Лекции ДВС - Ставропольский государственный аграрный

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО СЕЛЬСКОМУ ХОЗЯЙСТВУ
СТАВРОПОЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
А.К. Кобозев, И.И. Швецов
ТРАКТОРЫ И АВТОМОБИЛИ
РАЗДЕЛ: ТЕОРИЯ, РАСЧЕТ И АНАЛИЗ РАБОТЫ
АВТОТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
(Курс лекций)
для студентов факультета механизации сельского хозяйства
направления подготовки 110800.62-Агроинженерия
СТАВРОПОЛЬ – 2014
1
СОДЕРЖАНИЕ
Содержание ............................................................................................. 2
Литература............................................................................................... 5
Лекция 1 Тема 1: Перспективы и проблемы развития
автотракторных ДВС, история развития конструкции и теории
ДВС. Термодинамические процессы ............................................... 6
1.1 Перспективы, проблемы и задачи развития автотракторных
ДВС .................................................................................................. 6
1.2 Роль отечественных и зарубежных ученых в создании и
развитии ДВС ................................................................................ 10
1.3 Классификация автотракторных двигателей ............................. 12
1.4 Термодинамические процессы. .................................................. 14
1.4.1 Изохорный процесс ............................................................. 15
1.4.2 Изобарный процесс ............................................................. 17
1.4.3 Изотермический процесс ................................................... 18
1.4.4 Адиабатный процесс .......................................................... 19
1.4.5 Политропный процесс ........................................................ 21
1.5 Основные показатели теплоиспользования циклов .................. 23
1.6 Адиабатно-изотермический цикл (цикл С. Карно) ..................... 24
Лекция 2 Тема 2: Теоретические циклы двс ................................... 27
2.1 Общие сведения .......................................................................... 27
2.2 Цикл со смешанным подводом теплоты .................................... 28
2.2.1 Термический КПД смешанного цикла ................................ 30
2.2.2 Среднее давление смешанного цикла............................... 31
2.3 Цикл с подводом теплоты при V=const....................................... 32
2.4 Цикл с подводом теплоты при P=const....................................... 35
2.5 Теоретический смешанный продолженный цикл с переменным
давлением газов перед газовой турбиной .................................. 37
2.5.1 Термический КПД этого цикла .......................................... 38
2.5.2 Среднее давление цикла .................................................... 38
2.6 Теоретический смешанный продолженный цикл с постоянным
давлением газов перед газовой турбиной .................................. 39
2.6.1 Термический КПД ................................................................ 39
2.6.2 Среднее давление продолженного цикла с постоянным
давлением газов перед газовой турбиной ........................................ 40
Лекция 3 Тема 3: Действительные циклы двс ................................ 41
3.1 Индикаторные диаграммы ДВС .................................................. 42
3.2 Процесс впуска ............................................................................. 45
3.2.1 Среднее давление в конце впуска ..................................... 46
3.2.2 Температура в конце впуска ............................................. 48
3.2.3 Коэффициент наполнения ................................................. 49
2
3.2.4 Давление и температура остаточных газов ................. 52
3.2.5 Коэффициент остаточных газов .................................... 53
3.3 Процесс сжатия ............................................................................ 55
Лекция 4 Тема 3: Действительные циклы двс ................................ 57
3.4 Процесс сгорания ......................................................................... 57
3.5 Термохимические соотношения .................................................. 65
3.5.1 Теоретически необходимое количество воздуха ............ 65
3.5.2 Количество молей свежего заряда ................................... 67
3.5.3 Определение числа молей продуктов сгорания (М2) 1 кг
топлива при   1 : ................................................................................. 67
3.5.4 Определение числа молей продуктов сгорания 1 кг
топлива при α < 1 (CО2 , СО, Н2О, Н2, N2) ........................................... 68
3.5.5 Изменение количества кмолей продуктов сгорания ...... 68
3.6 Процесс расширения ................................................................... 70
3.7. Процесс выпуска ......................................................................... 72
3.8. Состав отработанных газов и методы снижения их токсичности
........................................................................................................ 74
Лекция 5 Тема 4: Индикаторные и эффективные показатели
двигателей ........................................................................................... 76
4.1 Порядок построения индикаторной диаграммы двигателей .... 76
4.1.1 Аналитический метод построения политроп сжатия и
расширения ........................................................................................... 79
4.1.2 Графический способ построения политроп сжатия и
расширения (Брауэра) ......................................................................... 81
4.2 Индикаторные показатели двигателя ........................................ 82
4.2.1 Среднее индикаторное давление ...................................... 82
4.2.2 Среднее теоретическое индикаторное давление цикла
............................................................................................................... 85
4.2.3 Индикаторная мощность двигателя ............................... 87
4.2.4 Индикаторный удельный расход топлива ....................... 88
4.2.5 Индикаторный КПД ............................................................. 88
4.3 Механические потери в двигателе .............................................. 89
4.4 Эффективные показатели двигателя. ........................................ 90
4.4.1 Среднее эффективное давление ...................................... 90
4.4.2 Эффективная мощность ................................................... 91
4.4.3 Литровая мощность .......................................................... 92
4.4.4 Удельная масса двигателя ................................................ 92
4.4.5 Механический КПД .............................................................. 93
4.4.6 Эффективный КПД ............................................................. 93
4.4.7 Эффективный удельный расход топлива........................ 94
4.4.8 Часовой расход топлива .................................................... 94
3
4.5 Определение основных размеров цилиндра двигателя. .......... 94
4.6 Тепловой баланс двигателя. ...................................................... 96
Лекция 6 Тема 5 Характеристики автотракторных ДВС ............. 100
5.1 Назначение и виды испытаний ................................................. 100
5.2 Условия проведения испытаний ............................................... 101
5.3 ОСНОВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ И ПАРАМЕТРЫ,
ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ .......................... 102
5.3.1 Мощностные показатели ................................................ 102
5.3.2 Экономические показатели ............................................. 103
5.3.3. Оценочные показатели ................................................... 103
5.4 ИСПЫТАНИЕ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ .............................. 104
5.4.1 Регулировочная характеристика дизеля по составу
смеси (по расходу топлива).............................................................. 104
5.4.2 Регулировочная характеристика дизеля по углу
опережения начала впрыска топлива ............................................. 107
5.4.3 Нагрузочная характеристика дизеля............................. 111
5.4.4 Скоростная характеристика дизеля ............................. 113
5.4.5 Регуляторная характеристика дизеля ......................... 115
5.5 ИСПЫТАНИЕ КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ .................... 120
5.5.1 Регулировочная характеристика двигателя по составу
смеси (по расходу топлива).............................................................. 120
5.5.2 Регулировочная характеритика двигателя по углу
опережения зажигания ...................................................................... 123
5.5.3 Нагрузочная характеристика карбюраторного
двигателя .......................................................................................... 126
5.5.4 Скоростная характеристика карбюраторного
двигателя .......................................................................................... 128
Лекция 7 Тема 6 Кинематика и динамика КШМ двигателя .......... 132
6.1 Основные понятия и определения............................................ 132
6.2 Определение перемещения поршня ........................................ 135
6.3 Определение скорости поршня ................................................. 137
6.4 Определение ускорения поршня .............................................. 139
6.5 Динамика КШМ ........................................................................... 140
6.5.1 Определение сил давления газов .................................... 141
6.5.2 Приведение масс частей КШМ ........................................ 143
6.5.3 Силы инерции в КШМ ........................................................ 145
6.5.4 Суммарная и составляющие силы, действующие в КШМ
............................................................................................................. 146
6.5.5 Крутящий и опрокидывающий моменты двигателя .... 148
Лекция № 8 Тема 6 (Продолжение) ................................................. 151
4
6.6 Равномерность вращения коленчатого вала и определение
размеров маховика ..................................................................... 151
6.7 Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала
(RШ.Ш) ............................................................................................ 155
6.8. Силы, действующие на коренные шейки коленчатого вала.. 161
Лекция 9 Тема 7. Уравновешивание двигателей ......................... 163
7.1 Уравновешенность и уравновешивание поршневых двс ........ 163
7.2 Уравновешивание одноцилиндрового двигателя. ................... 166
7.2.1Силы инерции первого порядка Pj1 ................................... 167
7.2.2 Сила инерции второго порядка – Pj2. .............................. 169
7.2.3 Центробежная сила КR. .................................................... 170
7.3 Уравновешивание двух цилиндрового двигателя. ................... 170
7.3.1 Одностороннее расположение кривошипов. .................. 170
7.3.2 Кривошипы расположены под углом 1800 ....................... 171
7.4 Уравновешивание однорядного четырехцилиндрового
двигателя (с кривошипами под углом 1800). ............................. 173
7.5 Уравновешивание шестицилиндрового рядного двигателя. .. 175
7.6 Уравновешивание двухцилиндрового V - образного двигателя
...................................................................................................... 177
7.7 Уравновешивание V -образного шести цилиндрового двигателя
...................................................................................................... 180
7.8 Уравновешивание V – образного восьмицилиндрового
двигателя..................................................................................... 185
ЛИТЕРАТУРА
1. Автомобильные двигатели / В.М. Архангельский, М.М.Вихерт,
А.Н. Войнов и др. Под ред. М.С. Ховаха. – М., Машиностроение, 1977.
– 591 с.
2. Автомобильные и тракторные двигатели ч. II. Конструкция и
расчет двигателей. Под ред. И.М. Ленина. – М.: Высшая школа, 1976.
– 280 с.
3. Артамонов, М.Д. – Основы теории и конструкции автомобиля /
М.Д. Артамонов, В.А. Иларионов, М.М. Морин. – М.: Машиностроение,
1974. – 288 с.
4. Болтинский, В.Н. Теория, конструкция и расчет тракторных и
автомобильных двигателей / В.Н. Болтинский. – М.: Из-во с.-х. литературы, 1962. – 391 с.
5. Кобозев, А.К. Испытания ДВС. Методические указания для
студентов факультета механизации с.х. (специальность 311300) / А.К.
Кобозев. – Ставропольская ГСА, Ставрополь, 1996. - 89 с.
5
6. Колчин, А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей
/ А.И. Колчин, В.П. Демидов. – М.: Высшая школа, 1980. – 400 с.
7. Ленин, И.М. теория автомобильных и тракторных двигателей /
И.М. Ленин. – М.: Машиностроение, 1969. – 368 с.
8. Марков, В.Р. Современные двигатели с.-х. тракторов и автомобилей и особенности их технической эксплуатации в условиях межхозяйственных предприятий. Уч. пособие / В.Р. Марков, В.М. Тимченко, В.Д. Груздов, Н.Ф. Булахов. – Ставрополь, ССХИ, 1982. – 79 с.
9. Николаенко, А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей / А.В. Николаенко. – М.: Колос, 1984. – 335 с.
10. Трубников, Г.И. Практикум по автотракторным двигателям /
Г.И. Трубников.– М.: Колос, 1968.
11. Хитрюк, В.А. Практикум по автотракторным двигателям: Учеб.
пособие / В.А. Хитрюк, Е.С. Цехов. – Мн.: Ураджай, 1989.
12. Ховах, М.С. Автомобильные двигатели / М.С. Ховах М.С., Г.С.
Маслов. – М.: Машиностроение, 1971. – 456 с.
13. Ганькин,Ю.А. Основы теории автотракторных двигателей. Уч.
пособие для вузов по спец. «Механизация с. х.», «Сервис и техническая эксплуатация транспортных и технологических машин и оборудования в с. х.» / Ю.А. Ганькин, М.Ю. Карелина, В.А. Кравченко, В.Г.
Яровой. – М.: Из-во РГАЗУ, 1997. – 304 с.
ЛЕКЦИЯ 1
ТЕМА 1: Перспективы и проблемы развития автотракторных
ДВС, история развития конструкции и теории ДВС.
Термодинамические процессы
Цель лекции: Рассмотреть необходимость изучения теории ДВС
для инженера с.х. Вспомнить основы термодинамических процессов.
1.1 Перспективы, проблемы и задачи
развития автотракторных ДВС
Устройства, преобразующие какой-либо вид энергии в механическую работу, называются двигателями.
6
Машины, трансформирующие тепловую энергию в механическую
работу, носят название тепловых двигателей (ТД).
ТД являются основным типом энергетической установки на всех
видах транспорта (железнодорожный, речной, морской, автомобильный и воздушный), на сельскохозяйственных и дорожностроительных машинах.
По способу подвода теплоты к рабочему телу (РТ) (РТ - это субстанция, с помощью которой происходит преобразование тепловой
энергии в механическую работу) различают двигатели с внешним
подводом теплоты (ДВПТ) и двигатели внутреннего сгорания
(ДВС).
Для ДВПТ характерны следующие особенности:
• теплота к РТ подводится вне рабочего цилиндра двигателя
(обычно в теплообменнике);
• РТ не обновляется и циркулирует в различных агрегатных состояниях по замкнутому контуру;
• работа совершается в турбине или в расширительном цилиндре.
Классический пример этого типа ТД - паровой двигатель.
Для ДВС характерно следующее:
• сжигание топлива, выделение теплоты и преобразование ее в
механическую работу происходят непосредственно в цилиндре двигателя;
• РТ обновляется в процессе работы двигателя.
ДВС по сравнению с ДВПТ имеют, как правило, существенно
меньшие габариты и массу на единицу производимой мощности,
вследствие чего они являются в настоящее время основным типом
транспортных энергетических установок.
По конструкции элементов, с помощью которых тепловая энергия
сгорающего топлива преобразуется в механическую работу, различают:
- поршневые ДВС с возвратно-поступательно движущимися
поршнями (ПДВС);
- двигатели с вращающимися поршнями, или роторнопоршневые ДВС (РПД);
- газотурбинные двигатели (ГТД);
- реактивные двигатели (РД).
7
Необходимость осуществления больших объемов грузовых и
пассажирских перевозок вызвала увеличение выпуска автомобилей.
Эта тенденция устойчиво сохраняется и в настоящее время.
Основой автотранспортной энергетики в ближайшем будущем
останутся поршневые двигатели внутреннего сгорания (ПДВС),
которые после почти столетнего развития достигли высокого
совершенства. Факторами, влияющими на конструкцию ПДВС, являются необходимость увеличения удельной мощности, повышение
надежности и возможность использования двигателя в различных
условиях эксплуатации при минимальных расходах топлива, стоимости и затратах материалов.
В дополнение к этим факторам конструкция и рабочий процесс
будут определяться также требованиями нормативных ограничений и
технологическими требованиями. Поясним несколько подробнее сказанное.
Правильным является положение о том, что двигатель и потребляемое им топливо дают максимальный эффект в том случае, когда
двигатель создан в расчете именно на потребляемое им топливо. В
ближайшем будущем виды топлива нефтяного происхождения
останутся основными энергоносителями для ПДВС. Однако следует предположить, что спрос на энергию в ближайшее десятилетие
будет расти. Это справедливо потому, что повышение благосостояния и уровень жизни прямо пропорционально зависят от потребления
энергии на душу населения. Это обстоятельство заставит если не в
настоящее время, то в ближайшем будущем сделать выбор между
альтернативными видами топлива. Этот процесс в мире и в нашей
стране уже начался.
Усложнение конструкции двигателя потребует увеличения затрат
труда, главным образом в сфере эксплуатации, что крайне нежелательно. Следовательно, предполагая дефицит рабочей силы, будет
действовать тенденция, направленная на разработку и технологию
изготовления двигателей, требующих минимальных затрат труда при
обслуживании и ремонте.
Если еще раз обратиться к топливу, то здесь можно отметить, что
в мире наметилась тенденция к выработке топлив по техническим
требованиям, близким к предельным. Это происходит из-за желания
8
производить больше топлива для удовлетворения растущей в нем
потребности. Снижение качества топлива заставит искать решения,
которые позволили бы избежать возможных негативных последствий
в эксплуатации. Это обстоятельство предъявит более высокие требования к точности и стабильности регулировок, что приведет к усложнению конструкции ПДВС и потребует повышенных затрат труда в
эксплуатации. Уже сейчас можно отметить снижение квалификации
обслуживающего персонала. Другими словами, более совершенные
ПДВС будут передаваться в эксплуатацию в руки в среднем менее
квалифицированных работников. Здесь можно было бы назвать несколько причин: расширение сферы применения ПДВС, медленный
рост производительности труда при обслуживании и ремонте ПДВС.
Следовательно, необходимо обеспечить надежную работу ПДВС даже при нарушении номинальных параметров технических характеристик или неправильном использовании ПДВС.
Серьезные требования к конструкции двигателей предъявляются
с точки зрения ограничения токсичных выделений и величины акустического излучения.
Практика показывает, что резервы их дальнейшего совершенствования далеко не исчерпаны. Многие достижения связаны с использованием микропроцессорной техники для управления системами ПДВС. Это, в свою очередь, обусловило прогресс в организации рабочих процессов и конструкции систем двигателей, рассчитанных на управление микропроцессором: топливоподача и искровое
зажигание смеси, фазы газораспределения, управляемые системы
впуска и наддува, управляемая интенсивность вихревого движения
заряда в цилиндре, нейтрализация отработавших газов и т. п.
Продолжаются активные поиски работоспособных конструкций, позволяющих осуществлять управляемое изменение рабочего объема
цилиндров, степени сжатия, утилизации теплоты.
Глубокое понимание принципов работы ПДВС, строгая научная
обоснованность путей и методов дальнейшего совершенствования
ПДВС - главные требования к специалисту будущего.
Из всего комплекса проблем выделим главные:
1) улучшение топливной экономичности;
2) совершенствование экологических характеристик ПДВС;
9
3) повышение надежности ПДВС.
В общем виде основную задачу инженера ближайшего будущего
можно было бы сформулировать следующим образом:
разработка экологически чистых энергоустановок, обеспечивающих высокое качество и эффективность выполнения автотракторых работ при минимальном воздействии на окружающую
среду, минимальных затратах труда, эксплуатационных материалов и энергии при их производстве и в процессе эксплуатации.
Мобильная энергоустановка считается экологически чистой, если
ее создание, функционирование и утилизация не приводят к нарушению стабильности экосистемы «автомобильный транспорт — окружающая среда», т. е. выходу характеристик ее состояния за пределы
допуска.
Таким образом, можно сформулировать следующие требования к
энергоустановке: безопасность выполнения транспортных услуг,
обеспечение транспортного комфорта и сохранности грузов при
транспортировке, безвредность воздействия на окружающую среду, сохранение природных (топливно-энергетических, материальных, трудовых) ресурсов. Обязательным остается и требование
транспортной эффективности, которому должна соответствовать любая, в том числе и экологически чистая, энергоустановка.
Для энергоустановок мобильных транспортных средств наибольшую значимость имеют высокая удельная мощность, минимальные
выбросы оксидов азота, полиароматических углеводородов, допустимый уровень звука и минимальный удельный расход топлива.
Общая цель курса: «Основы теории и расчета ДВС» - это изучение свойств и показателей ДВС, влияние на них регулировок и др.
эксплуатационных факторов, влияние режимов работы двигателей на
показатели работы мобильных энергетических средств в процессе
эксплуатации.
1.2 Роль отечественных и зарубежных ученых в
создании и развитии ДВС
Двигатель внутреннего сгорания - это тепловой двигатель, в котором химическая энергия топлива, сгорающего в рабочей полости,
преобразуется в механическую работу.
10
Идея сжигания топлива внутри цилиндра поршневой машины
возникла в конце XVIII в.
В 1860 г. французским механиком Э. Ленуаром был создан первый практически пригодный газовый ДВС. Он работал на светильном
газе по 2-х тактному циклу (η = 4…5%).
В 1876 г. немецкий изобретатель Н. Отто построил более совершенный 4-х тактный газовый ДВС, который нашел промышленное
применение.
В 1889 г. - О.С. Костович в России построил первый бензиновый
двигатель с искровым зажиганием. Этот двигатель имел высокие показатели и отличался прогрессивной конструкцией.
В 1897 г. - в Германии немецкий инж. Дизель Р., предложил ДВС с
воспламенением от сжатия. Однако вследствие конструктивного несовершенства двигатель не получил широкого распространения и
был снят с производства. Усовершенствование этого ДВС на заводе
Л. Нобеля в г. Петербурге (ныне завод «Русский дизель») в 1898-99 г.
позволило применить в качестве топлива нефть. В результате чего
ДВС становится более экономичным тепловым двигателем.
В корпусах завода «Русский дизель» в окрестностях СанктПетербурга», недалеко от города Всеволожска, в настоящее время
расположился завод «Форд». Территория – 26 га, площадь корпусов
36000 м2 расположены три основных цеха: сварочный, окрасочный и
сборочный. Сегодня завод способен выпустить 25 тыс. автомобилей в
год. Планируется мощность (при дополнительных инвестициях) – 100
тыс. Число сотрудников 400 чел. Производимая модель – «ФордФокус», в России должен выпускаться с тремя типами кузова (пятидверный хэтчбек, седан и универсал). Бензиновый двигатель трех вариантов: 1,6; 1,8; 2.0 л.
В 1901 г. в США был разработан первый трактор с ДВС.
Ценный вклад в развитие бескомпрессорных дизелей внесли
разработки Г.В. Тринклера и Я.В. Мамина.
Наряду с развитием двигателестроения развивалась и теория
ДВС. Так, профессор МВТУ В.И. Гриневецкий в 1906 г. впервые разработал метод теплового расчета двигателя, развитый и дополненный в последствии в трудах Н.Р. Брилинга, Е.К. Мазина, Б.С. Стечкина, В.Н. Балтинского, Н.С. Ждановского, И.М. Ленина, М.Г. Круглова и
др.
11
Поршневые ДВС, работающие на жидком топливе нефтяного
происхождения, явились надежной основой развития машиностроения.
1.3 Классификация автотракторных двигателей
ДВС можно классифицировать по различным признакам (единой
классификации нет) [1, 2]
I. По назначению:
а) стационарные - применяются на электростанциях, насосных
установках, в с.х. и т.п.;
б) транспортные – устанавливаемые на мобильных машинах: автомобилях, тракторах, судах, самолетах и др.
II. По роду применяемого топлива.
а) легком жидком топливе (бензоле, бензине, керосине, легроине,
спирте);
б) тяжелом жидком топливе (мазуте, соляровом масле, дизельном топливе и газойле);
в) газовом топливе (генераторном, природном, пропан-бутановых
и др. газах);
г) смешанном топливе (основным топливом является газ, а для
пуска используется жидкое топливо);
д) различных топливах – многотопливные (бензине, керосине,
диз. топливе).
III. По способу преобразования тепловой энергии в механическую:
а) поршневые – процесс превращения энергии совершается в цилиндре;
б) газотурбинные – процесс сгорания топлива совершается в
специальной камере сгорания, а превращение тепловой энергии в
механическую происходит на лопатках колеса газовой турбины;
в) комбинированные – сгорает топливо в поршневом двигателе, а
превращение тепловой энергии в механическую совершается частично в цилиндре поршневого двигателя, а частично на лопатках колеса
газовой турбины (турбопоршневые двигатели и т.п.).
IV. По способу смесеобразования:
12
а) с внешним смесеобразованием – горючая смесь образуется
вне цилиндра (карбюраторные и газовые двигатели, а также двигатели с впрыском топлива во впускную трубу);
б) с внутренним смесеобразованием – рабочая смесь образуется
внутри цилиндра двигателя (дизели, двигатели с искровым зажиганием и впрыском топлива в цилиндр).
V. По способу воспламенения рабочей смеси:
а) двигатели с искровым зажиганием – воспламенение рабочей
смеси от электрической искры;
б) двигатели с воспламенением от сжатия;
в) двигатели с форкамерно-факельным зажиганием (воспламенение богатой смеси искрой осуществляется в специальной камере малого объема, а основное сгорание обедненной смеси происходит в
основной камере);
г) двигатели с воспламенением газового топлива от небольшой
порции дизельного топлива, воспламеняющегося от сжатия; – газожидкостный процесс.
VI. По способу осуществления рабочего цикла:
а) 4-х тактные без наддува (впуск воздуха из атмосферы) и с наддувом (впуск свежего заряда под давлением), рабочий цикл совершается за 4 такта, 2-а оборота коленвала;
б) 2-х тактные (без наддува и с наддувом) – рабочий цикл совершается за 1 оборот коленвала.
VII. По способу регулирования нагрузки:
а) двигатели с качественным регулированием – с изменением
нагрузки меняется состав смеси путем изменения количества вводимого топлива (дизельные);
б) двигатели с количественным регулированием – с изменением
нагрузки состав смеси остается постоянным и меняется только ее количество (карбюраторные);
в) двигатели со смещенным регулированием – когда изменяются
количество и качество смеси.
VIII. По конструкции: (большое обилие)
а) поршневые двигатели:
по распроложению цилиндра:
– рядные вертикальные;
– рядные горизонтальные;
– V– образные;
13
– звездообразные (веерообразные);
– противолежащими цилиндрами – оппозитные;
по расположению поршней:
– однопоршневые (в каждом цилиндре один поршень и одна
рабочая полость);
– с противоположно движущимися поршнями (рабочая полость расположена между двумя поршнями, движущимися в одном
цилиндре);
– двойного действия (рабочие полости по обе стороны
поршня);
б) роторно-поршневые двигатели:
– ротор (поршень) совершает планетарное движение в корпусе
(наибольшее применение);
– поршень неподвижен, а корпус совершает планетарное движение;
– ротор и поршень совершают вращательное движение – бироторные двигатели;
с) с вращающимся цилиндром и неподвижной кулачковой шайбой.
В основу конструкции двигателя, работающего по циклу Кристиансена
(циклу К), заложена идея повышения эффективности работы за счет
увеличения степени расширения газов. В двигателе обычным количеством воздуха этого сделать невозможно, не изменяя степень сжатия.
У двигателя цикла «К» коленчатого вала нет, а имеется общий
для всех цилиндров кулачковый шайба (барабан). Профиль кулачка
подобран с таким расчетом, чтобы обеспечить различный ход поршня
при разных тактах (рабочий ход и ход выпуска могут быть в 3 раза
длиннее ходов впуска и сжатия смеси), тем самым используется
большая часть энергии расширяющихся газов.
IX. По способу охлаждения:
а) жидкостное;
б) воздушное.
1.4 Термодинамические процессы.
Теория ДВС базируется на законах теплотехники и термодинамики; теоретической механики и ТММ; сопротивлении материалов и де-
14
талей машин. В связи с этим необходимо рассмотреть основные зависимости термодинамических процессов.
Состояние рабочего тела характеризуется следующими параметрами: P, v и T.
где P – давление
(1 бар = 105
H
м
2
= 10
H
cм
2
= 1,02
кГ
cм
2
; 1Па =
H
м
2
; 1МПа = 106
H
м2
);
3
v – удельный объем, м ; (V – абсолютный объем, м3);
кг
T – абсолютная температура, град.
Характеристическое уравнение Клайперона-Менделеева
P v = R T,
где R – газовая постоянная (
Дæ
Íì 
;
)
êã  ãðàä êã  ãðàä
1.4.1 Изохорный процесс
V – сonst – (постоянная). P, T – Var (варьирующие, переменные).
Рассмотрим состояние газа в координатах P-V.
Рисунок 1.1 – Изохорный процесс
Характеристическое уравнение Клайперона-Менделеева P·v =
R·T:
В массовом выражении, для m, кг газа
P·v·m = m·R·T;
P·V = m·R·T.
15
В мольном выражении, для µ, кмоль газа [молекулярная масса],
кг
кмоль
P·v·µ = µ·R·T;
P·Vµ = R·µ·T,
м3
где Vµ – объем кмоль газа,
;
кмоль
[килограмм-моль, или кмоль – это количество газа (масса которого в кг) численно равная его молекулярной массе]
Rµ – универсальная газовая постоянная – величина постоянДж
кмоль  град
Дж
Rµ = µ·R = 8315
;
кмоль  град
кг
µ – молекулярная масса газа,
.
кмоль
ная для любого газа,
Тогда для точки «1» – P1V1 = RT1;
для точки «2» – P2V2 = RT2
т.к. v1 = v2 и рабочее тело постоянно, т.е. R= const, тогда
P1 T1
P1 Р2


