеличение подачи топлива на единицу количества рабочего тела. В результате увеличивается выделение теплоты на единицу количества рабочего тела. Это является основной причиной увеличения температуры и давления заряда с ростом нагрузки, в том числе их максимальных значений, значений в период открытия выпускных органов и в выпускном трубопроводе перед турбиной (t_т_r, р_т_r). Одновременно увеличивается дымность (К.) отработавших газов, возрастает интенсивность и длительность излучения пламени. Все это имеет следствием существенное увеличение тепловых потоков, передаваемых от рабочего тела к окружающим его деталям, и температуры последних. При этом увеличивается тепловая напряженность двигателя, которая является одним из основных факторов, определяющих надежность его работы. При определении нагрузочной характеристики устанавливается наибольшее значение внешней нагрузки, при которой температура характерных зон деталей не превышает установленных практикой допустимых значений.

Как уже отмечалось, при холостом ходе механический к. п. д. равен нулю. По мере увеличения нагрузки механический к. п. д. h_м растет и соответственно удельный эффективный расход топлива снижается. В зоне малых нагрузок снижению удельного эффективного расхода топлива может способствовать также улучшение теплоиспользования с ростом нагрузки (см. § 3.1). При дальнейшем увеличении нагрузки g_е начинает расти из-за преобладающего влияния ухудшающегося теплоиспользования [напомним, что g_е » 1/(h_i h_м)]. Увеличение нагрузки (см. рис. 7.1, а) сопровождается повышением дымности отработавших газов. При определенной нагрузке (подаче топлива) дымность отработавших газов К. достигает предельно допустимого значения К_пр. Если полученная по пределу дымления нагрузка больше, чем нагрузка, при которой достигается предельно допустимая температура деталей, то предельно допустимая для каждой из частот вращения внешняя нагрузка (полная нагрузка) определяется по пределу дымления. В противном случае нагрузка ограничивается тепловой напряженностью. Максимум выхода оксидов азота обычно имеет место при нагрузке, несколько меньшей полной.

Регулировочная характеристика дизеля по углу опережения впрыскивания. Регулировочные характеристики определяют для ряда частот вращения и подач топлива с использованием нагрузочных характеристик, снятых при различных углах опережения впрыскивания. Они позволяют выбрать наиболее целесообразный характер изменения начала впрыскивания топлива при изменении частоты вращения и нагрузки. Полученные сведения используются, в частности, при разработке автомата угла опережения впрыскивания, имеющегося на дизелях, работающих в широком диапазоне частот вращения.

На рис. 3.2, а ранее рассмотрено влияние q_о.вп на экономичность действительного цикла, параметры индикаторной диаграммы и температуру деталей. На рис. 7.2 приведена регулировочная характеристика по углу опережения впрыскивания, дающая ряд дополнительных сведений. Отметим, в частности, что минимальное значение удельного эффективного расхода топлива достигается при несколько меньшем значении q_о.вп, чем минимальное значение удельного индикаторного расхода топлива g_i_min, в связи со снижением h_м по мере увеличения q_о.вп из-за роста нагрузок на детали. Более раннее начало впрыскивания топлива имеет следствием заметное увеличение содержания оксидов азота, одновременно снижается содержание сажи. Это связано с тем, что при более раннем впрыскивании начальные порции топлива попадают в среду с меньшей температурой и давлением. В результате удлиняется период задержки воспламенения, увеличивается количество топлива, cгopающего вследствие объемного самовоспламенения, повышаются температуры в зоне горения. Нередко в качестве оптимального q_о.вп выбирают значение, меньшее того, при котором достигается g_imin, не только в связи с отмеченным ранее снижением механических и тепловых нагрузок на детали, но и с целью уменьшения содержания оксидов азота. Возможно это в том случае, если уменьшение q_о.вп не влечет за собой увеличения содержания сажи выше допустимого предела.

Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по углу опережения зажигания. Эта характеристика устанавливает зависимость мощности и экономичности двигателя от угла опережения зажигания, она может быть получена, если изменять q_о.з при постоянных частоте вращения, положении дроссельной заслонки и составе смеси (часовом расходе топлива). Регулировочные характеристики по q_о.з позволяют найти наивыгоднейшее значение угла опережения зажигания для каждого нагрузочного и скоростного режимов двигателя при любой регулировке карбюратора. По этим данным обычно выбирают характеристики автоматов опережения зажигания.

Как следует из графиков на рис. 7.3, изменение N_e и g_e в зависимости от q_о.з имеет обратный характер, что объясняется постоянством величины G_т. По этой причине максимума мощности и минимума удельного расхода топлива достигают при одном и том же угле опережения зажигания, который называют наивыгоднейшим, или оптимальным (q_о.з._опт). При оптимальном опережении зажигания теплоиспользование оказывается наилучшим. Зажигание называют поздним, если q_о.з <: q_о.з._опт; в этом случае сгорание происходит слишком поздно, на такте расширения, в результате уменьшается степень расширения и возрастают теплопотери в систему охлаждения и с отработавшими газами. Чрезмерно позднее зажигание может привести к перегреву двигателя. Раннее зажигание (q_о.з > q_о.з._опт) приводит к росту максимального давления и температуры цикла, жесткости сгорания, а также работы сжатия, что влечет за собой увеличение потерь теплоты в систему охлаждения, на трение в двигателе и с утечками газа через поршневые кольца. С увеличением q_о.з сильно возрастает образование оксидов азота. При полном открытии дроссельной заслонки раннее зажигание может вызывать детонацию.

С увеличением частоты вращения общая длительность сгорания возрастает, что требует соответствующего увеличения q_о.з._опт, которое осуществляет центробежный автомат опережения зажигания. Затягивание процесса сгорания по мере уменьшения нагрузки при неизменной частоте вращения также требует увеличения q_о.з._опт, что обеспечивается работой вакуумного автомата опережения зажигания.

Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя по составу смеси. Регулировочной характеристикой карбюраторного двигателя по составу смеси называют зависимость мощности (или р_е) и удельного эффективного расхода топлива от состава горючей смеси (или часового расхода топлива). Эта характеристика получается при постоянных частоте вращения и положении дроссельной заслонки, а также при наивыгоднейших для каждого режима углах опережения зажигания. Состав смеси (расход топлива) при получении регулировочных характеристик варьируется с помощью специальной конусной иглы, изменяющей проходное сечение в главном жиклере, или изменением давления воздуха в поплавковой камере карбюратора.

Регулировочные характеристики по составу смеси широко используют при выборе регулировок карбюратора и для определения наивысших мощностных и экономических показателей при разных сочетаниях положения дроссельной заслонки и частоты вращения.

На рис. 7.4 показана регулировочная характеристика, полученная при полном открытии дроссельной заслонки. Максимум мощности и минимум удельного расхода топлива всегда получаются при разном составе смеси, называемом соответственно мощноспгным (a_м) и экономическим (a_эк).

При a_м во время сгорания выделяется наибольшее количество теплоты, так как из-за недостаточной гомогенности смеси использования всего воздуха можно достичь лишь при некотором избытке топлива в смеси. Кроме того, при небольшом обогащении смеси уменьшаются потери теплоты на диссоциацию продуктов сгорания, а скорость сгорания и коэффициент молекулярного изменения возрастают. При a < a_м мощность снижается главным образом из-за больших потерь теплоты вследствие химической неполноты сгорания топлива. При a > a_м мощность уменьшается, так как с топливом в цилиндры вводится все меньшее количество теплоты, но теплоиспользование улучшается, что и служит причиной снижения g_e вплоть до достижения g_е_min. При a_эк, хотя при этом имеет место падение величины h_м.

Если же a > a_эк, то g_е вновь возрастает, что связано с ухудшением процессов воспламенения и сгорания смеси, а также со снижением h_м. В случае чрезмерного обеднения смеси работа двигателя становится неустойчивой вплоть до прекращения сгорания в отдельных цилиндрах и циклах. При прогреве холодного двигателя очень медленное сгорание бедных смесей может сопровождаться хлопками в карбюратор в результате воспламенения горючей смеси во впускном трубопроводе в период перекрытия клапанов.

Рациональная регулировка карбюратора должна находиться между a_эк и a_м. Так как вблизи a_м мощность изменяется мало, а удельный расход — сильно, то при полностью открытой дроссельной заслонке регулировку карбюратора устанавливают несколько беднее мощностной. Наоборот, при частичном открытии дроссельной заслонки регулировку карбюратора устанавливают несколько богаче a_эк, так как это позволяет при малом ухудшении экономичности заметно улучшить стабильность процесса сгорания и получить некоторый резерв на случай обеднения смеси в процессе эксплуатации из-за снижения температуры воздуха, осмоления жиклеров или других причин. Чем меньше открыта дроссельная заслонка и ниже частота вращения, тем ниже величина a_эк, а также a_м, изменяющаяся в меньшей степени. В этом случае зона рациональной регулировки сужается. Такие закономерности объясняются ухудшением условий воспламенения и сгорания смеси при дросселировании двигателя и снижении частоты вращения.

Нагрузочная характеристика карбюраторного двигателя. Нагрузочная характеристика карбюраторного двигателя показана на рис. 7.5. При увеличении внешней нагрузки и открытии дроссельной заслонки вследствие уменьшения гидравлического сопротивления карбюратора снижается разрежение во впускном трубопроводе DP_к, расход горючей смеси, а следовательно, и часовой расход топлива G_т увеличиваются, что и обусловливает повышение крутящего момента и мощности.

Механический к. п. д. возрастает от нулевого значения на холостом ходу до 0,7—0,9 на полной нагрузке, что, как и в дизеле, является главным фактором, способствующим улучшению экономичности двигателя, выражающейся в снижении .g_e Уменьшению g_e способствует также и рост индикаторного к. п. д. вследствие улучшения процесса сгорания и теплоиспользования по мере открытия дроссельной заслонки.

В области малых и средних нагрузок карбюратор должен обеспечивать приготовление горючей смеси так называемого экономического состава, который изменяется от a_эк = 0,7 — 0,85 на холостом ходу до a_эк =- 1,1 — 1,2 вблизи полной нагрузки. Наименьший эффективный удельный расход топлива достигается при максимальном значении произведения h_ih_м на режиме, предшествующем включению экономайзера. В диапазоне нагрузок 80—100% от полной, несмотря на продолжающийся рост h_м, эффективный расход топлива увеличивается из-за снижения h_i вследствие перехода к обогащенным (мощностным) составам смеси.

Изменение концентрации таких токсичных компонентов отработавших газов, как СО и СН, по нагрузочной характеристике определяется главным образом составом смеси. Максимальная концентрация оксидов азота имеет место вблизи режима наилучшей экономичности, когда обедненные смеси сгорают при высоких температурах. При уменьшении нагрузки относительно этого режима снижается температура в процессе сгорания смеси, а при увеличении ее падает концентрация свободного кислорода вследствие обогащения смеси.