, т.е.
, или
P2 T2
Т1 T2
Рассмотрим, на что расходуется тепло.
Общее количество теплоты
Q = mCv (T2 – T1), кДж.
– где Сv – теплоемкость газа,
P
 const
T
кДж
.
кг  град
Теплоемкость – количество теплоты, которое необходимо для
нагревания на 10 единицы количества газа.
Различают теплоемкости:
кДæ
;
êìîëü  ãðàä
кДæ
– массовую –
;
êã  ãðàä
кДæ
– мольную –
– объемную –
м 3  ãðàä
.
Для расчетов рабочих процессов двигателей обычно пользуются
средними мольными теплоемкостями:
16
– при постоянном объеме
Сv
кДæ
êìîëü  ãðàä
– при постоянном давлении Сp
кДæ
8,315
= R,
.
êã  ãðàä

кДæ
или µСp – µCv = 8,315
.
êìîëü  ãðàä
Ср – Сv =
Отношение
cp
cv
Ср = Сv + R
 k – показатель процесса.
Для 2-атомного газа (воздух) – к =1,41
Для 3-, многоатомного газа – к = 1,29
Для рассматриваемого процесса на основании I закона термодинамики (I закон термодинамики - теплота сообщаемая рабочему телу
(системе), расходуется на приращение его (ее) внутренней энергии и
на совершение работы):
в абсолютном выражении
для G кг газа:
Q = ∆U + L,
в относительном выражении, для 1 кг газа:
q = ∆u + l
[qv = cv (T2 – T1) + l – количество подведенного тепла расходуется
на увеличение внутренней энергии газа и совершения работы, т.е.
q = ∆u + l ; ∆u = cv (T2 – T1) и l = 0, тогда qv = cv (T2 – T1),
кДж
.
кг
все тепло расходуется только на изменение внутренней энергии.
В абсолютном выражении: Qv = mCv (T2 – T1), кДж.
1.4.2 Изобарный процесс
Для изобарного процесса: P – const,
v, T – var
Рисунок 1.2 – Изохорный процесс
17
Из характеристики уравнения: P·V=R·T
P2 V2 = R T2 Разделим первое на второе
P1 V1 = R T1 имея в виду P2 = P1
v 2 T2

v1 T1
v
 const .
T
т.е.
Удельное количество теплоты:
qp = cp (T2 – T1),
кДж
кг
Общее количество теплоты
Q = m cp (T2 – T1), кДж.
Уравнение I закона термодинамики для процесса P=сonst:
qp = ∆u + l = cv (T2 – T1) + P(v2-v1),
кДж
кг
[P(v2-v1) = R(T2 – T1)]
qp =( cv + R)( T2 – T1) = cp (T2 – T1).
Общее количество теплоты:
Qp = m[cv(T2 – T1)+ P(v2 –v1)] = mCp (T2 – T1).
1.4.3 Изотермический процесс
Для изотермического процесса:
Т = const,
P,v = Var
Рисунок 1.3 – Изотермический процесс
Этот процесс можно осуществить, если имеется достаточно
большой емкости источник теплоты данной температуры. При этом
18
обеспечивается непрерывный подвод теплоты к телу в течение всего
процесса при неизменной (постоянной) температуре.
Из характеристического уравнения - PV = RT имеем:
P2V2 = P1V1, PV = const,
P2 V1

P1 V2
1 – 2 изотерма расширения (dq>0)
1 – 2/ изотерма сжатия (dq<0)
т.к. Т = const, то ∆U = 0
qТ = l – вся подводимая теплота затрачивается на совершение
работы.
Удельная работа при изотермическом расширении 1-2
l  RT ln (
l  2.303RT lg(
v2
)
v1
v2
v
P
)  2,303 P1v1 lg( 2 )  2,303 P1v1 lg( 1 ) , кДж
кг
v1
v1
P2
Полная работа
L  l m  2,303mRTlg
где ln
v2
v
 2,303 m P1 v1lg 2 , кДж ,
v1
v1
v2
v
 2 ,303 lg 2 .
v1
v1
1.4.4 Адиабатный процесс
Процесс – без теплообмена рабочего тела с внешней средой.
При адиабатном изменении состояния газа предполагается, что
рабочее тело заключено в теплоизолирующую (адиабатную) оболочку, т.е. отсутствует подвод и отвод тепла.
P1 ,V1 ,T – var,
dq=0
19
Рисунок 1.4 – Адиабатный процесс
Уравнение адиабатного процесса
P2  v1 
k
  
Pv = const,
P1  v 2 
k
соотношение между (P, v).
Из характеристического уравнения
P1V1 = RT1
P2V2 = RT2
Pv = RT;
P2 RT2  v1 T2 v1
приравниваем правые части


P1 v 2  RT1 T1 v 2
T2 v1  v1 
 
T1 v 2  v 2 
T2  v1 
  
T1  v 2 
1
 k 1
 T2
 
 T1 
k
k 1
,
Tv k 1  const соотношение между (T, v)
1
k
1
 k 1
P
  2 
 P1 
 T2
 
 T1 
k 1
 k
T
T2  P2
 
T1  P1 
,
k 1
P k

1
k
v1 v1  P2
,a
 
v 2 v 2  P1 
 const
соотношение
(TP).
Удельная работа адиабатического процесса
т.к. q = 0 ∆u = - l
20
между
cP - cv = R, разделим на cv
l = Cv (T1 - T2);
cp
cv
l
1 
R
;
cv
cp
cv
cv 
k,
R
k 1

R
T1  T2   1 P1V1  P2V2   P1V1 1  P2V2
k 1
k 1
k 1 
P1v1
1
k
P2v 2 P2  P1
P P 
   2  2 

P1v1 P1  P2 
P1  P1 

1
k



k 1
 1
P
  2 
 P1 
k 1 

PV  P  1 
l  1 1 1   2  
k 1
P
  1  
Выразим l через соотношение объемов V
P2  V1 
  
P1  V2 
k
подставим в l
k 1 

k
k 1 
1 








PV 
V
V
 PV
l  1 1 1   1     1 1 1   1  
k  1   V2    k  1   V2  
 


 

Полная работа
L


mR
T1  T2   mRT1 1  T2 
k 1
k 1 
T1 
1.4.5 Политропный процесс
В политропном процессе все параметры газа (P,v,T и ∆u) являются переменными и одновременно происходит теплообмен между телом и внешней средой. Доли теплоты, расходуются на: изменение
u
l
внутренней энергии (φ=
); на совершение работы (1-φ= ), остаютq
q
ся неизменными в течении всего процесса.
21
Уравнение политропы имеет вид (по аналогии с адиабатным):
(P,v,T, ∆u = Var) Pvn = const
P2  V1 
 
P1  V2 
n
[P,v]
где n – показатель политропы.
Из характеристического уравнения: PV = RT
P2 RT2  v1 T2 v1


P1 v 2  RT1 T1 v 2
T2  v1 
 
T1  v 2 
или
Tvn-1 = const
;
 v1
 v2
 T2
 
 T1 
T
n 1
P n
n
n 1
Из уравнения определяем 
1
 n 1
T2 v1  v1 
 
T1 v 2  v 2 
1
n

 и сравниваем их

1
n
 1
P
  2 
 P1 
 const ,
[T,V]
 T2
 
 T1 
P
  2 
 P1 
n 1
P n
или
T
1
n
 const
Работа политропного процесса
n 1 

Pv  P  n 
l  1 1 1   2  
n 1
P
  1  
или
n 1
P1v1   V1  
1    
l
n  1   V2  


Политропный процесс – это обобщенный процесс.
22
Рисунок 1.5 – Политропный процесс
А.
n=0; Pv0  P  const - изобарный процесс;

1
P v
Б.
n= ∞; Pv
В.
n=k; Pv k  const - адиабатный процесс;
Г.
n=1 Pv  const - изотермический процесс.

 const; v  const - изохорный процесс;
1.5 Основные показатели теплоиспользования циклов
Циклом называется совокупность процессов, происходящих в
определенной последовательности, в результате осуществления которых рабочее тело возвращается в начальное состояние.
Критерием для оценки теплового цикла служит термический кпд,
представляющий собой отношение количества теплоты, превращенной в полезную работу, к количеству подведенной теплоты
t 
Q
L Q1  Q2

1  2 ,
Q1
Q1
Q1
где Q1 – количество теплоты, подведенное к рабочему телу от постороннего источника, кДж;
Q2 – количество теплоты, отведенное от рабочего тела холодному источнику, кДж.
23
Термический кпд всегда меньше 1, т.к. Q2 > 0. Эта неизбежная
потеря в условиях реального кругового процесса часто весьма велика
и составляет 50…75% от подводимой в цикле теплоты (Q1).
Удельная работа цикла – отношение количества теплоты, превращенной в механическую работу к рабочему объему двигателя
 Дж Нм Н

 м 3  м 3  м 2  Па , т.е. удельная работа цикла численно равна
среднему постоянному давлению за цикл.
Pt 
Q1  Q2 Lц Q1 
Q
1  2


Vh
Vh Vh 
Q1
 Q21
 
t .
Q

1
1.6 Адиабатно-изотермический цикл (цикл С. Карно)
Самым экономическим циклом, являющимся эталоном для сравнения, с наиболее полным превращением теплоты в работу является
цикл Карно [французский инженер Сади Карно - 1824]. Однако двигатель, работающий по этому циклу, на практике не осуществим из-за
бесконечно медленных процессов изотермического сжатия и расширения. Как имеющий по сравнению с другими известными циклами
наибольший термический КПД, он служит эталоном для их сравнения
и показывает степень совершенства реальных тепловых двигателей.
Рисунок 1.6 – Цикл С.Карно
Линии:
1-2 – изотермическое расширение;
24
2-3 – адиабатное расширение;
3-4 – изотермическое сжатие;
4-1 – адиабатическое сжатие.
Для осуществления цикла Карно система тел должна иметь два
источника (тепловых):
– источник высокой температуры, от которого рабочее тело получает тепло Q1 ;
– источник более низкой температуры, которому отдается тепло
Q2.
t 
Q1  Q2
Q
1  2
Q1
Q1
или t 
q1  q2
q
1  2
q1
q1
Так как за цикл внутренняя энергия рабочего тела не изменяется,
то полезная работа цикла совершается за счет расхода тепловой
энергии источника с высокой температурой.
Причем, часть теплоты Q2 неизбежно отводится холодильнику.
T2
):
T1
q  q2
q
t  1
1  2 ;
q1
q1
Вывод (t  1 
q1  l12  2.303RT1 lg
v2
;
v1
q1  l12  2.303RT1 lg
v2
;
v1
q2  l 3 4  2.303RT2 lg
v3
;
v4
v3
T
v4
t  1  2
T1 v 2 .
lg
v1
lg
Рассмотрим адиабаты расширения и сжатия:
Для адиабаты 2-3: Tv k 1  const
 v3 
 
 v2 
k 1

T1
T2
25
Для адиабаты 4-1:
 v4 
 
 v1 
k 1

v3 v4

v 2 v1
Tv k 1  const
T1
,
T2
,
следовательно
или
v3 v2

v 4 v1
Тогда
v3
v4
T
t  1 
1 2 ;
v
T1
2.303RT1 lg 2
v1
2.303RT2 lg
t  1 
T2
.
T1
Вывод:
1.
2.
t – всегда меньше 1, т.к. не может быть T1   или Т2 = 0.
t возрастает с повышением Т1 и с уменьшением Т2.
3. При Т1 = Т2,
t =0, т.е. невозможно превратить теплоту в работу
при отсутствии температурного перепада между двумя тепловыми источниками.
Например:
Если для ДВС: Т1 = 2500 К; T2 = 300 K, то
0
0
t  1 -
Ò2
 0,88.
T1
В таком цикле Рmax = 10000 кг/см2 , ε = 1500;
Цикл Карно осуществить практически невозможно, т.к. двигатель
имел бы весьма значительные размеры из-за очень высоких давлений. При этом имели бы место большие потери на трение.
Цикл Карно дает возможность судить о степени совершенства
сравниваемых циклов и положен в основу II закона термодинамики –
полный переход теплоты в работу невозможен.
II закон термодинамики (имеет много формулировок):
В круговом процессе подводимая теплота (q1) не может быть полностью превращена в работу, часть этой теплоты (q2) отводится в холодный источник.
26
ЛЕКЦИЯ 2
ТЕМА 2: Теоретические циклы ДВС
Цель лекции: На основе рассмотрения теоретических циклов
определить пути улучшения использования тепла в ДВС.
2.1 Общие сведения
В реальном ДВС преобразование тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топлива, в механическую сопровождается комплексом сложных физико-химических и термодинамических процессов. Совокупность процессов периодически повторяющихся в полости
цилиндра и составляют цикл ДВС.
Действительный цикл, состоящий из реальных, сложно протекающих процессов, очень трудно анализировать при помощи обычных
термодинамических соотношений. Поэтому, чтобы оценить степень
совершенства процессов, происходящих в ДВС и определить пути
для улучшения использования тепла, принято действительные циклы
сравнивать с теоретическими.
Замкнутые теоретические циклы в отличие от действительных
процессов, происходящих в цилиндре двигателей, характеризуются
следующими допущениями:
1. Циклы являются замкнутыми и протекают с постоянным количеством одного и того же рабочего тела. Нет процессов впуска и выпуска и обусловленные этим потери.
2. Процессы сжатия и расширения протекают адиабатически, т. е.
без теплообмена с окружающей средой, с одинаковыми и постоянными показателями адиабат.
3. Состав и теплоемкость рабочего тела остается постоянным.
4. Подвод теплоты производится от постороннего источника только при постоянном объеме и постоянном давлении.
5. Отсутствуют какие-либо потери теплоты (в т. ч. на трение, излучение, гидравлические потери и т. п.), кроме отвода теплоты холодному источнику.
Практическое значение для поршневых ДВС имеют пять теоретических циклов:
1. Цикл с подводом теплоты при V=const, что примерно соответствует карбюраторному двигателю.
27
2. Цикл с подводом теплоты при P=const, что примерно соответствует компрессорному дизелю.
3. Цикл со смешанным подводом теплоты, что примерно соответствует дизелю без наддува.
4. Теоретический смешанный продолженный цикл с переменным
давлением газов перед газовой турбиной.
5. Теоретический смешанный продолженный цикл с постоянным
давлением газов перед газовой турбиной.
Что касается цикла Карно, состоящего из двух изотерм и двух
адиабат, то он не может быть практически применим, т. к. получается
незначительная мощность при очень высоких температурах и давлениях в цилиндре.
Рассмотрение и анализ теоретических циклов позволяет решить
три задачи:
1. Оценить влияние различных факторов на ηt и Pt (термического
КПД и среднего давления) и установить оптимальное значение этих
факторов.
2. Провести сравнение различных теоретических циклов с точки
зрения лучшей экономичности.
3. Получить числовые значения ηt и Pt, которые могут являться
критериями для оценки степени совершенства реальных двигателей.
Цикл со смешанным подводом теплоты является обобщающим, и
мы начнём рассмотрение его:
2.2 Цикл со смешанным подводом теплоты
Цикл Тринклера – Сабате (Тринклер – российский ученыйтеплотехник, Сабате – французский ученый). По такому циклу работают двигатели с воспламенением топлива от теплоты сжатия и его
впрыском непосредственно в цилиндр. Реализация цикла возможна в
относительно малом диапазоне частот вращения вала, обычно от 600
до 2500 об/мин и в редком случае до 3200 об/мин. Ограничение максимальной частоты вращения объясняется трудностью организации
смесеобразования топлива с воздухом за очень малый промежуток
времени.
28
Рисунок 2.1 – Цикл со смешанным подводом теплоты
ac – адиабата сжатия;
сz/ - подвод тепла при v = const (изохорный);
z/z – подвод тепла при p = const (изобарный);
zb – адиабата расширения;
ba – отвод теплоты при v=const (изохорный).
Vn – обьём, освобождаемый поршнем при его перемещении от
ВМТ до НМТ (рабочий объем цилиндра двигателя)
Vh 
D 2
4
 S,
где D – диаметр цилиндра, дм;
S – ход поршня, дм;
Vc – объём камеры сгорания, л;
Va – полный объём цилиндра двигателя, л.
Относительными показателями цикла являются:
Pz Pz'


- степень повышения давления (т.к. Рz=Pz’)
Pc Pc

Vz Vz
 ' - степень предварительного расширения (т.к. Vc=Vz′)
Vc Vz
29

k
VB
- степень последующего расширения;
Vz
Cp
Cv
- показатель адиабаты;


Va Vc  Vh
V

1 h
Vc
Vc
Vc
Va
;
Vc
 1 

 1
Vc 1

Va 
Vh
;
Vc

- степень сжатия;
Va
;
Vh
Vc
1

Vh   1
Vh   1

.
Va

Часть теплоты подводится при V=constQ1’, а часть при
P=constQ1’’.
2.2.1 Термический КПД смешанного цикла
t  1 
Q2
Q1'  Q1''
T
P
Q2  Cv (Tb  Ta )  Cv  Ta ( b  1)  Cv  Ta ( b  1) ;
Ta
Pa
здесь (введем искусственный прием записи):
Pb Pb Pz Pc



;
Pa Pz Pc Pa
k
Pb  Vz 
   - адиабата расширения;
Pz  Vb 
Pz
  - степень повышения давления;
Pc
k
Pc  Va 
   - адиабата сжатия
Pa  Vc 
30
Подставим в Q2
Va  Vb
k
 V k



V
a
z
  1 ;
Q2  Cv  Ta       
V
V
 b 

 c

Vz

Vc

Q2  Cv  Ta  k    1




Q1'  Q1''  Q1  Cv Tz'  Tc  C p Tz  Tz'  вынесем Cv  Tc
 Tz'

 Tz Tz' Tz' 
Q1  Cv  Tc   1   k  ' 
 
 u  на Tz'
 Tc

 Tz Tc Tc 
Vz Tz
Tz' Pz'




изохорный
Vc Tc
Tz Pz
Q1  Cv  Tc   1  k     1
Tz' Pz' Pz


  - степень повышения давления (изохора);
где:
Tc Pc Pc
Tz
Tz'

Vz
Vz'
  - степень предварительного расширения (изобара).


Cv  Ta   k    1
t  1 
;
Cv  Tc   1  k   1
Ta  Vc 
 
Tc  Va 
k 1

1
 k 1
- адиабата сжатия
   k 1
t  1  k 1 
  1  k   1

1
2.2.2 Среднее давление смешанного цикла
Pt 
Q1  Q2 Q1  t

Vh
Vh
т. к.
Q1  Q2  Q1  t
Q1  Q1'  Q1''  Cv  Tc   1  k     1 , вывод см. выше
31
Учитывая, что:
Cv 
R
;
k 1
Tc  Ta   k 1 ;
Vh  Va 
 1

Подставим в Pt , будем иметь
R  Ta   k 1    1  k   1  
Pt 
 t
k  1  Va    1
здесь
RTa
 Pa
Va
 k   1  k   1
Pt  Pa 

 t
 1
k 1
Вывод:
1.  t - смешанного цикла повышается с увеличением значений

(степень сжатия) и  (степень повышения давления), и с уменьшением  (степень предварительного расширения).
2. Цикл со смешанным подводом тепла целесообразно применять
при значениях степени сжатия   12  и с возможно большими значениями λ (степень повышения давления).
3. Циклы с подводом теплоты при V=const и P=const являются
частными случаями смешанного цикла. Поэтому рассмотрим частные
случаи.
2.3 Цикл с подводом теплоты при V=const
Цикл Н. Отто – немецкий инженер и предприниматель. В реальном поршневом двигателе это означает, сто сгорание топлива происходит вблизи ВМТ. Такой процесс характерен для двигателей с принудительным воспламенением смеси (искровым зажиганием) - карбюраторный или с впрыском топлива, дозирование которого осуществляется электронными, механическими или пневмомеханическими устройствами. Двигатели могут иметь широкий диапазон частот вращения вала – в реальной практике в основном от 2500 до
7000 об/мин. Цикл легко реализуется при малых n, об/мин с нижней
границей 50…100 об/мин.
32
Рисунок 2.1 – Цикл со подводом теплоты при V=const
Для этого цикла:
Vz'  Vz
Pz'  Pz
Vz  Vc ;
и
Vz
   1 - степень предварительного расширения.
Vc
Подставляя в формулу смешанного цикла  t и Pt имеем:
t  1 
 k   1
Pt  Pa

 t
  1 k  1
1
 k 1
Анализ зависимостей:
t
- зависит только от
рения k.