Скоростные и регуляторные характеристики. Скоростные характеристики определяются при различных, постоянных для каждой характеристики положениях органа регулирования (карбюраторный двигатель) или органа управления регулятором (дизель). Вид скоростной характеристики дизеля зависит от типа используемого регулятора частоты вращения. Далее рассматриваются скоростные характеристики дизеля, оборудованного всережимным регулятором частоты вращения. При максимальной затяжке пружины регулятора определяется внешняя скоростная характеристика с регуляторной ветвью, или регуляторная характеристика (рис. 7.6—7.8). При этом собственно внешней скоростной характеристикой называют участок скоростной характеристики от минимальной до номинальной частоты вращения. На участке n_н—n_xmax имеем регуляторную ветвь характеристики. При работе дизеля по скоростной характеристике регулирующий орган находится на упоре (жестком, упругом или регулируемом). Положения рейки (упора) при всех частотах вращения должны обеспечивать работу дизеля без превышения допустимой дымности отработавших газов и тепловой напряженности деталей.

Рассматриваемую характеристику определяют при последовательном увеличении нагрузки от холостого хода до максимальной, соответствующей режиму максимального крутящего момента. При графическом изображении показателей двигателя в зависимости от частоты вращения получим скоростную характеристику с регуляторной ветвью (см. рис. 7.6, а). Если показатели представить в зависимости от эффективной мощности или крутящего момента, то получим регуляторную характеристику (рис. 7.8).

При затяжке пружины регулятора, меньшей максимальной, определяют частичные скоростные характеристики. Их также можно построить в зависимости от частоты вращения (см. рис. 6.5, б). На такой характеристике фигурирует лишь часть скоростной характеристики. Внешняя скоростная характеристика представляет собой верхнюю границу поля эксплуатационных режимов двигателя. С ее помощью, следовательно, можно судить о показателях двигателя при наибольшей для всех частот вращения величине внешней нагрузки. Именно при работе по скоростной характеристике детали двигателя испытывают наибольшие механические и тепловые нагрузки, максимальной оказывается также дымность отработавших газов дизеля. Это подчеркивает особую важность определения и изучения показателей по скоростной характеристике.

Скоростная характеристика дизеля. Цикловая подача воздуха равна Vhh_vr_к. В дизеле без наддува r_к = r₀ и характер изменения цикловой подачи воздуха в зависимости от частоты вращения целиком определяется коэффициентом наполнения (см. рис. 7.6, а). Следует отметить, что применение нерегулируемого газотурбинного наддува смещает максимум h_v в сторону большей частоты вращения. При этом с ростом частоты вращения увеличиваются давление, температура (последнее особенно заметно, если отсутствует промежуточное охлаждение воздуха) и плотность воздуха перед впускными органами (см. рис. 7.6, б). Одновременно увеличивается расход воздуха и отработавших газов. Последнее является основной причиной увеличения давления газов в выпускном трубопроводе и частоты вращения газотурбокомпрессора. Применение систем наддува, настроенных на промежуточную (не номинальную) частоту вращения, и регулируемого наддува может существенно влиять на характер изменения массового наполнения в функции п, в частности обеспечить существенное увеличение массового наполнения при снижении частоты вращения (см. рис. 7.7). Увеличение массового наполнения здесь можно проследить по повышению избыточного давления перед впускными органами Dр_к.

В общем случае характер зависимости коэффициента избытка воздуха от частоты вращения определяется комплексом h_vr_к/V_ц. Принципиально можно обеспечить любой характер изменения a = f(n). На практике, однако, сочетание характеристик h_vr_к = f(n) и V_ц = f(n) нередко бывает неблагоприятным и коэффициент избытка воздуха уменьшается при понижении частоты вращения. Для дизелей

без наддува и с нерегулируемым наддувом помимо прямой коррекции скоростной характеристики топливоподачи вынуждены прибегать к обратной коррекции, которая обеспечивает снижение цикловой подачи топлива при п ниже значения, при котором получается максимум крутящего момента. Этим достигается снижение дымности отработавших газов при работе дизеля с полной нагрузкой в зоне малых частот вращения.

Характер зависимости a = f(n) в большой мере определяет изменение индикаторного к. п. д. и температуры отработавших газов с частотой вращения. Как правило, теплоиспользование при увеличении частоты вращения улучшается, а температура отработавших газов t_т_r повышается, если коэффициент избытка воздуха остается при этом неизменным или незначительно снижается. При заметном увеличении коэффициента избытка воздуха начиная с определенной частоты вращения t_т_r понижается с ростом п (см. рис. 7.6, б). Чтобы избежать ухудшения теплоиспользования при снижении частоты вращения (по сравнению с теплоиспользованием при номинальной частоте вращения), необходимо обеспечить заметное увеличение коэффициента избытка воздуха. Это в принципе возможно осуществить соответствующим выбором сочетания скоростной характеристики топливоподачи и характеристик агрегатов обеспечивающих наддув.

Существенное увеличение a при снижении п, однако, затруднительно, так как необходимо одновременно достигнуть определенного запаса крутящего момента.

Из уравнения крутящего момента двигателя

(7.1)

где А₅ = [1000/(pt)]Vh i H_u/ l₀, видно, что в дизеле без наддува r_к = r₀ = const и, следовательно, характер изменения М_к и Р_е от частоты вращения определяется выражением (h_i/a)h_vh_м. На рис. 3.5, а было показано, что h_i/a снижается при уменьшении частоты вращения, если одновременно a незначительно растет. Аналогичный характер, но другая степень изменения h_i/a имеет место при a = const.

Несмотря на это, среднее эффективное давление при снижении частоты вращения от n_н до n_м (см. рис. 7.6, a) растет из-за преобладающего влияния увеличения коэффициента наполнения и особенно механического к. п. д. При дальнейшем снижении п крутящий момент уменьшается из-за преобладающего влияния уменьшения h_i/a и h_v. Увеличения запаса крутящего момента можно в рассматриваемом случае достигнуть коррекцией скоростной характеристики топливоподачи. При этом a будет уменьшаться по мере снижения частоты вращения, теплоиспользование ухудшится в большей степени, чем показано на рис. 3.5, а, но будет обеспечено увеличение h_i/a и М_к. Следовательно, получение необходимого запаса крутящего момента сопряжено с ухудшением теплоиспользования в зоне малых частот вращения. Запас крутящего момента дизелей с ненастроенными и нерегулируемыми системами газотурбинного наддува, как правило, меньше, чем у дизелей без наддува, из-за уменьшения плотности воздуха перед впускными органами при снижении частоты вращения. Из (7.1) ясно, что если путем соответствующей организации воздухоснабжения сохранять при снижении частоты вращения достаточно высоким теплоиспользование, то увеличением цикловой подачи топлива можно достигнуть необходимого прироста крутящего момента. Мощность дизеля

N_e = A₆ М_к n (7.2)

где A₆ = p / (3 • 10⁴).

Из приведенного выражения следует, что если М_к меняется обратно пропорционально частоте вращения, то мощность дизеля не зависит от частоты вращения. На рис. 7.7 показана скоростная характеристика с регуляторной ветвью такого дизеля, называемого дизелем постоянной мощности. Применение таких дизелей на строительных и дорожных машинах, работающих в условиях резкопеременного характера внешней нагрузки, может обеспечить ряд преимуществ по сравнению с дизелями, имеющими обычный запас крутящего момента (см. гл. 10).

Для дизелей без наддува и особенно с нерегулируемой и ненастроенной системой наддува крутящий момент сравнительно мало изменяется от частоты вращения, а мощность дизеля растет при увеличении п в связи с увеличением числа рабочих ходов, совершаемых в единицу времени.

Так как зависимость часового расхода топлива от частоты вращения выражается формулой G_т = V_ц (2n/t) • 60i r_т, то отклонение зависимости G_т = f{n) от линейной определяется формой скоростной характеристики топливоподачи.

Из сказанного выше следует, что при снижении частоты вращения индикаторный к.п. д., как правило, уменьшается, а удельный индикаторный расход топлива растет. Удельный эффективный расход топлива достигает минимума при некоторой средней частоте вращения, когда обеспечивается максимум произведения h_ih_м.

Температура деталей увеличивается с ростом частоты вращения в связи с тем, что при большей частоте вращения в объеме цилиндра за единицу времени выделяется большее количество теплоты. Увеличивается также коэффициент теплоотдачи из-за повышения скорости движения заряда в цилиндре.

На характер изменения параметров индикаторной диаграммы от частоты вращения оказывает существенное влияние регулировка угла опережения впрыскивания. Если на дизеле нет автомата угла опережения впрыскивания, а оптимальное значение последнего выбирают при частоте вращения, близкой к номинальной, то в зоне малых частот вращения угол опережения впрыскивания оказывается чрезмерно большим, что влечет за собой повышенные значения р_z, l, (Dp/Dj)_m_ах, температуры деталей, содержания оксидов азота и пр. Если угол опережения впрыскивания при всех частотах близок к оптимуму, как правило, максимальное давление сгорания растет при увеличении частоты вращения, причем особенно резко на дизеле с наддувом. Характер изменения (Dp/Dj)_m_ах = f(n) зависит от индивидуальных особенностей двигателя.

Использование регулируемого наддува и настроенных систем наддува также влияет на характер изменения параметров индикаторной диаграммы. В частности, увеличиваются максимальные давления цикла на режимах, близких к режиму максимального крутящего момента.

Дымность отработавших газов, как правило, снижается, а содержание оксидов азота растет при увеличении частоты вращения.

Мощность, крутящий момент, среднее эффективное давление и расходы топлива по скоростной характеристике приводятся к стандартным атмосферным условиям, температуре и плотности топлива в соответствии с ГОСТ 18509—80. При этом за стандартные атмосферные условия принимают барометрическое давление 100 кПа, температуру воздуха 25°С и относительную влажность воздуха 50%. Стандартную температуру топлива принимают 25°С, а стандартную плотность топлива — 0,823 т/м³.

Регуляторная ветвь скоростной характеристики. Решающую роль в формировании зависимости показателей дизеля от частоты вращения по регуляторной ветви играет уменьшение цикловой подачи топлива с ростом п, осуществляемое автоматически регулятором. При этом одновременно с ростом частоты вращения уменьшается величина преодолеваемой внешней нагрузки. Так как диапазон изменения частоты вращения по регуляторной ветви невелик, то изменение показателей связано в основном с изменением нагрузки. Поэтому для анализа регуляторной ветви скоростной характеристики можно воспользоваться сведениями, приведенными при рассмотрении нагрузочной характеристики. Отметим лишь, что по регуляторной ветви несколько резче падает механический к. п. д., так как кроме уменьшения нагрузки это вызывается также одновременным ростом частоты вращения. Коэффициент наполнения может не меняться по регуляторной ветви, поскольку влияние уменьшения подогрева может компенсироваться увеличением потерь давления во впускной системе из-за повышения скорости движения заряда с ростом частоты вращения.