и показателя адиабаты сжатия и расши-
33
Рисунок 2.2 – Зависимость термического КПД от степени сжатия
 t заметно уменьшается
пенях сжатия (начиная с   12... 13 ). Здесь К:
Однако, возрастание
при высоких сте-
K=1,4 – двухатомный газ (воздух);
K=1,35 – смесь воздуха и продуктов сгорания;
K=1,30 – смесь двух и трёхатомных газов.
Величина Pt дополнительно зависит от начального давления Pa и
степени повышения давления λ.
Примерная зависимость.
Рисунок 2.3 – Зависимость Pt от степени повышения давления
34
Учитывая, что теплота сгорания бензовоздушной смеси, при α=1,
Мдж
не превышает 84
, максимально Pt не может быть выше 2,1
Кмоль
МПа: при ε = 20 и λ = 4,5; а при ε = 8 и λ = 6: Pt ≤ 1,85 МПа.
Для повышения Pt нужно иметь топливо с более высокой теплотой сгорания и детонационной стойкостью.
Вывод:
1. Минимальные потери теплоты получаются при использовании
в качестве рабочего тела – воздуха. При использовании топливовоздушной смеси потери теплоты повышаются.
2. По данному циклу целесообразнее осуществлять рабочий процесс с ε ≤ 11…12. Дальнейшее повышение ε приводит к незначительному увеличению  t и Pt, однако существенно повышаются механические нагрузки на двигатель.
2.4 Цикл с подводом теплоты при P=const
Цикл Р. Дизель – немецкий конструктор и фабрикант.
Рисунок 2.4 – Цикл с подводом теплоты при P=const
Чтобы осуществить данный процесс в реальном двигателе, воспламенение топлива должно быть от теплоты сжатия, а впрыск топлива производится в потоке предварительно сжатого дополнительным компрессором воздуха. Такие двигатели получили название ком35
прессорные дизели. Частота вращения вала двигателя относительно
мала 600…1200 об/мин.
Для этого цикла:
Pz  Pz' ;
Pz  Pc ;
Pz
   1 - степень повышения давления
Pc
Подставляя в формулы смешанного цикла  t и Pt имеем:
 k 1
t  1  k 1 
k   1

1
 n k (   1)
Pt  Pa

 t
 1 k 1
Выводы по циклу при P=const.
1. Значения  t и Pt цикла с подводом теплоты при P=const значительно ниже соответствующих значений при V=const, т. к. множитель
 k 1
 1 (всегда больше единицы)
k (   1)
2. Уменьшение k от K=1,4 до k=1,3 влечёт за собой значительное
уменьшение  t и Pt.
3. Использование цикла в реальных двигателях целесообразно
только при значительных ε.
Данный цикл не используется в современных автотракторных
двигателях.
Выводы по циклам:
На основании трёх рассмотренных теоретических циклов можно
заключить:
1. При одинаковых начальных условиях:
(  t и Pt) P=const < ( t и Pt) смеш. < (  t и Pt) V=const
2. Величина Pt пропорциональна (для всех циклов) давлению в
начале сжатия – Pa.
Повышение давления в начале сжатия (Pa), точка «a» с целью
увеличения удельной работы цикла называется наддувом.
В двигателях наддув осуществляется за счёт предварительного
сжатия воздуха или горючей смеси в компрессоре. Привод компрессора может быть механическим, непосредственно от вала двигателя
или газовым, от газовой турбины, работающий за счёт энергии выпускных газов двигателя.
36
Повышение давления в начале сжатия можно получить за счет
использования скоростного напора, инерционных и волновых явлений, т.е. за счет так называемого инерционного наддува (Д-240).
2.5 Теоретический смешанный продолженный цикл
с переменным давлением газов перед газовой турбиной
Рисунок 2.4 – Смешанный продолженный цикл с переменным давлением газов перед газовой турбиной
оа – адиабатное сжатие воздуха в нагнетателе;
ас – сжатие в цилиндре двигателя;
cz’z – смешанный подвод теплоты;
zb – адиабатное расширение газов в цилиндре двигателя;
bf – продолженное расширение газов цилиндра двигателя в выпускном трубопроводе и на лопатках турбины;
fo – отвод тепла при P=const от компрессора;
b – открытие выпускного клапана;
а – открытие впускного клапана.
На практике осуществить этот процесс трудно, т. к. у нас не один
цилиндр. Для адиабатного расширения нужно каждый раз подключать
компрессор к выпускному патрубку.
37
Для этого цикла имеем:
2.5.1 Термический КПД этого цикла
k  Cv Tf  To 
Q
t  1  ' 2 ' '  1 
;
Q1  Q1
Cv Tz'  Tc  Cv  k  Tz  Tz'




   k 1
t  1  k 1 
  1  k   1 ;
0
1
V0 Va V0


  k
Vc Vc Va
ε – степень сжатия в двигателе;
εк - степень сжатия в компрессоре.
Вывод:
При одной и той же величине степени сжатия ε основного двигагде  0 
теля  t цикла с продолженным расширением газов выше, чем для
смешенного цикла без продолженного расширения газов, т. к. числитель продолженного цикла меньше, чем числитель смешанного цикла
(не продолженного).
2.5.2 Среднее давление цикла
Pt 
Q1  Q2 Q1  t

;
Vh
Vh
Q1  Q1'  Q1''  Cv T0   0k 1  1  k  1,
Cv 
R
;
k 1
Vh  V0 
( 0  1)
0
Tc  T0   0k 1 ;
;
RT0  0k 1   1  k (   1) 0
Pt 
t ;
(k  1)  V0 ( 0  1)
Pt  P0
 0k
 (  1)  k (   1) 

 t .

0  1 
k 1

Следовательно, в этом цикле Pt будет выше по сравнению с другими циклами. (ε0 > ε).
Однако на практике цикл с продолженным расширением осуществить нельзя, т. к. каждый цилиндр должен отдельно подключаться к
38
выпускному патрубку. Легче если выхлопные газы направлять в выпускной патрубок, общий для всех цилиндров, а затем на газовую
турбину компрессора.
2.6 Теоретический смешанный продолженный цикл с
постоянным давлением газов перед газовой турбиной
Рисунок 2.4 – Смешанный продолженный цикл с постоянным давлением газов перед газовой турбиной
ad – изобарный подвод теплоты в турбокомпрессор;
df – адиабатное расширение в газовой турбине;
fo – изобарный отвод теплоты;
оа – адиабатное сжатие в компрессоре.
При газотурбинном наддуве получается комбинированный двигатель, состоящий из поршневой части, газовой турбины и компрессора.
Цикл acz’zba – осуществляется в поршневой части;
цикл adfoa - осуществляется в турбокомпрессоре.
2.6.1 Термический КПД
Q
t  1  2 ;
Q1
39
Q2  QТ (1  tk ) ;
tk  1 
1
 kk 1
;
Q2  QТ 
1
 kk 1
;
где QТ – отвод тепла от двигателя к компрессору;
 tk - термический КПД компрессора.
QТ  Q1 (1  tg ) ;
где  tg - термический КПД самого двигателя со смешанным подводом теплоты
 k  1
tg  1  k 1 
,
(  1)  k (   1)

1
тогда
 k  1
QТ  Q1  k 1 
,
(  1)  k (   1)

1
tk  1 
1
 k k 1
- термический КПД компрессора
Q2  QТ 
1
 kk 1
 k  1
 Q1  k 1  k 1 
(  1)  k (   1)
k

1
1
т. к. ε0 = ε εк имеем:
 k  1
t  1  k 1 
(  1)  k (   1)
0
1
Частный случай:
б) λ=1 (изобарный процесс), то
 k 1
t  1  k 1 
(  1)  k (   1)
0
1
Вывод: тепло использованное в цикле с продолженным расширением и использованием кинетической энергии выпускных газов будет
выше, чем для цикла, не использующего непосредственно кинетической энергии газов. Эти циклы более экономичные.
2.6.2 Среднее давление продолженного цикла с постоянным давлением газов перед газовой турбиной
Pt 
40
Q1  t
,
Vh
Q1  Cv  T0   0k 1   1  k   1 - определенно для
цикла с продолженным расширением газов перед газовой турбиной
Vh  V0
0 1
;
0
Cv 
R
;
k 1
Tc  T0   0k 1 ;
RT0   0k 1 0 (  1)  k (   1)
Pt 

t ;
V0 ( 0  1)
k 1
Pt  P0
 0k
(  1)  k (   1)
 t ;
0 1
k 1

Pt – для цикла с подводом теплоты при постоянном давлении газов перед газовой турбиной больше, чем при смешанном подводе
тепла без газовой турбины.
Вывод по теоретическим циклам:
Любой цикл продолженный более выгодный любого другого цикла. Поэтому использование наддувов выгодно. Однако при работе
ДВС на частичных режимах работа с турбонаддувом бывает даже
вредной. Регулирование режимов возможно только с использованием
бортовых ЭВМ.
ЛЕКЦИЯ 3
ТЕМА 3: Действительные циклы ДВС
Цель лекции: Выявить факторы влияющие на протекание процессов в реальных ДВС.
План лекции:
1. Процесс впуска и факторы влияющие на такие параметры как
коэффициент наполнения, температура и давление газов в конце такта впуска.
2. Процесс сжатия.
3. Процесс сгорания в дизельных и карбюраторных ДВС.
4. Процесс расширения и выпуска. Пути снижения токсичности
отработавших газов.
Литература: [1] с.40…61
41
3.1 Индикаторные диаграммы ДВС
Индикаторная диаграмма – это графическая зависимость индикаторного давления от изменения объема цилиндра (хода поршня).
Расчёт процессов действительного рабочего цикла позволяет
определить значения основных параметров конструкции двигателя
для любых заданных условий его работы. При этом устанавливают
характер изменения давления и температуры в каждом процессе,
определяют основные размеры проектируемого двигателя.
По заданной или расчётной мощности определяют рабочий объём цилиндра и основные размеры двигателя (Д и S).
Две задачи: Nе зад  определяем (Д и S);
(Д и S)задNe факт.
В ДВС периодически повторяются циклы превращения химической энергии топлива в механическую. Каждый цикл представляет
собой совокупность определённых процессов, органически связанных
между собой.
В реальном двигателе:
1. Существует процесс газообмена. Каждый цикл осуществляется
с участием вновь поступившей свежей смеси и после каждого цикла
производится очистка цилиндров от отработавших газов.
2. Теплоёмкость рабочего тела не остаётся постоянной, а зависит
от температуры t0 и состава рабочего тела.
3. Процесс сгорания протекает во времени по сложному закону с
интенсивным теплообменом.
4. Наличие дополнительных тепловых потерь (стенки цилиндров,
головка, днище поршня) и утечки рабочего тела через неплотности.
42
Рисунок 3.1 – Индикаторная диаграмма четырёхтактного карбюраторного двигателя
Рисунок 3.2 – Индикаторная диаграмма четырёхтактного дизельного
двигателя без наддува
43
Рисунок 3.3 – Индикаторная диаграмма четырёхтактного дизельного
двигателя с наддувом
Рисунок 3.4 – Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя:
ra – продувка;
А – открытие выпускного окна;
Б – закрытие выпускного окна;
r – открытие продувочного окна;
а – НМТ.
Пределы изменения параметров для двигателей:
Карбюраторного
Pa=0.075…0.095 МПа
Та=315…3500 К
44
Дизельного
Pa=0,085…0,095 МПа
Та=320…3300 К
Pс=0.7…1,5 МПа
Тс=400…8000 К
Pс=3,5…5 МПа
Тс=700…9000 К
Pz=2,5…4,5 МПа
Тz=2300…25000 К
Pb=0.3…0,4 МПа
Тb=1200…15000 К
Pz=5,0…9,0 МПа
Тz=1900…24000 К
Pb=0.2…0,4 МПа
Тb=900…12000 К
Pr=0,105…0,125 МПа
Тr=900…12000 К
Pr=0,105…0,11 МПа
Тr=700…9000 К
3.2 Процесс впуска
Наполнение цилиндра двигателя горючей смесью или воздухом
представляет собой совокупность процессов, происходящих в течение: предварения впуска, основного впуска и опаздывания впуска.
Рисунок 3.4 – Процесс впуска четырёхтактного двигателя без наддува
45
Рисунок 3.5 – Процесс впуска четырёхтактного двигателя с наддувом
Процесс впуска включает три этапа:
1. r`r - предварение впуска;
2. ra – основной впуск;
3. aa` - опаздывание впуска (дозарядка).
Точки r` и a` - момент открытия и закрытия впускного клапана.
В действительности давление в ц. д. в процессе впуска непрерывно изменяется, а кривая впуска на индикаторной диаграмме имеет волнообразный характер. Это объясняется изменением проходного сечения клапана и скорости движения поршня.
Рисунок 3.6 – Действительное изменение давления на впуске
3.2.1 Среднее давление в конце впуска
Среднее давление в конце впуска может быть представлено в виде:
Pa  P0  Pa - без наддува;
Pa  Pk  Pa - с наддувом;
где:
P0 – давление окружающей среды, P0 = 0,103 МПа.
Pк – давление надувных газов (после компрессора).
Принимаем: Pк = 1,5 P0 – низкий наддув;
Pк = (1,5…2,2) P0 – средний наддув;
Pк = (2,2…2,5) P0 – высокий наддув.
Pa - потери давления за счёт сопротивления впускной системы
определяется из уравнения Бернулли (из условия неразрывности
струи газового заряда):
46
2
 вп

Pa  (  2  вп )  
  к (о )   10 6 , МПа
 2

где:
β – коэффициент затухания скорости движения заряда в сечении
клапана;
ξвп – коэффициент сопротивления впускной системы;
ωвп – средняя скорость движения заряда на впуске в наименьшем
сечении впускной системы м/с;
ρк(о) – плотность заряда на впуске при наддуве и без него, кг/м3;
В современных двигателях при nн значение скобки принимается:

2

 вп = 2,5…4,0;
ωвп = 50…130 м/с.
Р к  10 6
к 
Rв  Т 0
или
Р 0  10 6
, кг/м3;
0 
Rв  Т 0
где Rв – удельная газовая постоянная воздуха, Дж/кг град.
Rв 
Rм
,
в
Rм = 8315 Дж/Кмоль град – универсальная газовая
постоянная;
μв – молекулярная масса воздуха, кг/Кмоль; μв=28,96 кг/Кмоль.
Поэтому: Rв = 287 Дж/кг град.
Р0 – давление окружающей среды, МПа.
Принимается:
Р0=0,1,3 МПа.
Рк – давление наддува, МПа; принимают в зависимости от нагнетателя (компрессора) :
Рк = 1,5 Р0 – низкий наддув nн = 1,4…1,6;
Рк = (1,5…2,3) Р0 – средний наддув nн = 1,55…1,75;
Рк = (2,2…2,5) Р0 – высокий наддув nн = 1,40…1,80.
где nн – показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре.
Т0 – температура окружающей среды, Т0=2880 К;
Тн – температура воздуха за компрессором
n k 1
 nk
Р
Т к  Т 0  к 
 Р0 
где:
nk – показатель политропы сжатия.
47
ΔРа для современных двигателей находится в следующих пределах:
ΔРа = (0,05…0,2) Р0 – карбюраторный двигатель;
ΔРа = (0,03…0,18) Р0 – дизельный без наддува;
ΔРа = (0,03…0,10) Р0 – дизельный с наддувом.
3.2.2 Температура в конце впуска
Температура в конце впуска (Та) – зависит от температуры и массы свежего заряда и оставшихся газов в цилиндре от предыдущего
цикла, а также степени подогрева заряда.
Та – определяется из уравнения теплового баланса, составленного по линии впуска ra
Q1  Qr  Qa .
Выразим через мольные теплоёмкости:
''
M1  C p (Tk  T )  M r ср
Tr  (M1  M r )C p'  Ta
где Q1 – количество теплоты, внесённое свежим зарядом, с учетом подогрева, кДж;
Qr – количество теплоты остаточных газов, кДж;
Qa – количество теплоты в рабочей смеси, кДж;
M1 и Mr – число молей соответственно свежего заряда и остаточных газов, Кмоль.
Мс  М1  Мr - рабочая смесь
μСр – мольная теплоёмкость свежего заряда, КДж/Кмоль град;
μСр’’ - мольная теплоёмкость остаточных газов, КДж/Кмоль град;
μСр’ - мольная теплоёмкость рабочей смеси, КДж/Кмоль град;
ΔТ – величина подогрева заряда, град:
ΔТ=-5…+250 – карбюраторный двигатель;
ΔТ=10…400 – дизельный двигатель без наддува;
ΔТ=0…100 - дизельный двигатель с наддувом.
Принимая с некоторым приближением
С р  С р''  С р' , получим:
Ta  (Tk  T )