Регуляторная характеристика дизеля. На рис. 7.8, а приведена регуляторная характеристика, построенная в зависимости от эффективной мощности. Если по оси абсцисс откладывать не мощность, а крутящий момент, то характеристика изменит вид (рис. 7.8, б). Регуляторные характеристики в ряде случаев удобнее скоростных и нагрузочных при анализе совместной работы дизеля и машины. По сравнению с нагрузочной регуляторная характеристика точнее отражает изменение показателей в зависимости от внешней нагрузки, так как на изменение показателей по регуляторной характеристике, как это и имеет место в процессе эксплуатации, влияют одновременно нагрузка и частота вращения. По сравнению со скоростной характеристикой, регуляторная характеристика нагляднее и удобнее, особенно при рассмотрении той ее части, которая получается при работе дизеля на регуляторе, так как при построении скоростной характеристики в приемлемом масштабе показатели дизеля резко изменяются в небольшом интервале частоты вращения, что затрудняет точную оценку и анализ степени изменения показателей. Взаимосвязь между параметрами для рассматриваемой характеристики приведена при анализе скоростной характеристики.

Внешняя скоростная характеристика карбюраторного двигателя. Эта характеристика является основной и представляет собой зависимость (N_е, М_к, G_т и g_e) == f (п) при полностью открытой дроссельной заслонке (рис. 7.9, а). Внешняя характеристика карбюраторного двигателя, как и дизеля, позволяет определить максимальные мощностные показатели двигателя и оценить его экономичность при полных нагрузках. Характеристику получают в диапазоне от минимальной устойчивой частоты вращения n_min до 1,1 n_н где n_н — частота вращения, указанная заводом-изготовителем для номинальной мощности. При этом регулировка карбюратора и автоматов зажигания, а также тепловое состояние двигателя должны точно соответствовать рекомендуемым заводом-изготовителем.

При увеличении частоты вращения от n_min растет коэффициент наполнения, улучшается качество смесеобразования и возрастает отношение h_i/a, характеризующее эффективность индикаторного процесса. По этим причинам крутящий момент двигателя увеличивается и достигает своего максимума при п_мктах,,т е. вблизи частоты вращения, при которой h_v = h_v_max.

В дальнейшем крутящий момент начинает уменьшаться главным образом из-за падения коэффициента наполнения и роста давления внутренних потерь, однако мощность двигателя продолжает возрастать до своего максимума. Для карбюраторных двигателей грузовых автомобилей обычно п_мктах = (0,55 — 0,70)n_н. При п > n_н эффективная мощность резко падает главным образом из-за уменьшения коэффициента наполнения и быстрого увеличения мощности внутренних потерь.

С увеличением частоты вращения часовой расход топлив а возрастает, однако по мере уменьшения коэффициента наполнения этот расход увеличивается все в меньшей степени.

Минимальная величина удельного эффективного расхода топлива по внешней характеристике обычно наблюдается в зоне средней частоты вращения. Возрастание g_е с уменьшением частоты вращения объясняется в основном ухудшением смесеобразования и теплоиспользования; при высокой частоте вращения увеличение gе обязано главным образом росту внутренних потерь и снижению среднего индикаторного давления, что в итоге приводит к заметному падению механического к. п. д.

Показатели двигателя существенно зависят от атмосферных условий (барометрическое давление, температура и влажность воздуха), поэтому в соответствии с ГОСТ 14846—81 при определении внешней характеристики экспериментальные значения мощности, среднего эффективного давления и крутящего момента приводят к стандартным атмосферным условиям (N_e₀, Р_е0, M_к0).

Для двигателей, снабженных ограничителем частоты вращения, внешнюю характеристику определяют дважды: с включенным и выключенным ограничителем. Внешняя скоростная характеристика карбюраторного двигателя с ограничителем (рис. 7.9, б) дает представление о максимальных мощностных показателях двигателя, о моменте включения ограничителя и его характеристике.

Карбюраторный двигатель, не снабженный ограничителем, может развивать частоту вращения и больше n_тах = 1,1 n_н, что сопровождается значительным уменьшением N_е и интенсивным износом его деталей. При полном открытии дроссельной заслонки и отсутствии внешней нагрузки частота вращения достигает разносного значения n_раз, которое может привести двигатель к выходу из строя.

Когда у двигателя с ограничителем частота вращения достигнет заданной величины n'_р, ограничитель начинает прикрывать дроссельную заслонку и уменьшать тем самым подачу горючей смеси в цилиндры. Мощность двигателя при этом резко снижается, и при п = n_р он работает на холостом ходу. Желательно обеспечить такую чувствительность регулятора, при которой разность между n'_р и n_р была бы минимальной.

Характеристика холостого хода. Такая характеристика представляет собой зависимость от частоты вращения показателей двигателя (в первую очередь расхода топлива) при работе без внешней нагрузки (рис. 7.10). Характеристика холостого хода определяется от минимальной устойчивой частоты вращения до частоты вращения, равной половине от номинальной. Частота вращения при получении этой характеристики изменяется у дизеля перемещением рейки топливного насоса, а у карбюраторного двигателя — открытием дроссельной заслонки.

Наиболее важна эта характеристика для двигателей, которые значительную долю времени эксплуатации работают на режиме холостого хода (транспортные двигатели, эксплуатируемые в городах; двигатели, эксплуатируемые в условиях Крайнего Севера, и т. д.), так как позволяет оценить непроизводительные затраты топлива, оказывающие заметное влияние на эксплуатационную экономичность двигателя. При холостом ходе p_i = р_м.п. и увеличивается с ростом частоты вращения.

Часовой расход топлива при холостом ходе

G_т=А₇р_м_._п_.n/h_i,

где A₇ = 120 Vhi/(H_ut).

Из формулы следует, что выгодно уменьшать минимальную частоту вращения холостого хода. Важное значение для уменьшения непроизводительных затрат топлива имеет тепловой режим двигателя. При повышении температуры воды и масла, например из-за отключения вентилятора, уменьшается p_м.п и растет индикаторный к. п. д. при работе на режиме холостого хода. В результате снижается G_т.

Многопараметровые характеристики. Многопараметровые, или комбинированные, характеристики представляют собой зависимости постоянных значений одного или нескольких параметров от двух других, отложенных по осям координат.

На рис. 7.11 приведен пример многопараметровой характеристики дизеля с газотурбинным наддувом. В качестве параметров здесь выбраны эффективная мощность N_e, удельный эффективный расход топлива g_e, частота вращения газотурбокомпрессора n_т, часовой расход воздуха G_в и температура газов перед турбиной (t_г_r). В других случаях в параметры включают дымность отработавших газов, содержание токсичных компонентов, максимальное давление сгорания, температуры в характерных зонах деталей и пр. С помощью многопараметровых характеристик, которые обычно строят по результатам обработки серии нагрузочных характеристик, удобно выявлять область режимов, в которых тот или иной параметр имеет величину не выше определенного значения. В конкретном случае, например, легко установить область режимов, в которой температура газов перед турбиной, от которой зависит в большой мере надежность последней, не превышает 650°С. Эта область режимов лежит ниже соответствующего графика. Аналогично можно установить область режимов, в которой дымность отработавших газов не превышает регламентированных значений или температура в зоне верхнего поршневого кольца не превышает значений, при которых начинается быстрое закоксовывание колец и т. д.

ГЛАВА 8 ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЯ

§ 8.1. Общие положения

В качестве признаков для общепринятой классификации двигателей по конструктивному выполнению используют геометрическое положение осей основных базовых деталей двигателя — блока цилиндров и коленчатого вала, а также расположение и число рабочих цилиндров.

В практике конструирования дорожных машин находят применение лишь рядные и V-образные двигатели, т. е. двигатели с простейшими кинематическими схемами, поэтому в дальнейшем ограничимся рассмотрением модификаций только этих двигателей. В V образных двигателях угол между плоскостями, которые пересекаются между собой по оси коленчатого вала и в которых лежат оси цилиндров, называют углом развала. Чаще всего принимают угол развала g = 60, 90, 180°; в последнем случае двигатель принято называть оппозитным.

На выбор двигателя для дорожной машины с определенным числом цилиндров помимо требуемой мощности, экономичности и частоты вращения влияют также следующие обстоятельства: габарит отсека, выделяемого для размещения двигателей на машине, характеристики прочности и надежности конструкции. При этом учитывают, что увеличение числа цилиндров обеспечивает улучшение равномерности крутящего момента двигателя, уравновешенности, облегчает пуск двигателя.

Д. в. с. конструируют таким образом, чтобы обеспечить равномерное чередование рабочих ходов, т. е. повторение их через равные угловые промежутки. Как известно, в четырехтактном двигателе рабочий цикл осуществляется за два полных оборота коленчатого вала— 720°, а двухтактном — за один оборот — 360°. Если двигатель имеет i цилиндров, то рабочие ходы в многоцилиндровом двигателе при условии равномерного их чередования будут осуществляться через угловые промежутки, равные в четырехтактном двигателе q = 720°/i а в двухтактном q = 360°/i.

Равномерное чередование рабочих ходов в двигателе обеспечивается надлежащей конструкцией коленчатого и газораспределительного валов. При этом цилиндры двигателя имеют вполне определенный порядок работы, зависящий от их числа и компоновки двигателя. Наиболее распространенные порядки работы цилиндров: в рядных четырехцилиндровых двигателях — 1 — 4 – 2 — 3, а в шестицилиндровых — 1—5—3—6—2—4.

Кинематика центрального кривошипно-шатунного механизма. Знание кинематических параметров движения кривошипно-шатунного, механизма (КШМ) — необходимое условие для последующего определения сил, действующих в механизме, и всех других расчетов, в том числе на прочность и изнашивание. Кинематическому анализу обычно подвергают идеализированный кривошипно-шатунный механизм. Сущность идеализации заключается в том, что предполагают равномерное вращение кривошипа с постоянной угловой скоростью w и отсутствие зазоров в сочленениях деталей кривошипно-шатунного механизма. При этих допущениях кинематический анализ движения элементов КШМ наиболее прост, все кинематические величины могут быть выражены в функции от угла поворота кривошипа j, т. е. КШМ рассматривают как механизм, имеющий одну степень свободы. Угол поворота кривошипа прямо пропорционален времени. В задачу кинематического анализа КШМ входит установление законов движения его звеньев и в первую очередь поршня и шатуна.

На рис. 8.1 приведена схема простейшего кривошипно-шатунного механизма. Такой механизм принято называть центральным — в нем ось цилиндра пересекает ось коленчатого вала. Основные конструктивные характеристики КШМ: радиус кривошипа r, который равен половине хода поршня S, и длина шатуна 1_ш. В качестве важного конструктивного параметра д. в. с. используют отношение радиуса кривошипа к длине шатуна

l = r/l_ш.

Как будет видно далее, этот параметр существенно влияет на многие кинематические величины и собственно конструкцию двигателя и его деталей. В частности, этот параметр определяет вертикальный размер двигателя. В современных д. в. с. l == 1/4,4 — 1/3,2, и при расчетах им обычно задаются.