48
M1
Mr
 Tr 

M1  M r
M1  M r
Tk  T
T2
T  T Tr   r

 k

M1  M r M1  M r
1r
1r
M1
Mr
 r - коэффициент остаточных газов
T  T  r Tr
Ta  k
- температура в конце впуска
1  r
Та=320…370 К – карбюраторный двигатель;
Та=310…350 К – дизельный двигатель без наддува;
Та=320…400 К – дизельный двигатель с наддувом.
3.2.3 Коэффициент наполнения
Коэффициент наполнения (ηv) представляет собой отношение
действительного количества свежего заряда, поступившего в процессе впуска, к тому количеству, которое могло бы поступить в рабочий
объём цилиндра Vh, при исходных параметрах среды, при условии,
что температура (Т) и давление (Р) в нём равны температуре и давлению среды, из которой поступает свежий заряд (Р0, Т0 – для двигателей без наддува и Рк и Тк – с наддувом).
или
ηv – отношение действительного количества свежего заряда к
теоретически возможному при условиях окружающей среды.
v 
M1 G1
G

 1 ,
M0 G0 kVh
где М1, G1 – действительное количество свежего заряда, кмоль,
кг.
М1, G1 – число молей и масса (кг) свежего заряда, которое могло
бы поступить в рабочем объёме цилиндра двигателя при Т0 и Р0 (Тк и
Рк);
ρк(0) – плотность свежего заряда; кг/м3.
ηv может быть определён исходя из уравнения теплового баланса
конца такта впуска.
Qa  Q2  Q1
где Qa – количество теплоты рабочей смеси, КДж;
Q2 – количество теплоты остаточных газов, КДж;
Q1– количество теплоты внесённое свежим зарядом, КДж.
Выразим через массовые теплоёмкости:
Cpa  Ga  Ta  Cp2  G2 T2  Cp1  G1 T0'
'
где T0  T0  T
(или Tk'  Tk  T );
49
ΔТ – величина подогрева свежего заряда;
Сра, Срr, Ср1 – массовые теплоёмкости газов.
Из уравнения Клайперона – Менделеева
P  V  G  R  T ; имеем, учитывая что:
G1  G0  v
Ga 
Pa  Va
;
Ra  Ta
Gr 
Pr  Vc
;
Rr  Tr
G0 
P0  Vh
.
R0  T0
Подставим в уравнение баланса
Cpa Pa  Va  Ta Cpr Pr  Tr  Vc Cp1 P0  Vh  T0'





 v
Ra
Ta
R2
Tr
R0
T0
Разделим на Vc , учитывая что:
Cpa Cpr Cp1


;
Ra
R2
R0
Vh
 (  1) ;
Vc
Va

Vc
T0'
Pa    Pr  v (  1)  P0 
T0
T0
1 Pa  Pr 
v 


- для ДВС без наддува [P0, Т0];
T0  T   1
P0
Tk
1 Pa  Pr 
v 


- для ДВС с наддувом [Pк, Тк].
Tk  T   1
Pk
с учётом продувки и дозарядки:
v 
Tк
1 доз Pa  or Pr 


Tк  T   1
Pk
Вывод: коэффициент наполнения (ηv) возрастает с увеличением
давления в конце впуска (Ра) и понижается с увеличением давления
выпуска (Рr) и температуры подогрева рабочей смеси (ΔТ), т. е. η v тем
выше, чем меньше Рr и ΔТ и больше Ра.
Чем больше потеря давления ΔРа = Р0 - Ра, тем меньше Ра и
меньше ηv.
При эксплуатации тракторов и других машин нужно следить за
воздухоочистителем, зазорами в клапанах, что влияет на проходное
сечение и фазы газораспределения.
Вывод: ηv увеличивается при Равозрастает;
Рr уменьшается;
50
ΔТ уменьшается.
На величину ηv влияет ne (частота вращения вала двигателя).
На величину ηv оказывает влияние частота вращения вала двигателя.
Рисунок 3.7 – Влияние частоты вращения вала двигателя на коэффициент наполнения цилиндров
При n=min, ηv=min, т. к. происходит выброс части заряда из цилиндра во впускную систему в период запаздывания закрытия впускного клапана после НМТ.
При больших ηv=mах, ηv уменьшается, т. к. возрастает скорость
заряда и сопротивление, т. к. ΔРа – растёт.
На величину ηv оказывает влияние нагрузка двигателя.
С ростом нагрузки Ne:
В дизеле ηv снижается за счёт повышения подогрева свежего заряда (увеличивается нагрев)
В карбюраторном двигателе ηv растёт за счёт открытия дроссельной заслонки и уменьшения сопротивления.
ε – С ростом ε значение ηv практически не меняется (отдельные
факторы компенсируются).
51
Рисунок 3.8 – Влияние нагрузки двигателя на коэффициент наполнения цилиндров
3.2.4 Давление и температура остаточных газов
В цилиндре двигателя перед началом процесса наполнения всегда содержится некоторое количество остаточных газов (параметры
Pr и Tr) в объёме Vc.
Давление остаточных газов Рr зависит от числа и расположения
клапанов, сопротивление впускного и выпускного трактов, ne, нагрузки
и др.
Давление остаточных газов находится в пределах:
Prн=(1,05…1,25)Р0 – для автотракторных двигателей без наддува.
Prн=(0,75…0,98)Рк - для автотракторных двигателей с наддувом.
Для различных скоростных режимов Pr определяют:
Pr  P0 (1.035  A p  10 8  n 2 ) ,
где n – текущая частота вращения вала двигателя, об/мин;

Prн  1.035  P0   108
Ap 
,
P0  n 2н
Prн – давление остаточных газов при nном;
nн – номинальная частота вращения вала двигателя, об/мин.
Температуру остаточных газов определяют по:
- эмпирическим зависимостям:
Tr  f ( n, ,  )
52
Tr 
1450 738

 0,14  n  133.6
Tr 
1450 1029

 0,14  n  494




0
К при α≤1
0
К при α>1
- по прототипам двигателя:
Тr=900…11000К – карбюраторный двигатель;
Тr=600…9000К – дизель;
Тr=900…11000К – газовый двигатель.
3.2.5 Коэффициент остаточных газов
Коэффициент остаточных газов – это отношение (количества молей) остаточных газов Мr в цилиндре от предыдущего цикла, к (количеству молей) свежего заряда М1, поступающих в цилиндр в процессе
впуска.
r 
Mr
M1
или
r 
Tk  T
Pr

T2
Pa  Pr
Mr
Mr
G
G

 r  r ;
M1 M0v G1 G0v
где Мr и Gr – количество остаточных молей (кмоль), количество
остаточных газов (кг);
М1 и G1 – количество молей (кмоль), количество свежего заряда
(кг);
ηv – коэффициент наполнения цилиндра двигателя;
М0 и G0 – число молей и масса помещающегося заряда в рабочем
объеме при (Т0 и Р0), (Т0 и Р0).
Из характеристического уравнения
P V
P V
Gr  r c
G0  0 h
G1  G0  v
Rr  Tr
R0  T0
r 
r 
Vc
1
Pr  Vc  R0  T0
Pr  T0


; т. к.
Vh   1
v  Rr  Tr  P0  Vh v  P0 (  1)  Tr
R0  Rr - удельная газовая постоянная
Подставим значение ηv
v 
(Pa    Pr )  T0
(  1)  P0  T0'
где
53
T0'  T0  T - без наддува (или Tk'  Tk  T - с наддувом)
ΔТ – температура подогрева свежего заряда.
Pr  T0 (  1)  P0 T0'
T0'
Pr
r 


(Pa    Pr ) T 0P0  (  1)  Tr Tr   Pa  Pr
Для двигателей с наддувом (без учёта дозарядки и продувки)
r 
Tк  T
Pr

.
Tr
  Pa  Pr
С учётом продувки и дозарядки
r 
оr  Pr
Tк  T

Tr
доз    Pa  оr  Pr .
Величина  0 r - зависит от:
- степени наддува;
- скоростного режима двигателя;
- продолжительности периода перекрытия клапанов.
Рисунок 3.9 – Зоны дополнительной очистки и дозарядки цилиндра
 0 r =1 – без наддува (отсутствие продувки);
 0 r =0 – с наддувом (полная очистка цилиндров от продуктов сгорания в период перекрытия клапанов).
Очистка возникает в результате предварительного открытия
впускного клапана.
54
доз Закрытие впускного клапана после НМТ позволяет, используя скоростной напор, инерционные и волновые явления во впускной
системе, ввести в цилиндр двигателя дополнительную массу заряда,
что учитывается доз .
доз =1,12…1,15 – для nном и удачно выбранных углов запаздывания закрытия клапанов;
доз =0,95…0,88 – при ne min может быть не дозарядка, а даже выброс свежего заряда.
 r =0,04…0,08 – карбюраторный ДВС;
 r =0,03…0,06 – дизельный ДВС.
3.3 Процесс сжатия
В период процесса сжатия в цилиндре двигателя повышаются
температура и давление, что создаёт надёжное воспламенение и
эффективное сгорание топлива.
В действительном цикле процесс сжатия протекает по сложному
закону, параметрически не подчиняющемуся термодинамическим
процессам (т. к. изменяется теплоёмкость рабочего тела, переменный теплоотвод, утечки через неплотности, испарение топлива).
Рисунок 3.10 – Действительное изменение показателей процесса сжатия
55
Рисунок 3.11 – Изменение теоретического и действительного давления в цилиндре
Начальная стадия сжатия – температура заряда ниже температуры стенок цилиндропоршневой группы. Идёт отвод тепла от стенок
цилиндра и подвод к рабочему телу, (n1 > k1).
При движении поршня от НМТ к ВМТ tраб.т. повышается и теплоотвод снижается. Затем происходит выравнивание tраб.т и tстен., теплоотвода нет, (n1 = k1).
При дальнейшем сжатии tраб.т > tстен происходит изменение
направления теплоотдачи. Фактически давление изменяется по линии adc с переменной политропой, (n1 < k1).
Для упрощения расчёта условно принимается, что процесс сжатия в действительном цикле происходит по политропе с постоянным
показателем (n1=const) (кривая ас).
Характерные точки:
- с – воспламенение смеси (впрыск);
- f – загорание смеси;
'
с ' f - период скрытого воспламенения;
с '' - фактическое давление в конце сжатия.
Среднее значение показателя политропы сжатия следующие:
n1 = 1,3…1,39 – карбюраторный двигатель;
n1 = 1,38…1,42 – дизельный двигатель без наддува;
n1 = 1,35…1,38 – дизельный двигатель с наддувом.
56
n1k < n1д – за счёт того что в карбюраторных двигателях:
- смесь содержит часть топлива, которое испаряется за счёт некоторого поглощения теплоты;
- теплоёмкость смеси, содержащей пары топлива, выше чем воздуха.
в расчётах показатель n1 политропы может быть определён либо
по номограммам от ε и Та [1, с. 48, рис. 25], либо по эмпирической
формуле профессора Петрова:
n1  1,41 
100
- для дизельных и карбюраторных ДВС (дает
ne
большую ошибку).
Расчёт давления и температуры в конце сжатия ведут по уравнениям политропного процесса:
Pc  Pa   n1 ;
Tc  Ta   n1 1 .
Давление в конце сжатия повышается до
Рc  (1,15...1,25 )  Pc
(точка с//).
Ориентировочные значения параметров (для nном):
- карбюраторный двигатель:
n1 = 1,34…1,39; Рс = 0,9…1,6 МПа; Тс = 650…800 К;
- дизельный двигатель без наддува:
n1 = 1,38…1,42; Рс = 3,5…5 МПа; Тс = 700…900 К;
- дизельный двигатель с наддувом:
n1 = 1,35…1,38; Рс = 6…8 МПа; Тс = 900…1000 К.
ЛЕКЦИЯ 4
ТЕМА 3: Действительные циклы ДВС
3.4 Процесс сгорания
Процесс сгорания является основным процессом рабочего цикла
двигателя, в течение которого теплота, выделяющаяся вследствие
сгорания топлива, идет на повышение внутренней энергии рабочего
тела и на совершение механической работы.
Действительное изменение давления в цилиндрах двигателя характеризуется кривой c/fc//zd.
57
Карбюраторный двигатель
Дизельный двигатель
Характерные точки:
С/ - начало подачи искры (впрыска);
С/f – I фаза, период задержки воспламенения;
C – теоретическое значение давления в конце сжатия;
fC// - II фаза – период быстрого сгорания;
C//Zd – III фаза – период продолжения горения;
Zd – действительное значение давления в конце сгорания.
Для упрощения термодинамических расчетов принимают, что
процесс сгорания в двигателе происходит для:
– карбюраторный двигатель по прямой СС//Z/ (при V = const);
– дизельный двигатель по прямой СС//Z/Z (при V = const и P
=const);
Целью расчета процесса сгорания является определение температуры Tz и давления Pz в конце видимого горения, расчет ведется
для количества газов (в кмолях), полученных при сгорании 1 кг жидкого топлива.
Температуру газа Tz в еонце сгорания определяют на основе
первого закона термодинамики, согласно которому
dQ =dU + dL или Q = ∆U + L
(Тепло Q расходуется на изменение внутренней энергии и совершение работы).
58
Применительно к двигателям это уравнение можно представить
в следующем виде
ξ Qн = Uz – Uc + Lcz – (при сгорании с   1 )
ξ (Qн– ∆Qн) = Uz – Uc + Lcz – (при сгорании с   1)
где Qн – удельная низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг;
МДж
– бензин
кг
МДж
Qн = 42,5
– дизельное топливо
кг
Qн = 44
[Низшая теплота сгорания топлива – количество теплоты, полученной при сгорании единицы топлива, за вычетом теплоты, выделившейся при конденсации водяного пара]
ξ – коэффициент использования теплоты на участке видимого
сгорания.

Qн  Qн   Qп
Qн  Qн
здесь ∆Qн – потеря части теплоты из-за химической неполноты
сгорания топлива
кДж
при   1; ∆Qн = 119950 (1-α)L0
.
кг
Qп – потеря теплоты на участке cz вследствие теплоотдачи, догорании топлива на такте расширения.
L0 – теоретически необходимое количество воздуха,
кмольвоз
кг топл
Коэффициент ξ характеризует ту часть низшей теплоты сгорания
топлива, которая используется на повышение внутренней энергии и
на совершение работы.
ξ = 0,85…0,95 – карбюраторный двигатель.
ξ = 0,75…0,85 – дизель с неразделенной камерой сгорания.
ξ = 0,70…0,80 – дизель с разделенной камерой сгорания.
Внутренняя энергия газов в конце видимого сгорания, кДж
Uz  M2  Mr CVZ Tz
где M2 + Mr – число молей газов в точке Z (смесь продуктов сгорания топлива Mr от предыдущего цикла);
59
CVZ
– средняя мольная теплоемкость газов после сгорания (точ-
ка Z) при V = const,
кДж
.
кмоль  град
Внутренняя энергия рабочей смеси в конце сжатия, кДж
Uс  M1  M r CVс Tс ,
Ма = Мс
где M1 + Mr = Мс – число молей газов в точке С (смесь свежего
заряда М1 с остаточными газами Мr от предыдущего цикла)
CVc
– средняя мольная теплоемкость рабочей смеси (св. заряд +
отработ. газы) в конце процесса сжатия (точка С) при V= const,
кДж
кмоль  град
Подставляя Uz и Uc в уравнение, получим уравнение сгорания:
а) – для карбюраторного двигателя ( Lcz  0 ) при   1
Qн  M 2  M r CVZ Tz  M1  M r CVC Tc или
Qн  M c CVC Tc  M zCVZ Tz – уравнение сгорания
б) – для карбюраторного двигателя ( Lc1z  0 )   1
 (Qн  Qн )  M c CVC Tc  M zCVZ Tz – уравнение сгорания
в) для дизельного двигателя   1
Qн  M c CVC Tc  Lz / z  M zCVZ Tz
Lz / z – работа изобарного процесса расширения
Lz / z  p z v z  p z / v z / ;
v z/  v c ;
pz /  pc 
Тогда Lz / z  pz v z    pc v c
Характеристическое уравнение для смесей в точке z и c
pzvz=8.315MzTz ;
pcvc=8.315McTc
Тогда
Lz / z  8.315(M zTz    M cTc )
После подстановки Lz / z в баланс для дизельного двигателя
Qн  M c CVC Tc    M cTc  8.315 M zTz  M zCVZ Tz – уравнение сгора-
ния.
Чтобы определить составные этого уравнения, необходимо найти
количественный состав участвующих в реакции газов.
60
Разделив все части трех уравнений на Мс и учитывая, что
Mz
M  Mr
 2
– коэффициент молярного изменения рабочей смеMc
M1  M r
си, а количество рабочей смеси в начале и в конце сжатия постоянно,
т.е.
M а  M с  M1  M к  L0   r L0  L0 1   r 
r 
Mr
– коэффициент остаточных газов.
M1
Получим в окончательном виде уравнение сгорания для двигателей (разделив на Мс)
а) карбюраторного   1
Qн
 CVC Tc  CVZ Tz
L0 1   r 
б) карбюраторного   1
 Qн  Qн 
 CVC Tc  CVZ Tz
L0 1   r 
в) дизельного   1
Qн
 Tc CVC  8.315    CVZ  8.315 Tz
L0 1   r 
т.к. CVZ  8.315  CPZ , то имеем
Qн
 Tc CVC  8.315   CVZ Tz
L0 1   r 
Рабочая смесь + остаточные газы
Определение теплоемкостей газов
CVC – средняя молярная теплоемкость газов рабочей смеси в
конце процесса сжатия (точка С) и CVZ – средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания (точка Z) – переменные величины. Они зависят от Тс и Тz т. е. CVC  f (Tc ) ; CVZ  f (Tz ) и от элементарного состава топлива и от состава смеси (т. е. α)
В расчетах CVC с некоторым допущением принимают как средневзвешенную величину теплоемкостей: воздуха C /VC т.е. без учета
влияния паров топлива в двигателях и остаточных газов
CVC 