На схеме кривошипно-шатунного механизма (рис. 8.1) приняты следующие обозначения: j — текущий угол поворота коленчатого вала двигателя; b — угол отклонения оси шатуна от оси цилиндров; w — угловая скорость вращения коленчатого вала; S — ход поршня; х — перемещение поршня, соответствующее углу поворота j.

Для начала отсчетов всех величин принимают положение кривошипно-шатунного механизма, когда поршень находится в в. м. т.

Начало координат находится в точке О. Направление вращения коленчатого вала правое, т. е. по часовой стрелке. Угол отклонения оси шатуна вправо относительно оси цилиндров принимают положительным, влево — отрицательным. Напомним также, что если коленчатый вал вращается с частотой вращения n, то угловая скорость (рад/с)

w = p n / 30.

Перемещение поршня. В соответствии с принятыми допущениями, используя принятые обозначения, определим зависимость перемещения поршня от угла поворота коленчатого вала. Принимая во внимание, что исследуется прямолинейное движение твердого тела (поршня), найдем закон движения любой одной точки этого тела, что будет достаточно, чтобы характеризовать движение поршня. За такую точку В примем точку пересечения плоскости уОх осью поршневого пальца.

Непосредственно из схемы (см. рис. 8.1) видно, что при повороте кривошипа на угол j перемещение, которое к этому моменту времени проделает точка В или, что все равно, поршень, будет

х = r + l_ш – (r cos j + l_ш cos b)

После преобразования получим значение величины х в функции от углов j и b:

x = f(j, b) = r[(1 —cosj )+(l / l)(l —cosb)]. (8.1).

Между углами j и b: существует однозначная связь. Из рассмотрения прямоугольных треугольников АА'0' и AA'B видно, что АА' = r sinj = l_ш sin b, откуда sin b = l sin j.

Выразим cos b через sin j:

(8.2).

Подставим выражение (8.2) в (8.1) и тогда получим значение величины х в функции только лишь одного угла j. На практике для анализа движения поршня чаще используют более простой, но приближенный вид зависимости х = f(j).

Раскладывая (8.2) в ряд по формуле бинома Ньютона получим

Ограничиваясь первыми двумя членами разложения и сделав их подстановку в (8.1), после небольших преобразований получим

x = f(j) = r[(1 —cosj )+(l/4)(l —cos2j)]. (8.3).

При использовании этого приближенного выражения для определения перемещения поршня максимальная ошибка порядка 0,1% будет существовать при j = 90,270°.

Скорость поршня. Возьмем производную по времени от (8.3):

v = dx/dt = (dx/dj) (dj/dt} = r w [sin j + (l/2) sin 2j]. (8.4).

Таким образом получили зависимость мгновенной скорости поршня от угла поворота коленчатого вала v = f(j), используя сделанное допущение о равномерности вращения коленчатого вала dj/dt = w = const.

Из (8.4) следует, что при j = 90,270° скорость поршня по значению равна окружной скорости оси шейки коленчатого вала, т. е. v = rw. При j = 0,180°, т. е. в в. м. т. и н. м. т., значение скорости проходит через нуль, что связано с изменением направления движения поршня.

Максимальные абсолютные значения скорости поршня возникают при углах поворота j, которые могут быть найдены, если приравнять нулю выражение производной от скорости и решить его относительно j. На протяжении одного оборота коленчатого вала скорость поршня дважды примет максимальные значения, когда будет выполняться условие tgj = 1/l. При этом угле поворота ось кривошипа перпендикулярна оси шатуна. Максимальная скорость поршня

Для практических оценок двигателя используют понятие средней скорости поршня v_cp = S n /30 = (2/p)rw. По значению средней скорости поршня судят об износостойкости двигателя, учитывая при этом, что изнашивание определяется в значительной степени относительными скоростями элементов пар трения. С целью обеспечения надежной работы дорожных машин в них используют двигатели, обладающие сравнительно невысокими средними скоростями поршня, если сравнивать с автомобильными модификациями. Средние скорости поршня этих двигателей следующие (м/с):

Автомобили 9—16

Строительные и дорожные машины 7—10

Ускорение поршня. Взяв производную по времени от скорости, получим ускорения поршня:

j = dv/dt = (dv / dj) (dj / dt) = rw² (cos j + l cos 2j). (8.5)

Анализируя это уравнение, можно установить, что поршень имеет экстремальные значения ускорения при j = 0 и 180°. При j = 0, т. е. в в. м. т., абсолютное значение ускорения поршня максимально: j_max = rw²(1+l). При j = 180°, т. е. в н. м. т., абсолютное значение ускорения поршня меньше по модулю и противоположно по знаку:

j₁₈₀ = - rw²(1 — l).

При условии l > 1/4 ускорение получит еще одно экстремальное значение, которое возникает, когда cos j = —1/(4l). Значение ускорения поршня при этом

j = — rw²[l+1/(8l)].

т е. направление ускорения здесь противоположно тому, которое имеет поршень при j = 0.

Рассматривая уравнения перемещения (8.3), скорости (8.4) и ускорения (8.5) поршня, можно сделать заключение о том, что они имеют одинаковую структуру и каждое из них можно представить в виде суммы двух слагаемых. Первое слагаемое зависит от тригонометрической функции угла поворота, а второе — от соответствующей функции того же угла, но удвоенного, т. е. можно записать, что

x, v, j = f (j) + f (2j).

Принято говорить, что кинематические параметры движения поршня — перемещение, скорость и ускорение — складываются из двух гармонических составляющих, соответственно первого и второго порядков. Движения, описываемые первым и вторым слагаемым в уравнениях (8.3) — (8.5), являются гармоническими. Такой подход создает большие удобства, в особенности при динамическом анализе д. в. с. или при анализе крутильных и изгибных колебаний коленчатого вала. Из уравнений (8.3) — (8.5) видно, что гармоническая составляющая второго порядка отсутствует при l = 0 или, что равносильно, при бесконечно длинном шатуне, т.е. когда l_ш ® ¥. В этом случае поршень совершал бы движение, какое имеет точка А (см. рис. 3.1) кривошипа. Таким образом, можно сделать заключение, что движение поршня, описываемое гармонической составляющей второго порядка, возникает благодаря наличию шатуна конечной длины. Достаточно очевидно, что чем короче шатун, тем больше амплитуда гармонической составляющей второго порядка и тем больше ее влияние на движение поршня.

Приводимые на рис. 8.2 графики кривых перемещения, скорости и ускорения поршня, содержащие суммарную кривую и ее гармонические составляющие первого и второго порядков, дают возможность проследить характер изменения всех величин на протяжении одного оборота коленчатого вала двигателя. В частности, из графика видно, что в течение первой четверти оборота коленчатого вала поршень перемещается больше, чем за вторую, на величину, равную максимальной амплитуде гармонической составляющей второго порядка, которая равна rl/2. Суммарная кривая перемещения имеет точки перегиба, которым соответствуют экстремумы скорости и равенство нулю ускорения. Максимальные ускорения поршня достигают в транспортных двигателях 10000 м/с², в двигателях для дорожных машин — 7000 м/с².

Кинематика КШМ V-образных двигателей в том случае, когда шатуны размещаются на шейке коленчатого вала раздельно, ничем не отличается от разобранной ранее. В других случаях, когда, например, шатуны сочленены между собой или существует дезаксаж, кинематические соотношения будут другими.

Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме. При изучении динамических явлений в д. в. с. в первую очередь рассматривают силы от давления газов Р_газ и силы инерции P_j.

Запишем, что суммарная сила, действующая на поршень,

Р = Р_газ + Р_j.. (8.6)

Предположим, что суммарная сила Р (рис. 8.3) давит вниз на поршень и линия действия совпадает с осью цилиндра. Разложим эту силу на две составляющие, одну из которых, S, направим по оси шатуна, другую, N, — перпендикулярно оси цилиндра. Боковая сила N прижимает поршень к той или иной стенке цилиндра:

N = P tgb (8.7)

Сила S действует по шатуну, растягивая или сжимая его, и передается на шатунную шейку кривошипа:

S = P (l/cosb). (8.8)

Перенеся силу S по линии ее действия и допустив, что она приложена к кривошипу, повторим операцию разложения. Направим первую составляющую Т перпендикулярно радиусу кривошипа, а вторую К — по его радиусу. Тогда тангенциальная составляющая

Т = Р sin (j + b)/cos b, (8.9)

соответственно нормальная

K = Р cos(j + b) / cosb. (8.10)

Сила Т создает крутящий момент

M_кр=T r =P r sin(j + b)/cos b, (8.11)

который через коленчатый вал передается потребителю. В то же время опоры двигателя воспринимают опрокидывающий момент

M_опр= - Nh,

где h = r sin (j + b)/sin b.

Опрокидывающий момент в точности равен крутящему моменту с обратным знаком:

М_опр = — Nh == - Р tg b r sin(j + b)/sin b = — P r sin (j + b) / cos b = — M_к.

В результате действия на опоры двигателя опрокидывающего момента в них развивается равный ему и противоположный по знаку реактивный момент. Направления сил и крутящего момента, указанные на рис. 8.3, принято считать положительными, обратные им — отри нательными.

Для получения количественных значений сил, действующих в КШМ, используют индикаторную диаграмму, с помощью которой определяют силу давления газов при любом положении кривошипа, и аналитические зависимости для определения сил инерции. Силу инерции находят на основании уравнения второго закона Ньютона:

р_j = — m_пj.

Величину j определяют по (8.5). В качестве массы m_п берут массу всех деталей, которые вместе с поршнем совершают возвратно-поступательное движение. Сюда относят поршень, кольца, поршневой палец, детали, предохраняющие поршневой палец от осевых перемещений. Масса этих деталей сосредоточена на оси поршневого пальца.

Шатун совершает сложное плоскопараллельное движение. Для упрощения анализа детали группы шатуна замещают совокупностью масс, динамически им эквивалентных. Обычно число масс замещающей системы берут равным двум. Приводя их к осям поршневого пальца и шатунной шейки, считают, что первая масса совершает движение вместе с поршнем, а вторая — вместе с кривошипом.

Анализ выполненных конструкций д. в. с. показывает, что на долю массы, относимой к оси поршневого пальца, приходится 0,25—0,33 общей массы деталей группы шатуна, а 0,75—0,67 приходится на долю массы, совершающей вращательное движение вместе с кривошипом. Таким образом, сила инерции деталей, движущихся вместе с поршнем,

P_j = - m_j r w²(cosj + l cos2j), (8.12)

где m_j, — масса деталей группы поршня и часть массы деталей группы шатуна, отнесенная к оси поршневого пальца.