1
M1CV/ C  M r CV//C , вынесем М1
M1M r
61
CVC 


1
кДж
CV/ C   r CV//C ,
1r
кмоль  гр
где: CV/ C – теплоемкость воздуха берется для данных Тс по справочным данным [
кДж
]
кмоль  гр
CV//C – ср. мольная теплоемкость остаточных газов, может быть
определена:
а) непосредственно по справочной литературе (в зависимости от
α) [1, табл 7,8 с. 18].
б) по элементарному составу топлива.
CV//C
может быть определена (как средневзвешенная величина составляющих продуктов сгорания
MCo CV//
 MCOCV//C CO  MH 2OCV//C H O  MH 2 CV//C H  
2
C
CO
1
2
2
2


CV//C 
//
//

M2  MN CV
 MO2 CVC O
2
C N2


2
//
где: CVC i – средняя мольная теплоемкость отдельных компонентов
сгорания определяется: по справочным таблицам [1, табл.5] или
б) по эмпирическим формулам CVC i  f (tc ) [1, табл.6] в интерва//
ле температур 1…15000С., т.е. общий вид зависимостей
CV//C i  a  b 103  tc
например: для СО
CV//C i  20,597  2,67 10 3 tc
Мi – число молей газов, составляющих продукты сгорания;
CVZ – средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания определяется по формуле *** (как средневзвшенная теплоемкость продуктов сгорания):
CVZ  CV//Z
1

M2
CV//Z i  f (t z )
62
MCo CV//
 MCOCV//Z CO  MH 2 OCV//Z H O  MH 2 CV//Z H  
2
Z CO 2
2
2


 M C //  M C //

N 2 V Z N2
O2 VZ O2


CV//Z i  a  b10 3 t z
эти зависимости берутся из тех же таблиц [1,табл.6], но в интервале
t = 1501 … 28000С
например: для СО;
CV//ZCO  22.490  1.43  10 3 t z
Тогда величина CVZ будет функцией Тz , т.е.
CV  a //  b //Tz
Z
(Tz = tz+273)
CPZ  CVZ  8.315
После подстановки в уравнение горения значения теплоемкостей
CVZ и CVC будем иметь уравнение второго порядка вида
ATZ2  BTZ  C  0
Где А, В, С – главные значения известных величин.
Оттуда решив квадратное уравнение, получим:
 B  B 2  4 AC
TZ 
,K
2A
При определении максимальной температуры цикла Tz на основе
уравнений сгорания задаются значениями ξ (коэффициент использования теплоты), а для смешанного цикла и λ (степень повышения
давления).
λ=3…4 – для карбюраторного двигателя.
λ=1,6…2,5 – дизельного с неразделенными камерами сгорания и
объемн. смесеоб.
λ=1,2…1,8 – дизельного с разделенными камерами сгорания и
пленочным смесеоб.
λ=1,2…2,5 – определяют допустимыми значениями, температур и
давления в конце сгорания.
Определение величины PZ в конце сгорания зависит от характера цикла:
а) для двигателей, работающих с подводом теплоты при V =
const, давление МПа
PC    TZ
PZ 
TC
степень повышения давления λ определяется  
PZ
PC
63
где µ – коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси,
б) для двигателей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты при V=const и P= const
PZ    PC , λ – задаются, тогда
степень предварительного расширения (  


VZ
)
VC
PCTZ
 T
, или    Z
 TC
PZ TC
VZ
(для дизеля)
VC
из характеристического уравнения:
pv=RT
pv=8.315MT
PZVZ  8.315 M ZTZ
PCVC  8.315 MCTC
P T
VZ PC M Z Tz

 C Z
VC PZ MC TC
PZ TC

PC TZ
1 TZ

PZ TC
 TC
ρ – для дизелей ρ=1,2…1,7
Объем, освобождаемый поршнем в процессе предварительного
расширения:
Vz-Vc=Vc (ρ-1)
Действительное давление Определение действительных точек:
а) для дизельного двигателя (подвод тепла V=const);
PZd  0.85 PZ
б) для дизельного двигателя (подвод тепла V=const ;P=const)
PZd  PZ
Карбюраторный
Дизельный
ТZ = 2400…29000 K
TZ = 1800…23000K
PZ = 3.5…7.0 MПа
PZд = PZ = 5…12 МПа
Более низкие значения TZ для дизелей является следствием
большого λ (большие потери на нагрев воздуха), меньшим ξдиз, частичного использования теплоты на совершение работы в процессе
предварительного расширения.
64
3.5 Термохимические соотношения
3.5.1 Теоретически необходимое количество воздуха
Состав топлива задается массовым или объемным содержанием
основных элементов: С – углерод; Н – водород; ОТ – кислород топлива (кг)
В топливе присутствует также S – сера, N– азот и элементы химических соединений в виде антидетонационных, противодымных и
др.
Теоретически необходимое количество кислорода для сгорания
1 кг топлива и полученное при этом количество продуктов сгорания
можно рассчитать на основе химических реакций сгорания С и Н
Для одного кг жидкого топлива массовые доли отдельных составляющих химических элементов
С+Н+О=1
Жидкое топливо
Бензин
Дизельное топливо
С
0,855
0,870
Н
0,145
0,126
ОТ
0,004
Химические реакции С с кислородом О в случае полного сгорания
а) в массовом выражении:
С+О2 = СО2 (если только масса m = 12; m0 = 16 ), то
12 кг (С) + 32 кг (О2) = 44 (СО2)
а для 1 кг углерода (разделим на 12)
1 кг (С) + 8/3 кг(О2) = 11/3 кг (О2)
Для С кг углерода С кг(С) + (8/3)С кг (О2) = (11/3) С кг (СО2)
Если б) в молях: 1кмоль С + 1 кмоль О2 =1кмоль СО2
или: 12 кмоль С + 1кмоль = 1кмоль СО2
для 1 кг: 1кгС +1/12кмольО2 = 1кмоль СО2
для С кг углерода: Cкг С + (С/12)кмоль О2 = (С/12) кмольСО2
Реакция сгорания водорода:
2Н2 + О2 = 2Н2О.
Весовое 4 кг Н2 + 32 кг О2 = 36 кг Н2О.
Н кг (Н) + 8Н кг (О2) = 9Нкг Н2О.
65
Мольное: (в молях) 2 кмоль Н2 + 1 кмоль О2 = 2 кмоль Н2О.
4 кмоль Н2 + 1 кмоль О2 = 2 кмоль Н2О
для 1 кг Н: 1 кг Н2 +1/4 кмоль О2 = 1/2 кмоль Н2О
Для Нкг Н: Н кг Н2 + (Н/4) О2 =(Н/2) кмоль Н2О
Поэтому для сгорания 1 кг топлива потребуется 8/3 С + 8 Н кг
кислорода; или С/12 + Н/4 – кмоль кислорода
и если учесть От , и массовое содержание О2 в воздухе, то: в
массовом выражении
l0 
1 8
 C  8H  OT
0.23  3

,

кгвоз
кгтоп
или в молях (учитывая объемное содержание О в воздухе)
в мольном выражении
L0 
1  C H OT 
  
,
0.210  12 7 32 
кгвоз
кгтоп
где l0 – теоретически необходимое количество воздуха в кг для
сгорания 1 кг топлива,
кгвоз
кгтоп
L0 – теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для
сгорания 1 кг топлива,
кгвоз
кгтоп
0,23 – массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха;
0,21  0,208 – объемное содержание кислорода в 1 кмоль воздуха
Причем l 0   в L0
где µв = 28,96
кг
– масса 1 кмоль воздуха
кмоль
Количество воздуха, участвующего в процессе сгорания может
быть больше (>) или (<) теоретического.
Коэффициент избытка воздуха
– отношение действительного количества воздуха (l1 или L1) к
теоретически необходимому количеству воздуха (l0 или L0) для полного сгорания топлива
66

l1 L1

l 0 L0
Ориентировочное значение α:
α = 0,75…0,95 – карбюраторные двигатели;
α = 1,5…1,8 – дизельные с нераздельными камерами сгорания;
α = 1,45…1,55 дизельные с пленочными смесеобразователями;
α = 1,25… 1,45 дизельные с наддувом.
3.5.2 Количество молей свежего заряда
Поступающий в цилиндр свежий заряд состоит из воздуха и топлива.
M1  L0 
1
T
,
кмольвоз
кгтол
где µT – молекулярная масса топлива,
(µTбенз=110…120
кгтоп
кмоль
кг
кг
; µTдиз.т=180…200
)
кмоль
кмоль
1
 T – малая величина по сравнению с αL0, то
M1  L1  αL0 ,
кмольвоз
кгтол
3.5.3 Определение числа молей продуктов сгорания (М2) 1
кг топлива при   1 :
При полном сгорании топлива продукты сгорания состоят из:
СО2; Н2О; избыточного О2 и N2
М2 = МСО2 + МН2О + МN2 + МО2
кмоль
кгтоп
На основе реакции сгорания 1 кг топлива
М СО2 = С/12; МН2О = Н/2
N2 не участвует в реакции с кислородом топлива и его содержание равно числу кмоль в воздухе
79% N2
M N2 = 0,79αL0
(0.208
M2 

0,21) MO2 =0,12L – 0.21L0=0.21αL0–0.21L0=0.21L0(α-1)
C H
C H
  0.79L0  0.21(  1)L0 
  (  0.21)L0
12 2
12 2
67
0.21L0 
C H OT
12 4 32
Чтобы учесть наличие кислорода в топливе, решим совместно с
теоретически необходимым количеством воздуха.
3.5.4 Определение числа молей продуктов сгорания 1 кг
топлива при α < 1 (CО2 , СО, Н2О, Н2, N2)
При неполном сгорании образуется М2 = МСО2 + МСО2 + МН2О + МН2
+ МN2
M CO  0.42 (1   )L0
H2 пренебр
C
 0,42(1   )L0
12
H

2
 0,79  L0 , тогда складывая имеем
M CO 2 
M H2
MN2
C
H
C H
 0,42(1   )L0  0.42(1   )L0   0,79L0 
  0,79L0 
12
2
12 2
C H
H

  0.79L0 
12 4
4
M2 
Преобразуем это выражение (искусственно)
C H OT H OT
 
 
 0.79L0  0,79L0  0,21L0  0,21L0
12 2 32 4 32
H O
M 2  L0   T  0,21L0 (1   )
4 32
M2 
3.5.5 Изменение количества кмолей продуктов сгорания
∆M=M2 – M1;
М1 = αL0
При   1
 1
H OT

4 32
H O
M  M2  L0   T  0,21L0 (1   ) .
4 32
M  M 2  L0 
Приращение числа молей происходит вследствие увеличения
суммарного количества молекул при химических реакциях распада
молекул топлива.
68
Прирост числа кмолей при α<1 больший, чем при α >1. приращение объема ∆М – положительный фактор, способствует возрастанию
полезной работы газов при их расширении.
Относительное изменение объема
Характеризуется:
1) µ0 – коэффициент молекулярного изменения горючей смеси –
это отношение количества молей продуктов к числу молей горючей
смеси
M
M
0  2  1 
M1
M1
2) µ – действительный коэффициент молекулярного изменения
рабочей смеси (гор. смесь + ост. газы) – это отношение количества
молей в цилиндре после сгорания (Mz) к числу молей до сгорания (Мс)

MZ M2  Mr

MC
M1  M r
разделим на М1,  
Mr
  r – коэф ост газов, т
M1
M0   r
1  r
µ = 1,02…1,12 – карб. двигатели
µ = 1,01…1,06 – диз. двигатели
Смесь газов в начале сжатия Мс
Мс = М1 + Мr
M r  M1 r  L0  r
MC  L0   r L0  L0 (1   r )
В конце сгорания заряд состоит (МZ)
Мz = М2 + Мr
H OT

  r L0
4 32
H O
M Z  L0 (1   r )   T
4 32
При   1 ;
H O
M Z  L0   T  0,21L0 (1   )   r L0
4 32
H O
M Z  L0 (1   r )   T  0,21L0 (1   )
4 32
При   1 ; M Z  L0 
69
3.6 Процесс расширения
В процессе расширения тепловая энергия топлива преобразуется
в механическую работу. В реальном двигателе процесс расширения
протекает в условиях догорания топлива и восстановления продуктов
диссоциации, уменьшения теплоемкости продуктов сгорания.
Процесс расширения происходит по закону политропы. Однако
показатель n не остается постоянным.
В начальный период процесс расширения протекает с интенсивным подводом теплоты и n2/  k 2/
По мере движения поршня к Н.М.Т. догорание топлива и восстановление продуктов диссоциации уменьшаются. Возрастает отвод
тепла и n2/ увеличивается и достигает значения показателя адиабаты
n2/  k 2/
При дальнейшем расширении газов отвод тепла превышает ее
выделение и n2  k 2
Таким образом, процесс расширения протекает по политропе с
переменным показателем n2/ .
/
70
/
Карбюраторный двигатель
Дизельный двигатель
Характерные точки и отрезки
Точка b/ – открытие выпускного клапана;
Z b/b – расчетное изменение давления (теоретически);
Zd b/b// – действительное изменение давления.
Значение n2 возрастает с (уменьшением коэффициента использования теплоты), уменьшения отношения (S/D) хода поршня к диаметру и с уменьшением интенсивности охлаждения.
Среднее значение n2:
n2 = 1,23…1,30 – карбюраторный двигатель
n2 = 1,18 …1,28 – дизельный двигатель
При этом меньшее значение n2 относится к высокооборотным
двигателям с высоким наддувом.
Значение n2 может быть ориентировочно определено по эмпиричной зависимости (для малооборотных двигателей)
n2  1,22 
130
.
n
По номограммам [1, с.57] в зависимости от ξ (* диз), TZ и α
Значения давления (Pв, МПа) и температуры (Тв, К) газов в конце
процесса:
а) для карбюраторных двигателей:
Pв 
Pz
Pв 
Pz
 n2
б) для дизелей:
 n2
Tв 
Tв 
TZ
 n2 1
TZ
 n2 1
71
где  

vв 

– степень последующего расширения;
vя 
vz
– степень предварительного расширения.
vc
Рассматривая характеристическое уравнение для состояния газов до и после сгорания (точки С и Z)
PcVc  8,315 M cTc
PzVz  8,315 M zTz
Разделим второе на первое, учитывая, что