Помимо сил инерции, возникающих при движении поршня, в К.ШМ действуют силы инерции из-за наличия элементов деталей, совершающих вращательное движение вокруг оси коленчатого вала. Сюда включают прежде всего массу m_щ щеки коленчатого вала, массу шатунной шейки m_ш.ш и часть массы деталей группы шатуна m_ш, относимую к оси шатунной шейки. Центр тяжести шатунной шейки находится на ее оси на расстоянии r от оси вала. Массы щек, имеющие центр тяжести на радиусе r, приводят к радиусу r [в формулах эта масса обозначена (m_щ)r] из условия равенства центробежных сил, т. е.

m_щr w² = (m_щ)_r. r w², (m_щ)_r. = m_щ r / r.

Таким образом, масса деталей, совершающих вращательное движение,

m_r = m_ш_._ш + 2 (m_щ)_r + (0,67 - 0,75) m_ш,.

Перенос индикаторной диаграммы из р - v в р—j-координаты осуществляют графическим способом (рис. 8.4, а, б). Для этого строят вспомогательную полуокружность радиуса r. Точка О соответствует ее геометрическому центру, точка О' смещена на величину rl/2 по оси координат в сторону н. м. т. Отрезок 00' соответствует разнице перемещений, которые совершает поршень за первую и вторую четверти поворота коленчатого вала. Если требуется определить давление в цилиндре при положении кривошипа j, то, проводя радиус из центра окружности О под углом j и ему параллельный из точки О', получим точку С на окружности. Из точки С проведем ординату, пересечение которой с индикаторной диаграммой дает искомое давление, существующее в цилиндре двигателя при повороте кривошипа на угол j, Проводя из точек пересечения ординаты с индикаторной диаграммой линии, параллельные оси абсцисс до пересечения с ординатами при углах —j и +j, находим точки, принадлежащие кривой сил давления газов в координатах р — j. Эти точки лежат соответственно на линиях сжатия и расширения, впуска и выпуска. Прежде чем построить всю Кривую р_газ, целесообразно найти точки, соответствующие давлениям при положениях поршня в в. м. т. и н. м. т.

В качестве примера на рис. 8.4 приводятся графики индикаторной диаграммы и сил давления р_газ и p_j построенные в координатах р—j.

При определении суммарной силы используют избыточные, а не абсолютные давления. Для этой цели ось абсцисс графика б смещают на величину атмосферного давления 0,1 МПа относительно графика а. Это делают по той причине, что со стороны картера на поршень в течение всего цикла действует давление, равное атмосферному. После развертывания индикаторной диаграммы на тот же график наносят кривую сил инерции и методом графического суммирования определяют суммарную силу, а затем с использованием зависимостей (8.7) — (8.10) находят другие силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме. Тригонометрические функции, необходимые для их определения, имеются в таблицах [2]. Полученные таким образом значения сил оказываются отнесенными к единице поверхности площади поршня. Для определения абсолютного значения силы следует ее удельное значение умножить на площадь поршня F_ц. Р_газ = p_газ F_ц- На графике это можно сделать построением дополнительных шкал, изменив масштаб сил в F_ц раз.

Графики сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме, используют для нахождения полярной диаграммы сил, приложенных к шатунной шейке коленчатого вала. В соответствии с принятыми допущениями и обозначениями можно записать, что к шатунной шейке приложены тангенциальная, нормальная и центробежная силы, дающие в сумме силу R:

. Силы Т и К. имеются на рис. 8.5, а сила К_с = m_ш.ш r w². Линии действия сил К и К_с совпадают. Используя это обстоятельство, полярную диаграмму строят в координатах Т—К, находя вначале годограф вектора суммы сил Т и К, а затем смещают начало координат на величину, которая в масштабе соответствует значению центробежной силы К_с. Новый полюс служит для графического определения значения суммарной силы R при определенном положении кривошипа.

Силу R также строят в координатах сила — угол поворота коленчатого вала (рис. 8.6). Полярная диаграмма сил, действующих на шатунную шейку, удобна для относительных оценок величин износа шатунной шейки. При построении диаграммы износа допускают, что износ шейки пропорционален усилию, приложенному к шейке. При построении диаграммы износа к окружности, изображающей шатунную шейку, последовательно прикладывают векторы силы R, действующей на шейку при определенных положениях кривошипа. Последовательно от направления каждого усилия в обе стороны внутри окружности откладываются полоски на дуге 120° (по 60° в обе стороны относительно линии действия силы). Ширину полоски выбирают пропорциональной значению силы. Постепенно, прикладывая все выбранные силы и наращивая площадь, в конце получим так называемую диаграмму износа. График тангенциальной силы Т используют для определения суммарного крутящего момента, развиваемого двигателем при работе. Крутящий момент одноцилиндрового двигателя находят умножением силы Т на плечо r.

Предположив, что в многоцилиндровом двигателе на каждую шейку действует одинаковая сила Т, найдем крутящий момент двигателя как сумму моментов, приложенных к шатунным шейкам коленчатого вала двигателя, т. е.

При этом процедура определения крутящего момента двигателя сведется к графическому суммированию i кривых силы Т, смещенных относительно друг друга на величину 720°/i.

В двигателях, которые имеют равномерное чередование рабочих ходов, кривая крутящего момента имеет период изменения q = 720° /i, поэтому при практическом определении суммарного крутящего момента кривую силы Т делят на i равных угловых промежутков и суммируют полученные отрезки кривых, совмещенные на одном участке продолжительностью q. Среднее значение крутящего момента даст значение индикаторного крутящего момента. Среднее значение суммарного крутящего момента многоцилиндрового двигателя можно определить умножением среднего крутящего момента, развиваемого одним цилиндром, на число цилиндров: SМ_к.ср = iМ_к.ср. Крутящий момент, развиваемый двигателем, неравномерен. В частности, это видно из рис. 8.7. Для характеристики этого свойства двигателя используют коэффициент неравномерности крутящего момента

m = (M_max—M_min)/M_ср,

Где М_m_ах и М_min — соответственно максимальное и минимальное значения крутящего момента; М_cр — среднее значение крутящего момента. Равномерность крутящего момента возрастает с увеличением числа цилиндров. Величина m зависит также от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя.

Ранее уже указывалось, что из возможных компоновок двигателя всегда выбирают такую, которая обеспечивает равномерное чередование рабочих ходов. Это обстоятельство приводит к тому, что неравномерность крутящего момента при прочих равных условиях оказывается минимальной.

В одноцилиндровом двигателе коэффициент неравномерности крутящего момента m = 11,8, соответственно m = 6,8 при i = 4, m =2,18 при i = 6, а m, = 0,275 при i = 12. Наличие неравномерности крутящего момента приводит к двум неблагоприятным последствиям: возникновению крутильных колебаний и неравномерности вращения коленчатого вала, т. е. в поршневом двигателе w ¹ const.

Колебание угловой скорости w = f(j) при установившемся режиме характеризуется коэффициентом неравномерности хода

d = (w_max— w_min) / w_cp,

где w_max и w_min — максимальная и минимальная угловые скорости вращения коленчатого вала за цикл; w_c_р = (w_max + w_min)/2 — средняя угловая скорость вращения коленчатого вала.

Из общей теории механизмов и машин известно, что разность элементарных работ крутящего момента М_к и момента сопротивления М_с затрачивается на бесконечно малое изменение кинетической энергии вращающихся масс, т. е.

(М_к— M_с) dj=d (0,5J₀w²). (8.13)

Проинтегрировав (8.13) и введя в него коэффициент неравномерности хода d, получим

L_изб = J₀w², (8.14)

где l_изб—избыточная работа крутящего момента.

Из (8.14) определяют J_о—момент инерции всех вращающихся масс, приведенных к оси коленчатого вала. При этом величиной d задаются. Для двигателя дорожной машины допустимая степень неравномерности вращения d = 0,01 — 0,03. Величина J_о включает в себя момент инерции маховика, размеры которого определяют, исходя из необходимости обеспечения выбранной степени неравномерности вращения коленчатого вала двигателя.

§ 8.2. Уравновешивание двигателей

Двигатель называют уравновешенным, если при установившемся режиме работы на его опоры действуют постоянные по значению и направлению силы и моменты. Непрерывно меняющиеся по значению и направлению силы и моменты у неуравновешенных двигателей вызывают интенсивные вибрации двигателя на опорах. Через опоры энергия колебаний передается на шасси машины, приводя к вибрации оборудования, размещенного на шасси. Интенсивные вибрации ослабляют болтовые соединения, вызывают появление дополнительных напряжений в деталях группы блока. Иногда увеличивается износ вибрирующих деталей, повышается расход топлива. Вибрации вредно действуют на человека, управляющего машиной, вызывают интенсивный шум. Указанные обстоятельства заставляют искать такие конструктивные решения, которые обеспечивали бы уравновешивание двигателей.

Причиной неуравновешенности служит прежде всего наличие периодически изменяющихся по значению и направлению сил инерции возвратно-поступательно движущихся и вращающихся масс. В многоцилиндровых двигателях может возникать неуравновешенный продольный момент, действующий в плоскости расположения осей цилиндров. Второй причиной неуравновешенности поршневых двигателей служит переменный суммарный крутящий момент и равный ему, но обратный по знаку опрокидывающий момент.

Для уравновешивания свободных сил инерции и моментов от них необходимо и достаточно, чтобы равнодействующие всех сил инерции, а также сумма моментов от сил инерции были равны нулю. Теоретически любые свободные силы инерции и моменты от сил инерции могут быть уравновешены. Практически этого достигают за счет значительного усложнения конструкции, поэтому большое количество поршневых двигателей остаются не полностью уравновешенными. С помощью конструктивных мероприятий опрокидывающий момент не может быть уравновешен. Улучшения уравновешенности в этих случаях достигают за счет уменьшения неравномерности крутящего момента путем увеличения числа цилиндров. В соответствии с установившейся терминологией, когда говорят об уравновешивании, имеют в виду только лишь силы инерции и моменты от этих сил.

Уравновешивание центробежных сил. Уравновешивание центробежных сил инерции достигается статической и динамической уравновешенностью коленчатого вала. Для этого необходимо и достаточно, чтобы центр тяжести находился на оси вращения и сумма моментов центробежных сил относительно любой точки оси вала была равна нулю.

Аналитически условия уравновешивания в общем виде таковы:

; ,

т. е. сумма проекций всех центробежных сил на координатные оси, перпендикулярные оси коленчатого вала, равна нулю:

; ,

т. е. сумма проекций вектора моментов на координатные оси, перпендикулярные оси коленчатого вала, равна нулю. В приведенных формулах m_ri — масса вращающихся деталей; x_i, y_i, z_i; — соответствующая координата i-й вращающейся массы. Ось Z направлена по оси коленчатого вала, ось Х совпадает с осью цилиндра, ось Y перпендикулярна Z и X.

Центробежные силы, возникающие в одно- и двухкривошипных коленчатых валах, уравновешивают с помощью противовесов. Масса противовеса на одноколенном валу

m_пр = 0,5 m_гr/r.

Располагают противовесы со стороны, противоположной кривошипу, на продолжении щеки, центр тяжести противовесов находится на расстоянии r от оси вращения (рис. 8.8).

На двухколенном валу также устанавливают два противовеса, уравновешивая момент, действующий в плоскости кривошипов. Масса каждого противовеса

m_пр = m_r (r/r) (a/b).

При этом выполняется условие равенства момента от центробежных сил кривошипа моменту от центробежных сил, развиваемых противовесами, т. е. M_r = M_r_пр. Обозначения даны на рис. 8.8, а, б. Коленчатые валы большинства многоцилиндровых четырехтактных двигателей уравновешены благодаря тому, что валы симметричны относительно плоскости, перпендикулярной оси вала и проходящей через его середину, соблюдается условие расположения центра тяжести на оси вращения; число колен четное и не менее четырех. Конструкции четырех-, шести- и восьмицилиндровых двигателей, несмотря на свою уравновешенность от центробежных сил инерции, иногда содержат противовесы. Это делают для разгрузки коренных подшипников и шеек вала. Противовесы в этих случаях разгружают вал и от изгибающих усилий.

Уравновешивание одноцилиндрового двигателя. В одноцилиндровом двигателе силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс первого и второго порядков не уравновешены. Их значения таковы:

P_j_I = — m_j r w² cos j; P_j_II = — m_j r w²l cos 2j.

Эти силы можно уравновесить с помощью дополнительного механизма. Для уравновешивания силы инерции первого порядка на двух валиках, оси которых параллельны оси коленчатого вала, устанавливают одинаковые противовесы. Противовесам с помощью шестеренчатого привода задается вращение с угловой скоростью коленчатого вала. Устанавливают противовесы так, чтобы они всегда имели угол между осью цилиндра и их радиусом, равный j — углу поворота кривошипа. При вращении каждый противовес создает центробежную силу, которую разложим на две составляющие — горизонтальную и вертикальную. Горизонтальные составляющие взаимно уравновешиваются. Вертикальные составляющие складываются и направлены в сторону, противоположную действию силы инерции первого порядка (рис. 8.9).

Равнодействующая вертикальных составляющих 2m_npr_I w² cosj. Учитывая, что эта сила должна уравновесить силу инерции первого порядка, найдем массу одного противовеса:

m_пр_I = 0,5m_j r/ r_I.

Для уравновешивания силы инерции второго порядка устанавливают еще два дополнительных валика с осями, параллельными оси коленчатого вала, и заставляют их вращаться с удвоенной скоростью. Противовесы устанавливают так, чтобы радиус, на котором они размещены, всегда составлял с вертикалью угол, равный удвоенному углу поворота коленчатого вала. Так же как ипредыдущем случае, горизонтальные составляющие взаимно уравновешиваются, а вертикальные, складываясь, уравновешивают силу инерции второго порядка. Масса противовеса в этом случае

m_пр_II = 0,125m_j l r/ r_II.

Установкой противовесов на продолжении щеки коленчатого вала можно лишь перевести неуравновешенную силу инерции первого порядка из вертикальной плоскости в горизонтальную.

Уравновешивание однорядного двухцилиндрового двигателя. Коленчатый вал этого двигателя плоский, имеет колена, расположенные в одной плоскости под углом 180° друг к другу (рис. 8.10).

Силы инерции первого порядка, действующие в первом и втором цилиндрах, таковы:

Р'_jI = —m_j r w²cosj; Р’'_jII = —m_j r w²cos(180+j).

Значения этих сил одинаковы, знаки их обратны. Следовательно, их сумма равна нулю.

Силы инерции первого порядка создают неуравновешенный момент от сил инерции первого порядка, действующий в вертикальной плоскости:

m'_jI = — a m_j r w²cosj.

Этот момент может быть уравновешен с помощью противовесов, располагаемых на продолжении щек коленчатого вала.

Силы инерции второго порядка для первого и второго цилиндров

Р'_jII = —m_j r l w²cos2j; Р'’_jII = —m_j r l w²cos2(180+j), а их сумма

Р_jII = — 2m_j r l w²cos2j,

т. е. эти силы не уравновешены. Силы инерции второго порядка можно уравновесить с помощью уравновешивающего механизма,

Момент от сил инерции второго порядка в рассматриваемом двигателе равен нулю.

Уравновешивание рядного четырехцилиндрового двигателя. Двигатели такого типа имеют плоский коленчатый вал, угол между кривошипами составляет 180° (рис. 8.11).

Силы инерции первого порядка для цилиндров: первого и четвертого

P_{j I1} = P_j_I4 = —m_j r w²cosj,

второго и третьего

P_j_I₂= Р_j_I₃ = —m_j r w²cos(180+j).

Следовательно, сумма сил инерции первого порядка в четырехцилиндровом двигателе

Силы, будучи равны по абсолютному значению, расположены симметрично относительно плоскости, проходящей через середину вала, перпендикулярного его оси. Поэтому сумма моментов от сил инерции первого порядка равна нулю:

Силы инерции второго порядка для цилиндров: первого и четвертого

P_{j II1} = P_{j I}_I4 = —m_j r l w²cos2j,

второго и третьего

P_j_II₂ = P_j_I_I₄ = —m_j r l w²cos2(180+j).

Очевидно, что сумма этих четырех сил

Р_jII = — 4m_j r l w²cos2j,

т. е. четырехцилиндровый четырехтактный рядный двигатель имеет неуравновешенные силы инерции второго порядка. Эти силы могут быть уравновешены с помощью дополнительного уравновешивающего механизма, содержащего противовесы, вращающиеся с удвоенной угловой скоростью.

Момент от сил инерции второго порядка вследствие симметричности вала равен нулю:

Уравновешивание шести цилиндрового рядного двигателя. Силы инерции первого порядка для цилиндров: первого и шестого (рис. 8.12)

P_{j I1} = P_j_I6 = —m_j r w²cosj,

второго и пятого

P_j_I₂= Р_j_I₅ = —m_j r w²cos(120+j),

третьего и четвертого

P_j_I₃= Р_j_I₄ = —m_j r w²cos(240+j).

Суммируя все силы инерции первого порядка, получим

Р_jI = — 2m_j r w²[cosj+ cos(120+j)+ cos(240+j)],

Выражение в квадратных скобках равно нулю, т. е. в шестицилиндровом рядном двигателе силы инерции первого порядка уравновешены.

Составляя аналогичные выражения для сил инерции второго порядка, получим

Р_jII = — 2m_jl r w²[cos2j+ cos2(120+j)+ cos2(240+j)].

Выражение в квадратных скобках равно нулю, т. е. в шестицилиндровых рядных двигателях силы инерции второго порядка уравновешены.

В силу симметрии коленчатого вала относительно плоскости, проходящей через его середину перпендикулярно его оси, моменты от сил инерции первого и второго порядка равны нулю. Таким образом, шестицилиндровый рядный четырехтактный двигатель является полностью уравновешенным.

Уравновешивание двухцилиндрового V-образного двигателя с углом между осями цилиндров 90°. Силы инерции первого порядка левого и правого цилиндров (рис. 8.13)

Р_jI_л = —m_j r w²cosj; Р_jI_п = —m_j r w²cos(270+j).

Суммируя эти силы, получим

т. е. сила постоянна по своему значению.

Угол между суммарной силой и осью первого цилиндра всегда равен j. Это означает, что равнодействующая всегда направлена по радиусу кривошипа. Следовательно, ее можно уравновесить, разместив противовес на коленчатом валу вместе с противовесом для уравновешивания центробежных сил. При этом масса противовеса будет

m_пр = (r/r) (m_к + m_{ш. к. л} + m_ш.к.п. + m_j),

где m_к — масса вращающихся частей кривошипа; m_ш.к.л и m_ш.к.п — соответственно массы левого и правого шатунов, приведенные к оси шатунной шейки (или радиусу кривошипа); m_j — масса деталей кривошипно-шатунного механизма, движущихся возвратно-поступательно.

Просуммировав силы инерции второго порядка, действующие в первом и втором цилиндрах, получим равнодействующую:

Эта равнодействующая находится всегда в плоскости, проходящей через ось коленчатого вала и имеющей угол с осью первого цилиндра 45 или 135°. Такая сила может быть уравновешена только установкой дополнительного уравновешивающего механизма.

Моменты от сил инерции первого и второго порядков в рассматриваемом двигателе не возникают, так как оси цилиндров лежат в одной плоскости и пересекаются в одной точке с осью коленчатого вала.

Уравновешивание V-об-разного восьмицилиндрового четырехтактного двигателя с углом 90° между рядами цилиндров. Кривошипы пространственного коленчатого вала такого двигателя расположены в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (рис. 8.14). Коленчатый вал несимметричный. Такой двигатель обычно рассматривают как четыре двухцилиндровых V-образных двигателя, последовательно размещенные по оси коленчатого вала. Равнодействующая сил инерции первого порядка каждой пары цилиндров, будучи направлена по радиусу кривошипа, уравновешивается противовесом, т. е. сумма сил инерции первого порядка в таком двигателе с противовесами равна нулю. Сумма моментов от сил инерции первого порядка и центробежных сил также равна нулю.

Сила инерции второго порядка пары цилиндров:

первой;

второй ;

третьей ;

четвертой .

Все эти силы лежат в одной плоскости, равны по абсолютному значению, но попарно отличаются лишь знаками. Их геометрическая сумма равна нулю.

Моменты от сил инерции второго порядка, возникающие от первой и второй пар цилиндров, равны по значению и противоположны по знаку; точно так же от второй и третьей пар цилиндров.

Рассматриваемый двигатель допускает и другую систему уравновешивания продольного момента от сил инерции первого порядка — с помощью противовесов, размещаемых на концах коленчатого вала. Если величина неуравновешенной силы на одном колене С, то величина каждого противовеса, размещаемого на концах вала,

где а — расстояние между соседними плоскостями, в которых лежат оси цилиндров; b — расстояние между противовесами.

Плоскость, в которой должны быть размещены противовесы, составляет с плоскостью первого колена угол a == 18°30'.

На практике по конструктивным условиям часто используют сочетание противовесов как на концах коленчатого вала, так и на продолжении радиуса кривошипа.

§ 8.3. Крутильные колебания валов

В деталях двигателя возникают крутильные, изгибньте колебания и другие виды колебательного движения. Особую опасность представляют крутильные и изгибные колебания, развивающиеся в коленчатом вале и других вращающихся деталях, которые с ним сопряжены. В результате возникновения колебаний в теле вала имеют место переменные деформации кручения и изгиба, зависящие от параметров колеблющейся материальной системы: массы, жесткости, способности, поглощать энергию колебаний.