Pz
Pc
  

Mz
Mc
Tz
T
 z
 Tc
Tc
Примерное значение Pв Tв (n=nном)
а) Pв = 0,35…0,60 МПа; Tв = 1200…1700К – карбюраторный двигатель
б) Pв = 0,20…0,50 МПа; Tв = 1000..1200 К – дизельный двигатель
3.7 Процесс выпуска
Выпуск отработанных газов начинается в точке b/ в момент открытия выпускного клапана с опережением 40…700 до НМТ. и заканчивается после закрытия выпускного клапана (10…50% после вмт).
За счет запаздывания закрытия выпускного клапана после вмт
улучшается очистка цилиндров в связи с эжжекцией при выходе потока газа из цилиндра с большой скоростью.
Изменение давления в процессе выпуска:
72
Карбюраторный двигатель
Дизель без наддува
Двигатель с наддувом
ХАРАКТЕРНЫЕ ТОЧКИ И ЛИНИИ
1) Точка b/ и а/ – моменты открытия и закрытия выпускных клапанов.
2) b/ b// r/ d a/ – действительное изменение давления в цилиндре.
3) b/b, bl, lr, rd/ – расчетные прямые процесса выпуска.
b/ ,b, l, r, a/
Различают два периода выпуска газов:
1 период свободного выпуска (от b/ до b//), удаляется 60%...70%
отработанных газов;
2 период принудительного удаления газов из цилиндра ( b// d).
Для лучшего газообмена существует угол перекрытия клапанов.
В период перекрытия клапанов с учетом соотношений давлений в
цилиндре Р1 во впускном РК и РВ трубопроводах направления движе73
ния газов могут быть различными. При неблагоприятных соотношениях давлений Р1, РК, РВ отработавшие газы могут через выпускной
клапан поступить обратно в цилиндр, а через выпускной клапан – истечение газов из цилиндра в систему впуска. При РК.> Р1 > РВ – ,будет
наблюдаться продувка цилиндра.
Скорости истечения газов
При открытии выпускного клапана V = VKP = 600…700 м/с;
При начале движения поршня от НМТ и ВМТ V=200…250 м/с
В конце выпуска 60…100 м/с
Правильность ранее сделанного выбора параметров процесса
выпуска Рr и Т2 можно проверить по формуле
Тr 
Tв
.
3 Р Рr
в
Отличие расчетного значения Т2 от ранее принятого не должно
отличаться (допускается расхождение не более  5%).
3.8 Состав отработанных газов и методы
снижения их токсичности
Наряду с задачами по дальнейшему повышению экономичности
двигателей уделяется большое внимание экологическим проблемам.
Токсические компоненты отработанных газов – основной источник загрязнения атмосферы.
Во всем мире с продуктами сгорания энергетических установок
ежегодно выбрасывается в атмосферу свыше: 300 млн. т – СО2 ; 150
млн. сернистого ангидрида; 100 млн. твердых веществ; 500 млн.
окислов азота и других вредных веществ. На долю автотранспорта
приходится  60% всех загрязнений.
В двигателе внутреннего сгорания с искровым зажиганием;
1. Образованию токсичных компонентов способствуют:
– низкое качество смесеобразования;
– неравномерное распределение смеси по цилиндрам;
– изменение ее состава от цикла к циклу;
– неоптимальный угол опережения зажигания;
– попадание масла в камеру сгорания;
2. Пути снижения токсичности;
74
– подогрев топливовоздушной смеси во впускной системе;
– послойное смесеобразование;
– применение 2-х секционных систем впуска;
– форкамерно-факельное зажигание;
– автоматизация состава смеси и угла опережения зажигания в
зависимости от режима рабочего двигателя;
В двигателях внутреннего сгорания дизельных:
1. Влияют на токсичность:
– способ смесеобразования;
– качество распыла;
– неравномерное распределение топлива по цилиндр.
2. Пути снижения токсичности:
– использование двигателя внутреннего сгорания с раздельными
камерами сгорания (вихревые, предкамеры). [С раздельными камерами сгорания, выброс углеводорода в 10…12 раз меньше; СО – в 4
раза; NO – в два раза по сравнению с однокамерными].
– совершенствование смесеобразования в однокамерных дизелях
– использование предкамеры с изменяющейся геометрией сопла
(стремление объединить преимущества предкамерного смесеобразования газов – малая токсичность и РMAX с преимуществами однокамерного дизеля (лучшая топливная экономичность)). Имеется выступ
в поршне, который и вводится в ВМТ в сопло предкамеры
– выбор оптимальных значений угла опережения впрыска топлива;
– улучшение качества распыла топлива.
С точки зрения конструкции двигателей проблема токсичности
решается по трем основным направлениям:
1. Совершенствование рабочего процесса существующих типов
двигателей внутреннего сгорания. Улучшение процессов смесеобразования и сгорания, дефорсирование двигателя за счет уменьшения
ε и n; вентиляции картера.
2. Разработка дополнительных устройств (нейтрализаторы, улавливатели, дожигатели и т.п.)
3. Разработка принципиально новых двигателей (электрических,
инерционных, аккумуляторных и др.)
Это является направлением на длительную перспективу
75
С точки зрения эксплуатации – качество регулирования топливо
подающей аппаратуры, систем устойчивого смесеобразования; более
широкое применение газовых топлив.
Состав отработанных газов
Компоненты отработанных газов – входят в шесть групп:
кислород, водяной пар, азот, водород, углекислый газ;
(О2, Н2О, N2, CO2)
Альдегиды;
Окись углерода (СО);
Углеводороды (наибольшую опасность представляют канцерогенные полицикличекие ароматические углеводороды, например
бензпирен);
Окислы азота NOX ;
Сажа, адсорбирующая канцерогенные вещества.
Кроме 1 группы, все токсичны и вредно воздействуют на организм
человека, животных, почву и водоемы.
К основным вредным компонентам отработанных газов относятся: окись углерода (СО), сернистый ангидрид SO2, окислы азота NOX
(окись NO и двуокись NO2 ), сложные ароматические углеводороды
полициклического строения (перен, атрацен, бензпирен и др).
В порядке убывания потенциальной опасности компоненты отработанных газов располагаются следующим образом: сажа (как адсорбент токсичных, в т. ч. канцерогенных веществ), окислы азота, углеводороды, окись углерода и альдегиды ).
ЛЕКЦИЯ 5
ТЕМА 4: ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ
ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ
4.1 Порядок построения индикаторной
диаграммы двигателей
Индикаторная диаграмма двс строится с использованием данных
расчёта рабочего процесса.
Порядок построения:
76
Изобразим индикаторную диаграмму смешанного цикла
1. Выбор масштабов давления (μр) и объёма (μv) цилиндра. Высота диаграммы д. б. в 1,2…1,8 раза больше основания. Масштаб
давлений рекомендуется брать:
μр=0,02; 0,025; 0,04; 0,05; 0,08…0,10 МПа/мм;
По оси объёма (хода поршня) [V(S)] лучше всего откладывать не
V
абсолютные, а относительные величины Vx  x . Для этого выбираVc
ем единичный отрезок объёма камеры сгорания Vc=1. Далее в этом
V
же масштабе откладываем относительный объём Vx  x вплоть до
Vc
Va    Vc  
т. к. Vc=1.
Вместе со шкалой V можно представить шкалу
x .

V
OB 
  x  a 
.
Vx OX 

2. По данным теплового расчёта на диаграмме на оси ординат откладываем в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках: а, с, b, z, z/, l, r.
3. Проводим прямые через точки Рr, Pa, Pz/, параллельно осям.
Причём отрезок z/z для дизелей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты.
z' z  OA  (   1)
ρ – степень предварительного расширения.
77
а)
б)
78
в)
а – дизельный двигатель без наддува
б – карбюраторный двигатель
в - дизельный двигатель с наддувом
Oz OA  z' z
z' z

1 
z' z  OA(   1)
OA
OA
OA
4. Соединяем точки а и с z и b по политропам сжатия (ас) и расширения (zb). Построение политроп сжатия и расширения можно
производить аналитическим или графическим методами.

4.1.1 Аналитический метод построения политроп сжатия
и расширения
При аналитическом методе построения политроп сжатия и расширения вычисляются ряд точек для промежуточных относительных
объёмов (или хода поршня), расположенных между Vc (c) и Va (a) и
между Vz и Vb (zb) по уравнению политропы:
- для политропы сжатия:
Vx ' 
Vx
; Vx  Vx 'Vc
Vc
V 
Px  Pb  a 
 Vx 
n1
 V
 Pa  a
 Vx 'Vc



n1
  

 Pa 
V
'
 x 
n1
79
 Va
Отношение  V
 x

 имеется в пределах (ε…1)

- Для политропы расширения:
n2
n2
V 
V 
Px '  Pb  b   Pb  a 
 Vx 
 Vx 
 Vb '  Va
Отношение  V   V изменяется в интервале:
 x
x
- для карбюраторных двигателей – (1…ε) – сжатие, расширение
- для дизелей – (1…δ) расширение
(1…ε) сжатие
При аналитическом методе построения диаграммы определение
ординат точек политроп сжатия и расширения удобно производить
табличным методом.
V
Vx '  x
Vc
1
Va
Va



Vx Vx 'Vc Vx '
ε
Vz
Vc
n1
Vx ' 
Va

Vc
2
3
…
ε/ρ
ε/2
ε/3
…
1(ε/ ε)
Точка
«с»
…
…
…
Точка
«а»
__
__
__
к. д.
V 
Px  Pa  a 
 Vx 
V 
Px  Pb  a 
 Vx 

…
n2
__
…
Точка
«b»
Соединяя расчётные точки между точками «а» и «с» - получим
политропу сжатия, а между точками «z» и «b» - политропу расширения.
Процессы выпуска и впуска принимаются протекающими при
P=const и V=const (прямые bl, lr, r\\r, r\\a).
80
4.1.2 Графический способ построения политроп сжатия и
расширения (Брауэра)
Порядок построения
1. Из начала координат (О) проводят луч Ос под углом α (лучше
взять α=15).
2. Проводят лучи ОД и ОЕ под углами β1 и β2
tg 1 1  tg n1  1 , tg 2  1  tg 
n2
1 .
3. Политропу сжатия строят с помощью лучей ОС и ОД.
4. Из точки С проводят горизонталь до пересечения с осью
ординат, а затем луч под углом 450 к вертикали линию до пересечения с лучом ОД, а из этой точки – вторую горизонталь.
5. Из точки С проводят вертикаль до пересечения с лучом ОС,
а затем луч под углом 450 к вертикали линию до пересечения с осью
абсцисс, а из этой точки вторую вертикальную линию, параллельную
оси ординат.
6. Точка пересечения горизонтали и вертикали даёт промежуточную точку 1 политропы сжатия.
7. Точка 2 находится аналогичным способом, причём за начало построения принимается предыдущая точка, т. е. точка 1.
8. Политропу расширения строят с помощью лучей ОС и ОЕ,
начиная от точки z, аналогично построению политропы сжатия.
81
На индикаторной диаграмме нужно установить место положение
точек:
с\ - опережение зажигания (впрыска);
f – воспламенение топлива;
с\\ - повышение давления в конце процесса сжатия;
zд – максимальное действительное давление;
b\ - открытие выпускного клапана;
b\\ - снижение давления в конце расширения;
r\ - начало открытия впускного клапана;
а\\ - закрытие впускного клапана;
а\\ - закрытие выпускного клапана.
Для этого необходимо установить связь между углом φ поворота
коленчатого вала двигателя и перемещением поршня. Положение
этих точек определяется углом поворота кривошипа к. в. д.
Аx 
AB 






1

cos


1

cos
2

i
i 
2 
4

где λ – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна,  
R
L
P V
P V 
Lz ' z  PzVz  Pz 'Vz'  PzVc  z z  z ' z '   PzVc   1
 PzVc PzVc 
4.2 Индикаторные показатели двигателя
К индикаторным показателям двигателя относят:
- среднее индикаторное давление Pi;
- индикаторная мощность Ni;
- индикаторный удельный расход топлива qi;
- индикаторный КПД ηi.
4.2.1 Среднее индикаторное давление
Среднее индикаторное давление – это значение условного постоянного давления в цилиндре двигателя, при котором, работа произведённая рабочим телом за один такт, равнялась бы индикаторной
работе цикла.
82
[или, Pi – это такое условное постоянно действующее избыточное
давление, при котором работа газов, произведённая за один ход
поршня, равна индикаторной работе цикла.]
т. е. Li  Pi  F  S
МНм (Мдж)
где Pi – среднее индикаторное давление, МПа
F – площадь поршня, м2
S – ход поршня, м
Li
Li
P


или i
Vh F  S ,
МПа.
а)
б)
83
Площадь нескругленной части диаграммы acz\zba в определённом масштабе выражает теоретическую расчётную работу газов за
цикл.
Площадь скруглённой части ac\czдb\b\\a – действительная работа
газов.
Рассмотрим определение теоретической индикаторной работы
смешанного цикла дизеля, т. е. для наскруглённой расчётной диаграммы (acz\zba).
Работа цикла:
Li  Lz' z  Lzb  Lac
Работа на участке z\z при P=const.
P V
P V 
Lz ' z  Pz  Vz  Pz '  Vz '  Pz  Vc  z z  z ' z '   PzVc   1
 PzVc PzVc 
Vz
Pz


.
Lz' z    Pc  Vc   1 т. к.
Vc
Pc
Работа политропного процесса расширения, участок zb:
Lzb
n2 1 
PzVz   Vz 
1   




n2  1   Vb 



Lzb
PV V
 z z  c
n2  1 Vc
  V  n2 1 
 
1 
1   z 
  PcVc
1

n2  1   n2 1 
  Vb 



Умножим и разделим правую часть на Vc, и получим, что
Vz

Vc
Vb

Vz
Lzb  Pc  Vc 
Pz  Pc  
 
1 
1

n2  1   n2 1  .
Удельная работа политропного процесса.
l  Cv Tz  Tb  
84
R
Tz  Tb 
n 1
Cv 
R
n 1
из.Cp  Cv  R 
PV  RT


R
Tz  Tb   1 PzVz  PbVb   PzVz 1  PbVb 
l
n 1
n 1
n 1 
PzVz 
Из характеристического уравнения
PV n  const
Pb  Vz 
 
Pz  Vb 
n
n 1
PzVz  VznVb  PzVz   Vz  
1    
l
1 n



n  1  Vb Vz  n  1   Vb  


Работа политропного процесса сжатия:
(участок ас):
Lас
n 1
PсVс   Vс  1  PсVс 
1 


 1   
 1  n 1 
n  1   Va 
 n 1   1 


Теоретическая индикаторная работа цикла
Li '  Lz ' z  Lzb  Lac 

 
1 
1 
1 
 PcVc    1 
1  n 1  
1  n 1   PcVc  A
n2  1   2  n1  1   1 

4.2.2 Среднее теоретическое индикаторное давление цикла
Среднее теоретическое индикаторное давление цикла, или работа цикла, приходящаяся на единицу рабочего объема цилиндра для
нескруглённой диаграммы.
PcVc
A
Vh
Li '  PcVc  A
Pi ' 
Vc
1

Vh   1
 n1
Pi '  Pa
A
 1
85
Pc  Pa   n1
Pi ' 
Li '
3
Vh , Дж/м
Pi ' 
Li '
Vh 10 6
, МПа
Подставим в формулу значение Li '
Vc
1

Pc  Pa   n1 :
Для смешанного цикла, с учётом V
,
а
 1
h
Pa n1
Pi ' 
 1

 
1 
1 
1 





1

1


1




 .диз.

n

1
n

1
2
1
n2  1  
 n1  1  


Для цикла при V=const, ρ=1 и δ=ε.
Тогда среднее теоретическое индикаторное давление:
Pa n1
Pi ' 
 1
  
1 
1 
1 
1


1




 , карб.