При создании современного двигателя обязательно принимают меры, чтобы избежать развития крутильных колебаний в диапазоне возможных скоростных и нагрузочных режимов работы. В двигателях, которые используют на машинах, рассчитанных на применение данного двигателя, поломки коленчатых валов из-за развития крутильных колебаний случаются крайне редко и, как правило, на стадии доводки конструкции. Однако вероятность возникновения повышенных колебаний и поломки заметно увеличивается в случаях, когда выпускаемый двигатель приспосабливают для какой-то машины, обладающей системой валов (валопроводов), которые сочленяются с коленчатым валом двигателя. Таким образом возникает необходимость проверки сложной колебательной системы на возможность развития крутильных колебаний и в соответствующих случаях принятия мер по их гашению. Расчет на крутильные колебания сводится к оценке напряжений, возникающих в элементах вала на опасных режимах работы (как правило, при резонансе).

В инженерной практике крутильные колебания рассчитывают по этапам: 1) замещают реальную систему вала расчетной, динамически ей эквивалентной; 2) определяют частоты собственных колебаний расчетной системы; 3) проводят гармонический анализ возмущающих моментов от действия сил инерции и газов, а также моментов сопротивления, действующих в системе; 4) определяют параметры движения элементов эквивалентной системы под действием возмущающих моментов, устанавливают резонансные режимы; 5) определяют напряжения и запасы прочности вала на резонансных режимах с учетом крутильных колебаний; 6) разрабатывают средства уменьшения (гашения) крутильных колебаний.

В процессе расчета, как это будет видно далее, делают большое количество различных упрощающих анализ допущений. Это приводит к тому, что расчеты носят приближенный характер, поэтому возникает необходимость экспериментальной проверки действующих напряжений тензометрированием валов или путем записи колебательного движения, совершаемого элементами коленчатого вала.

Основные определения. Рассчитываемую систему принято называть эквивалентной. Эквивалентная система представляет собой совокупность сосредоточенных масс, динамически замещающих массы движущихся элементов реального валопровода и не имеющих массы, но обладающих жесткостью участков вала одного диаметра с кривошипами, на которых размещены сосредоточенные массы.

Условие получения эквивалентной схемы — сохранение равенства энергетического баланса при колебаниях действительной и эквивалентной систем. Введем основные обозначения (рис. 8.15): j — текущее значение угла закрутки (деформация кручения); Ф — максимальное угловое отклонение колеблющейся массы (амплитуда).

Крутильной жесткостью вала с называют значение скручивающего момента, которое необходимо, чтобы деформировать вал на единицу. В качестве такой единицы чаще всего выбирают радиан. В соответствии с определением с = м_к/j.

Деформация кручения

j = M_кl / (G J_p),

где l — длина вала; G — модуль сдвига материала; J_p — полярный момент инерции поперечного сечения вала.

Крутильную жесткость вала можно выразить через параметры вала — геометрические и прочностные: с = GJ_p/l.

Величину, обратную с, называют крутильной податливостью вала.

Параметры движения вала соответственно: — скорость, — ускорение. Начальные параметры движения будут иметь индекс 0 (нуль). Напомним, что частотой собственных колебаний простейшей крутильной системы называют

где J — момент инерции массы m.

Условия возникновения колебаний. Крутильные колебания могут возникать в результате двоякого характера приложения нагрузки. В первом случае крутильная система испытывает резкий ударный импульс в момент времени t = 0, вследствие приложения которого система начинает совершать колебательное движение. При этом в начальный момент времени система недеформирована, т. е. j_о = 0, а скорость скачком принимает свое максимальное значение j_о = j_m_ах. Во втором случае колебания возникают в результате резкого снятия деформирующей нагрузки. Если положить, что в начальный момент времени система была закручена на угол j_о = j_m_ах, то соответственно в этот момент времени j_о = 0. Начальные условия возникновения колебаний в этих двух случаях различны, а колебания отличаются только фазовой характеристикой.

Составление эквивалентных систем. Равенство кинетических и потенциальных энергий при колебаниях действительной и эквивалентной систем обеспечивается соблюдением: 1) равенства жесткости отдельных участков эквивалентного и действительного валов; 2) равенства моментов инерции сосредоточенных масс эквивалентной системы моментам инерции распределенных масс элементов реального вала.

Для практических расчетов чаще всего в качестве диаметра приведения вала принимают диаметр коренной шейки, а массы приводят к радиусу кривошипа. Если имеется вал, состоящий из нескольких участков, разной длины и разного диаметра, то приведенная длина вала l₀ диаметром d₀, может быть найдена из следующих соображений.

На каждом участке сохраняется условие с = с₀, где с₀ — приведенная крутильная жесткость На основании определения крутильной жесткости на i-м участке вала будет сохраняться условие GJ₀/l₀ = GJ_i/l_i, откуда l₀ = l_i(J₀/J_i).

Учитывая, что полярный момент инерции для сплошного вала J = pd⁴/32, можно записать, что , т. е. приведенная длина i-го участка вала равна его геометрической длине, умноженной на отношение диаметров в четвертой степени.

Общая приведенная длина вала, состоящего из цилиндрических участков, — это сумма приведенных длин отдельных участков, т. е.

Если имеется два сплошных цилиндрических участка диаметрами d₁ и d₂, соответственно с длинами l₁ и l₂, то, приводя второй участок к первому, получим выражение эквивалентной длины для второго участка , а суммарная длина вала будет

l = l₁ + l₂ =

Суммарная деформация вала, состоящего из элементов произвольной формы, под действием момента M_к, равна сумме деформаций его отдельных участков, т. е.

или, по определению,

M_к/c = Mк/c₁ + ... + М_к/с_k

откуда

Другими словами, податливость вала, состоящего из k участков любой формы, равна сумме податливостей каждого из его участков. Это обстоятельство позволяет определить приведенную длину вала, содержащего элементы любой конфигурации. Запишем выражение для суммарной податливости в виде

l_o/(G J_o) = l₁/(G J₁) + l₂/(G J₂) + ...+ l_k/(G J_k),

откуда

т. е. приведенная длина сложного участка вала равна сумме приведенных длин его отдельных элементов.

В научно-технической литературе по крутильным колебаниям дано большое количество полуэмпирических формул, с помощью которых осуществляется приведение длин различных элементов вала, содержащих например, конические и галтельные переходы, шпоночные канавки, шлицевые или фланцевые соединения, внутренние полости, расположенные произвольно относительно оси вала.

Приведение длины колена вала. Колено вала помимо цилиндрических участков содержит брус прямоугольного сечения, которым приблизительно представляется щека коленчатого вала. Под действием крутящего момента, приложенного к коренной шейке, щека будет подвержена изгибу. Можно записать, что изгибная жесткость щеки

с_из = M_к/j = EJ_x-_x/r = GJ_р/l_щ,

где j_x_-_x—момент инерции поперечного сечения щеки относительно центральной оси х—х; Е — модуль материала вала при изгибе; отсюда приведенная длина щеки

l_щ = (G/E) r (J_p/J_x-x).

Приведенная длина колена полноопорного вала

l₀ = (l_ш_._ш + 2Dl_ш_._ш)(J_р/J_р_._ш_._ш) + (l_к_._ш+ 2Dl_к_._ш)(J_p/J_p._к_._ш) + 2(g/Е) r (J_p/J_x-x),

где l_к.ш—длина коренной шейки; l_ш.ш—длина шатунной шейки. В последней формуле Dl — поправка, учитывающая наличие галтельного перехода от одного участка вала диаметром d₁ к другому диаметром d₂. Она может быть найдена из зависимости, полученной экспериментально:

Dl/l	0	0,065	0,095	0,115	0,12
d₁/d₂	1	0,8	0,6	0,4	0,2

Для межцилиндрового промежутка неполноопорного вала формула несколько изменяется в зависимости от угла между коленами. При плоском вале

l₀ = (l_ш.ш + 2Dl_ш.ш)(J_р/J_р.ш.ш) + 2(g/Е) r (J_p/J_x_-_x),

Замена масс действительной системы производится с условием сохранения в эквивалентной системе равенства значений моментов инерции деталей относительно той же оси, что и в действительной системе. Такой осью обычно служит ось коленчатого вала. Сохранение значения момента инерции массы достигается равенством кинетической энергии действительной и эквивалентной колебательных систем. Из сказанного следует, что в случае приведения к радиусу r вращающаяся масса будет

m_r = J_действ/r² ,

где .J_действ — действительный момент инерции вращающейся массы;

r—радиус приведения (обычно это радиус кривошипа).

Возвратно-поступательно движущаяся масса приводится также к радиусу кривошипа по условию равенства кинетических энергий. Напишем условие эквивалентности: m_iv²/2 = m_jэv²/2, откуда m_j_э = m_j(v²/u²), т. е. эквивалентная масса равна массе деталей, движущихся возвратно-поступательно, умноженной на отношение квадрата скорости поршня v к квадрату окружной скорости радиуса кривошипа u. Величина v изменяется гармонически, и приведенная масса тоже должна изменяться гармонически. На практике m_j_э заменяют средней величиной. Действительно,

или

½m_j_э½_ср = 0,5m_j(1+l²/4) » 0,5m_j ,

т. е. эквивалентную массу приближенно принимают равной половине массы деталей, движущихся возвратно-поступательно. Используя приводимые правила замены масс, находят моторную массу, т. е. сумму приведенных масс всех элементов одного кривошипа, и ее момент инерции:

m_M = m_r + m_j_э = m_к + m_ш_._к + 0,5m_j;

J_м = J_к_._ш + J_ш_._ш + 2J_щ + m_ш_._кr² + 0,5m_jr²,

где .J_к.ш — момент инерции коренной шейки; J_ш.ш — момент инерции шатунной шейки; J_щ — момент инерции щеки; m_к — масса кривошипа; m_ш.к — часть массы шатуна, приведенной к оси кривошипа (шатунной шейки); m_j — масса частей, движущихся возвратно-поступательно; r — радиус кривошипа.

Приведение к валу двигателя элементов, связанных с ним передачей, осуществляют, исходя из равенства кинетических энергий сопрягаемых валов.

Кроме жесткостей и моторных масс важной характеристикой колебательной системы служит величина, учитывающая наличие сопротивлений в системе. Сопротивления возникают прежде всего из-за трения в подшипниках коленчатого вала, в деталях поршневой группы, внутреннего трения в материале, развивающегося при деформациях. Часть энергии колебаний расходуется при возникновении ударов и движущихся относительно друг друга деталях группы коленчатого вала. В расчетах сопротивление чаще всего принимают пропорциональным скорости колебательного движения. Сопротивления приводят к рассеиванию энергии колебаний, к их затуханию.

Количественно сопротивления принято оценивать значением коэффициента демпфирования x. Момент сил сопротивления в соответствии с принятым допущением равен произведению коэффициента демпфирования на скорость колебательного движения:

М_д = T_x r = .

Тангенциальную силу сопротивления Т_x, приложенную к кривошипу и отнесенную к единице площади поршня и единице окружной скорости в колебательном движении шатунной шейки кривошипа, называют относительным коэффициентом демпфирования:

Используя приводимые определения, можно записать, что коэффициент демпфирования

x = x’ F_п r².

Относительный коэффициент демпфирования определяют экспериментально; для современных поршневых двигателей x = (2 ... 6) 10⁴ H • с/м³. Входящие в состав трансмиссий различные упругие элементы (муфты, сцепления) характеризуют обычно тремя величинами: моментом инерции, жесткостью и параметром сопротивления.

В качестве примера на рис. 8.16 приведена схема сложной крутильной многомассовой колебательной системы, которая содержит упругий элемент 1, шестицилнндровый двигатель 2 с маховиком 3, сцепление 4, коробку передач 5, рабочий орган 6; сосредоточенные массы обозначены кружками, наличие сопротивлений в элементах валопровода отмечено на схеме поршеньками.

Гармонический анализ возбуждающего момента. Для практических расчетов применяют гармонический анализ крутящего момента с использованием рядов Фурье, причем анализируют раздельно момент от сил давления газов и сил инерции. При анализе определяют амплитудное значение составляющей, ее фазу и начальное значение.

Если a_i, b_i — коэффициенты Фурье для i-й гармоники, то ее амплитуда и фаза:

; d_i = arctg (а_i/b_i).

Общий вид разложения крутящего момента М_к от сил давления газов в ряд Фурье может быть записан так:

где w = 2p/T — цикловая угловая скорость, определяемая периодом крутящего момента.

Период гармоник Т с увеличением их порядка i постепенно убывает, но остается кратным периоду разлагаемой кривой. В четырехтактных двигателях полное изменение крутящего момента от сил давления газов происходит за два оборота вала двигателя, а от сил инерции — за один, т. е. период низшей гармонической составляющей от сил давления газов равен времени совершения двух оборотов вала:

T_г_a_з1 = 4p/w = 120/n,

а соответственно от сил инерции

T_j₁ = 2p/w = 60/n.

Поэтому порядки гармонических составляющих момента от сил давления газов (их называют моторными) будут 0,5; 1; 1,5; 2; ... . В двухтактных двигателях периоды гармоник моторных и от сил инерции совпадают.

Аналитический ряд, представляющий собой момент от сил инерции, имеет тот же вид, что и ряд от сил давления газов с одним отличием: М_cр = 0. На рис. 8.17 представлены первые гармонические составляющие разложения момента от сил инерции (б) и давления газов (а).

Значения амплитуд гармоник от сил инерции убывают очень быстро. В практике обычно ограничиваются первыми четырьмя членами разложения. Амплитуды гармонических составляющих от сил давления газов убывают медленно. Гармонические составляющие одного порядка и одного режима обычно складывают по правилам суммирования векторов.

Если, например, осуществлен гармонический анализ момента на режиме максимальной мощности, то значения амплитуд гармонических составляющих для другого режима можно найти приближенно, умножая соответственно амплитуды гармонических составляющих, от сил давления газов на отношения индикаторных давлений и от сил инерции — на отношение квадратов чисел оборотов.

Для многоцилиндровых двигателей часто строят фазовые (векторные) диаграммы, с помощью которых определяют фазовые сдвиги одноименных гармонических составляющих, действующих на разных коленах вала. Сравнивая одноименные гармонические составляющие на первом и на i-м коленах, можно заключить, что на i-м колене начальная фаза будет d_i_i = d_i₁ — iq, где d_i₁ — начальная фаза i-й гармонической составляющей на первом колене; q — угол поворота коленчатого вала за промежуток времени между началом рабочего хода в первом и i-м цилиндрах.

Если в результате анализа фазовых диаграмм будет установлено, что все векторы амплитуд моментов на всех коленах направлены в одну сторону и складываются арифметически, то такие синфазно действующие крутящие моменты будут очень опасными; соответствующие им гармонические составляющие называют главными. Гармонические составляющие, векторы амплитуд которых направлены в противоположные стороны, называют сильными, остальные гармоники — слабыми.

Колебания эквивалентной системы. Допустим, что на эквивалентную колебательную систему действует возмущающий момент M_к. В общем случае в системе возникнут упругий момент .М_упр = — сj, демпфирующий момент М_д = , инерционный момент М_и = . Колебательное движение системы с одной степенью свободы под действием моментов характеризуется уравнением

М_и = М_д + М_упр + М_к,

или в дифференциальной форме

(8.15)

Правая часть уравнения содержит сумму, однако с учетом допущения о линейности системы справедливо утверждение, что каждое слагаемое внешней силы действует на систему независимо от других одновременно приложенных сил, а результат их общего действия равен сумме действий каждой из сил. В общем виде решение этого дифференциального уравнения состоит из двух частей — общего и частного. Частное решение (8.15) описывает вынужденные колебания, общее решение — собственные колебания. Число частот собственных колебаний равно количеству степеней свободы колебательной системы. В крутильных системах их число на единицу меньше числа сосредоточенных масс эквивалентной системы. Частоты собственных колебаний определяют по (8.15), приравнивая нулю правую часть и второй член левой части. Это допущение означает, что частоты и формы собственных колебаний действительной системы с сопротивлением не отличаются от частот и форм колебания без сопротивления. Сказанное справедливо для действительных систем, обладающих малым сопротивлением. Сопротивление считается малым, когда критерий демпфирования Д = x/(2Jw_с) меньше единицы. Между двумя эквивалентными массами, которые могут перемещаться (закручиваться) относительно друг друга, всегда можно установить неподвижное сечение — узел колебаний. Диаграмму углов закрутки сечений вала по длине называют формой колебаний. На практике учитывают обычно одно- и двухузловую формы колебаний и очень редко трехузловую.

По определению, частотой собственных колебаний одномассовой системы называют величину . Для двухмассовой системы частота собственных колебаний

Собственные частоты многомассовых крутильных систем (см. рис. 8.16) находят методом остатка, основой которого служит утверждение, что сумма моментов сил упругости и сил инерции колеблющихся масс упругой системы при свободных колебаниях равна нулю. Используя это правило, для каждой i-й массы составляют уравнение вида

Так как j_i = Ф_isinw_ct, а , то

Ф_i_-1c_i_-1 + Ф_i(J_iw_c²- c_i_-1- с_i) + Ф_i+1с_i = 0,

где Ф — амплитудные значения деформаций в соответствующем сечении вала.

Переходя к относительным амплитудам а_i можно записать, что

где а_i = Ф_i/Ф₁.

Написав уравнения для всех масс и просуммировав их, установим, что

или .

Последнее равенство может быть справедливо лишь при определенных w_с. Задаваясь значениями w_с и определяя а_i строят кривую . Пересечение кривой с осью абсцисс дает искомые w_с.

Развитие электронно-вычислительной техники позволяет применять более современные матричные методы определения частот собственных колебаний.

Напишем решения дифференциального уравнения движения одномассовой системы, когда на нее действует синусоидальное возмущение, в виде

, (8.16)

т. е. вынужденные колебания происходят с частотой возмущающего момента и сдвинуты от него по фазе на угол e, тангенс которого

tge = 2Д(w/w_с)/[1 — (w/w_с)].

Величина М/с представляет собой статическую деформацию вала под действием момента М, а называют коэффициентом динамического усиления колебаний. На рис. 8.18 приведен график этого коэффициента при различных величинах Д в зависимости от w/w_с. Максимум возникает при w = w_с, т. е. при резонансе. Этот случай, когда w/w_с = 1, наиболее опасен. В частности, из (8.16) видно, что если бы отсутствовали силы сопротивления, то амплитуда колебания выросла бы до бесконечности, что должно сопровождаться разрушением вала. В силу того обстоятельства, что только колебания при резонансе представляют практический интерес, анализ колебательного движения многомассовых систем начинают с установления возможных резонансов в рабочем диапазоне частот вращения двигателя. Условие возникновения резонанса — совпадение частоты собственных колебаний с частотой изменения соответствующей гармонической составляющей крутящего момента, или w_с == kw. Частоту вращения, при которой происходит резонанс определенной формы колебаний с определенной гармонической составляющей крутящего момента, называют критической. В результате оценок значений амплитуд колебаний при резонансе системы с различными гармоническими составляющими крутящего момента и различными частотами вращения строят резонансную кривую для каждой массы, используя уравнение работ, совершаемых возбуждающими моментами, которые при резонансе равны между собой.

Чтобы предотвратить развитие резонансных колебаний в рабочем диапазоне частот вращения, конструктор вариацией параметров колебательной системы (J, с, m, J, Д) добивается изменения частоты собственных колебаний и таким образом резонанс выводится за пределы рабочего диапазона. Если изменить параметры колебательной системы нельзя, а в рабочем диапазоне возникает резонанс, то часто устанавливают, увеличивая Д системы, гасители крутильных колебаний (демпферы), добиваясь тем самым снижения резонансной амплитуды напряжений до допускаемой величины. Кривые на рис. 8.19 поясняют мероприятия по снижению амплитуды колебаний системы (кривая 1) с помощью гасителя (кривая 2) или при выведении резонанса из рабочего диапазона частот вращения (кривая 3).

Дополнительные деформации кручения, возникающие при колебаниях, следует учитывать при расчетах валов на прочность. Для этого к моменту, скручивающему вал на i-м участке, добавляют упругий момент, вызываемый периодической знакопеременной закруткой вала, т. е.

M_расч = М_к + М_упр,

где М_упр = с_iDj.

Расчетное значение крутящего момента используют для оценки напряжений кручения и изгиба, применяя обычные формулы сопротивления материалов.

Вернуться на главную

[1] Среднеинтегральная температура любого политропного процесса 1—2 равна (T₂ – T₁)/ln(T₁/T₂), т. е. зависит только от начальной T₁ и конечной T₂ температур процесса.

[2] При использовании эмпирических зависимостей u_z"=f(T_z, a) возможным становится аналитическое решение уравнений.

[3] Употребляется также термин «внутренние потери».

[4] В последние годы предпринимаются успешные попытки обеспечения надежной работы двигателей с пониженным отводом теплоты при существенно более высокой температуре гильзы цилиндра и использовании специальных смазочных материалов.

[5] В литературе по д.в.с. оксиды иногда неточно называются окислами.

[6] По ГОСТ 19025—73 дымность дизелей характеризуется оптической плотностью отработавших газов К, которая определяется на специальном приборе методом просвечивания и выражается в процентах.

[7] Дымность О.Г. автомобильных дизелей без наддува регламентируется в эксплуатации ГОСТ 21393—75, а на заводах токсичность О. Г. проверяется по ОСТ 37.001.234 — 81.

[8] Сведения о работе систем питания с аппаратурой впрыскивания бензина можно найти в специальной литературе.

[9] Исключение составляют дизели с настроенными и регулируемыми системами наддува, в которых m_н может доходить до 30% и более.

[11] Неуравновешенными считаются регулирующие органы, на которые действуют силы (моменты), возникающие при их взаимодействии с топливом (смесью), расход которого (который) они регулируют.

[12] На рис. 7.1, б приведены зависимости от мощности среднего по времени избыточного давления перед впускным DP_к и за выпускными DP_р органами.