n

1
n

1
2
1
 n1  1  

 n2  1  
Среднее индикаторное давление Pi действительного цикла
меньше среднего теоретического индикаторного давления на величину за счёт скругления в точках c, z, b. Pi  и  Pi .
Это уменьшение Pi оценивается коэффициентом полноты диа'
граммы  и .
Значения  и : и  0,94 ...0,97 - карбюраторный двигатель
и  0,92 ...0,95 - дизельный двигатель
Среднее давление насосных потерь впуска и выпуска
ΔPi = Pr - Pa , может быть положительной и отрицательной. Потери
на газообмен учитываются в механических потерях двигателя.
Среднее индикаторное давление может быть определенно, планиметрированием площади диаграммы F\ac(z\)zba, мм2.
F ' fc(z' )zba  F ' (z' )zb  F ' ac
Теоретическое индикаторное давление нескруглённой диаграммы
Pi
\
Pi ' 
где
86
F ' p
AB
, МПа
F ' - площадь диаграммы в мм2
 p - масштаб давления, МПа/мм
АВ – длинна диаграммы, мм
Pz' zl 
Pac 
F ' z' zl  p
AB
F 'ac  p
AB
- расширение
- сжатие
Среднее индикаторное давление процесса расширения и сжатия
Pi  Pi 'и
Значения: Pi=0,6…1,4 МПа – карбюраторный двигатель
Pi=до 1,6 МПа карбюраторный двигатель форсированный
Pi=0,7…1,1 МПа дизельный без наддува
Pi=до 2,2 МПа дизельный с наддувом
4.2.3 Индикаторная мощность двигателя
Индикаторная мощность двигателя – работа, совершаемая газами внутри цилиндров в единицу времени:
Ni 
Li
T
Li  Pi  Vh КНм – индикаторная работа цикла
Время цикла
Ni 
t
60  дв 30


n 2
n , с время в одном цилиндре
PiVh  n  i
30 дв КВт – индикаторная мощность всего двигателя
Pi – среднее индикаторное давление, МПа;
Vh – рабочий объём цилиндров двигателя, л;
n – частота вращения вала двигателя, об/мин;
I – число цилиндров двигателя;
 дв - тактность двигателя (число ходов поршня за один цикл)
2n – число тактов в минуту в одном цилиндре,
87
2n
 дв
- число одноимённых тактов (циклов) в минуту в одном ци-
линдре
4.2.4 Индикаторный удельный расход топлива
Эффективность использования теплоты в двигателях можно оценить по удельному расходу топлива.
Удельный индикаторный расход топлива – это количество топлива расходуемое на единицу выполняемой работы
GT 10 3
qi 
, г/КВт ч
Ni
GT – часовой расход топлива, кг/ч
NI – индикаторная мощность двигателя, КВт.
4.2.5 Индикаторный КПД
Индикаторный КПД представляет собой отношение теплоты, эквивалентной индикаторной работе цикла ко всему количеству теплоты, внесённой в цилиндр с топливом.
i 
Li
QH ,
где Li – теплота, эквивалентная индикаторной работе цикла,
МДж/кг;
QH – низшая теплота сгорания топлива, МДж/кг.
3
10
1
Li  , (КВт ч/г); Li 
qi , (КВт ч/кг)
qi
3
3
10

10
 3600
Li 
qi
т.е. 1КВт ч=3600КДж
i  3600
qi  QH
88
Вт  с  3600
кг
qi
МДж/кг
Тип двигателя
дизель
карбюр.
газовый
i
i
qi
0,38…0,50
0,26…0,35
0,28…0,34
170…230
235…320
----
может быть определенно по параметрам рабочего тела
Li
Pi Vh 10 3
i 

QH
QH
МДж
Vh определим из характеристического уравнения
P0Vh  8315 M0  T0 , но i 
тогда
P0Vh  V  8315 M1  T0
Vh 
8315  M1  T0
P0 V
M1
M0
M0 
M1
V
Подставим Vh в уравнение  i
Pi  8315  M1  T0 10 3 8.315  Pi  M1  T0
i 

QH  P0 V
QH  P0 V
V - коэффициент наполнения цилиндра двигателя
M1 – действительное количество свежего заряда, кмоль
P0, T0 – условия, при которых поступает свежий заряд, МПа
QH – низшая температура сгорания топлива, МДж/кг
0
- Относительный КПД – оценивает степень совершенства
действительного рабочего цикла по отношению к теоретическому
КПД.
0 
i
t
0  0,65 ...0,75 .
Для дизельных выше, для карбюраторных ниже.
4.3 Механические потери в двигателе
Часть индикаторной мощности двигателя затрачивается на преодоление механических потерь.
89
Мощность механических потерь - NM
NM  NT  NГ  NВМ  NВ  NК , КВт
где NТ, Nг, Nвм, Nв, Nк – мощности, затрачиваемые соответственно
на трение, на процесс газообмена, на привод вспомогательных механизмов(топливного, водяного и масляного насосов, вентилятора, генератора и др.) на перетекание заряда в дизеле с раздельными камерами сгорания, на привод в действие компрессора.
По аналогии с индикаторной мощностью формула для механических потерь:
Ni 
PмVh  n  i
30 дв , КВт
где: РМ – среднее давление механических потерь – это работа
механических потерь, приходящаяся на единицу рабочего объема
цилиндра. Часть среднего индикаторного давления, затрачиваемого
на механические потери, МПа.
PM  PT  PГ  PВМ  PВ  PК , МПа
Обозначения аналогичные NМ.
80% всех потерь приходится на трение, из них 45…55% цилиндропоршневая группа.
РМ – определяют по эмпирическим зависимостям
PM  a  b  CП ,
где a и b – коэффициенты, зависящие от типа, конструкции, размеров, числа цилиндров [справочные данные 1, 2] двигателя.
СП – средняя скорость поршня, м/с.
CП  2S  n  S  n , м/с
60
30
где: S – ход поршня, м;
n – частота вращения вала двигателя, об/мин.
4.4 Эффективные показатели двигателя.
4.4.1 Среднее эффективное давление
Среднее эффективное давление Pe - это отношение эффективной
работы на валу двигателя к единице рабочего объёма цилиндра.
90
Т. е. это условное постоянное давление в цилиндре двигателя,
при котором работа, проводимая в нём за один такт, равнялась бы
эффективной работе за цикл.
Pe 
Le
Vh , МПа
где:
Le  Li  LM
Li – индикаторная работа цикла
LМ – работа механических потерь.
Ре можно представить как:
Pe  Pi  PМ , МПа
где Рi, PМ – соответственно среднее индикаторное давление и
давление механических потерь, МПа
Ре = 0,6…1,1 – карбюраторный
Ре = 0,55…0,85 – дизельный без наддува
Ре = до 2,0 – дизельный с наддувом.
Длительное время стремились к увеличению Ре. Однако, за последние 10…15 лет эта тенденция заметно изменилась в связи с растущими требованиями к токсичности двигателей.
Сейчас характерно сохранение и даже снижение Ре при резком
уменьшении токсичности.
4.4.2 Эффективная мощность
Эффективная мощность Ne – это мощность двигателя снимаемая
с коленчатого вала двигателя, КВ.
Эта мощность передаётся трансмиссии тракторов и автомобилей.
Ne  Ni  NM , КВт
где:
Ni – индикаторная мощность, КВт
NМ – мощность, затрачиваемая на преодоление механических потерь, КВт.
По аналогии с Ni формула Nе может быть записана:
Nе 
PмVh  n  i
30 дв , КВт
Крутящий момент двигателя (НМ) можно описать формулой
91
Ni 
Мк  
10
3
М n
 к e
9554

  ne
M 
30 , рад/с k
Ne  10 3

, НМ
где ω – угловая скорость коленчатого вала, рад/с
Mk 
Ne  9554
, Нм
n
или подставляя значение Nе
Mk 
9554  Pe Vh  n  i
Vh  i
 Pe
n   дв  30
0.00314   дв
откуда
Pe 
0.00314   дв  Mk
, МПа
Vh  i
Vh  i
, то M k  с  Pe
0.00314   дв
Следовательно, для данного двигателя крутящий момент прямо
пропорционален среднему эффективному давлению.
При испытании двс.
Если обозначим
Pe 
с
30   дв  Ne 30   дв  P  n

 0.0088 P
Vл  n
Vл  n 13600
Vл
4.4.3 Литровая мощность
Литровая мощность – эффективная мощность, приходящаяся на
единицу рабочего объёма цилиндров двигателя.
Nл 
Ne Pе  n

Vл 30 дв , КВт/л
где
Vл – литраж двигателя: Vл  Vh  i
Nл=15…40 КВт/л – карбюраторный двигатель
Nл=11…22 КВт/л – дизельный двигатель
4.4.4 Удельная масса двигателя
Удельная масса двигателя – отношение массы незаправленного
двигателя к его номинальной мощности, кг/КВт;
92
gN 
mд
Ne , кг/КВт
где mд - масса незаправленного двигателя, кг
gN = 2…6 кг/КВт - карбюраторный двигатель
gN = 4,5…14 кг/КВт - дизельный двигатель.
4.4.5 Механический КПД
Механический КПД – оценочный показатель механических потерь
в двигателе.
ηм – отношение среднего эффективного давления, эффективной
мощности и момента к соответственным индикаторным показателям.
м 
Pe Pi  Pм
P

1  м
Pi
Pi
Pi
м 
Ne N i  N м
N

1  м
Ni
Ni
Ni
м 
Me M i  M м
M

1  м
Mi
Mi
Mi
Из уравнений имеем:
Pe  Pi   м
Ne  N i   м
ηм = 0,7…0,9 – карбюраторный двигатель
ηм = 0,7…0,82 – дизельный двигатель без наддува
ηм = 0,8…0,9 - дизельный двигатель с наддувом
4.4.6 Эффективный КПД
Эффективный КПД (ηе) – отношение количества теплоты, эффективной полезной работы на валу двигателя, к общему количеству
теплоты, внесённой в двигатель с топливом.
е 
Le
Qн
где Le – теплота, эквивалентная эффективной работе, МДж/кг
топл;
Qн – низшая теплота сгорания топлива, МДж/кг
93
Le
L   м  Li
Li ; e
L
L
е  e  м  i , то
Qн
Qн
е  м i - характеризует степень использования теплоты в
т. к. м 
двигателе с учётом всех потерь: тепловых и механических.
4.4.7 Эффективный удельный расход топлива
Эффективный удельный расход топлива (г/КВт ч) определяется
GT 10 3
ge 
Ne , г/КВт ч
где:
GT – часовой расход топлива, кг/ч
ηе по аналогии с ηi можно записать
e  3600
QH  ge .
4.4.8 Часовой расход топлива
Часовой расход топлива может быть определён
GT 
Ne  ge
10 3
, кг/ч
Примерные значения
Двигатель
Карбюраторный
Неразделенная
камера сгорания
Дизельный
Разделенная камера сгорания
ηе
0,25…0,33
ge, г/КВт ч
250…325
0,35…0,40
210…245
0,35…0,40
230…280
4.5 Определение основных размеров цилиндра двигателя.
Методом тягового динамического расчёта определяется необходимая эффективная мощность двигателя.
По Ne определяем Vл (литраж двигателя)
94
из формулы
Ne 
Pi  Vh  M  nH  i
найдём
30 дв
Vл  Vh  i  Ne 
Ne  30 дв
Pi  M  nH
Рабочий объём одного цидиндра
Vл   D2  S
Vh 

i
4
где
S – ход поршня, м;
Обозначим:
S  '
- выбирается (короткоходность двигателя).
D
S
В зависимости от D двигатели делятся на:
S
а) короткоходные D  1 ;
S 1
б) длинноходные D
Рекомендуется принимать:
S
D =0,7…1,0 - карбюраторный двигатель
S
б) D =0,9…1,2 – дизельный автомобильный
S
в) D =1,1…1,3 – дизельный тракторный
а)
Тогда:
S  D  ' и
D  100 3

 D3   '
Vh 
,
4
D дм
4  Vh
   ' , мм Зависимость не учитывает Сп
или если подставим Vh 
Ne  30 дв
Pe  n  i
S  '
D
95
D  100 3
4   дв  Ne  D  30
  Pe  i  n  S
Sn
C

п
где
, м/с – скорость поршня, Sмм
3  10 4
40   дв  Ne
D  10 3
  Pe  i  Сп , мм
где: Ne – КВт; Pe – МПа; Сп – м/с.
Ход поршня будет S  D  ' . Полученные значения S и D округляют до целых чисел и по принятым значениям уточняют основные
параметры и показатели двигателя.
Vл, Ne, Ме, Сп, GT по выше приведённым формулам
Скорость поршня Сп является критерием быстроходности:
Сп<6,5 м/с – тихоходные
Сп>6,5 м/с – быстроходные.
На современных мобильных машинах Сп, м/с
1) Карбюраторный двигатель легковых автомобилей Сп=12…15
м/с
2) Карбюраторный двигатель грузовых автомобилей Сп=9…12 м/с
3) Автомобильные газовые двигатели Сп=7…11 м/с
4) Дизели автомобильные Сп=6,5…12 м/с
5) Дизели тракторные Сп=5,5…10,5 м/с.
4.6 Тепловой баланс двигателя.
При рассмотрении рабочего цикла выяснили, что только 20…40%
тепла от сгорания топлива используется для совершения полезной
работы (эффективной). Остальная часть составляет тепловые потери.
Тепловой баланс в целом и отдельные его составляющие в частности позволяют оценить:
показатели теплонапряжённости двигателя, рвсчитать систему
охлаждения, определить резервы в использовании теплоты отработавших газов и пути повышения экономичности двигателя.
Уравнение теплового баланса в абсолютных единицах:
Q  Qe  Qохл  Qгаз  Qн.с.  Qост , КДж/ч
96
где:
Q – количество теплоты вводимое в двигатель при сгорании топлива в единицу времени, КДж/ч
Q  Qн  GT , КДж/ч
Qн – низшая теплотворная способность топлива, КДж/кг
Gт – часовой расход топлива, кг/ч
Qе – теплота, эквивалентная эффективной работе, КДж/ч
Qe  3600  Ne , КДж/ч или Qe  e  Q
Ne – эффективная мощность двигателя, КВт
Qохл -количество теплоты, выделяемое окружающей средой (система охлаждения).
Qохл  Gохл  Сtвых  tвх  , КДж/ч
где:
Gохл – расход охлаждающей жидкости, проходящей через систему
охлаждения, кг/ч.
С – теплоёмкость охлаждающей жидкости, КДж/кг град
(для воды С=4,186 КДж/кг град)
tвых tвх – температура выходящей из двигателя с входящей в двигатель охлаждающей жидкости, град.
Теплоту, передаваемую охлаждающей среде, можно определить
по эмпирической зависимости:
для карбюраторных двигателей
Qохл  С  i  D1  2m  nm 
Qн  Qн 
  Qн
, КДж/ч
здесь: С – коэффициент пропорциональности (для четырех тактного двигателя С = 0,45…0,53).
I – число цилиндров;
D – диаметр цилиндра, см
m – показатель степени (для четырех тактного двигателя
m=0,6…0,7)
n – частота вращения вала двигателя, об/мин
α – коэффициент избытка воздуха;
ΔQн – количество теплоты, теряемое из-за неполноты сгорания
топлива в связи с недостатком кислорода, КДж/кг
Для дизеля:
97
Qн  С  i  D1 2m  nm  1 , КДж/ч

Qгаз – количество теплоты, теряемое с отработавшими газами


Qгаз  GТ  M2  Cp' 'Tr  M1  Cp  T0 , КДж/ч
где:
Gт – часовой расход топлива, кг/ч;
М2 М1 – число молей продукта сгорания и свежего заряда,
Кмольсв. зар./кгтопл
Cp ' ' , C p - мольные теплоёмкости газов, КДж/кмоль град
Т2 Т0 – температуры отработавших газов и свежего заряда, соответственно за выпускным патрубком и поступившего в цилиндр, град.
Qнс – теплота не выделившаяся в двигателе в следствии неполноты сгорания.
При α≥1, Qнс включают в Qост.
При α<1: Qнс  Qн  GТ , КДж/ч
ΔQн – потеря теплоты из-за неполноты сгорания.
Qост – потери теплоты, неучтённые приведёнными членами уравнения баланса.
Qост  Q  (Qe  Qохл  Qгаз  Qн.с.)
Qост – включает теплоту, рассеиваемую в окружающую среду.
Тепловой баланс можно определить в процентах по отношению
ко всему количеству теплоты.
qe  qохл  qгаз  qн.с.  qост  100 %
Q
Q
Qe
 100 % , qохл  охл 100% , qгаз  газ 100 % ,
Q
Q
Q
Q
Q
qост  ост  100% .
qн.с.  н.с.  100 % ,
Q
Q
qe 
Примерные значения составляющих тепловой баланса двигателя
%
gе
gохл.
gгаз.
gн.с.
gост.
98
карбюраторный
24…30
20…35
35…55
0…30
3…10
Тип двигателя
дизельный
26…32
15…30
30…45
0…5
4…10
газовый
37…40
18…23
30…40
0…5
2…5
На режиме полной нагрузки теплота расходуется более полезно.
С увеличением n увеличиваются потери с отработавшими газами
qгаз.
Индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя
99
Индикаторная диаграмма дизельного двигателя
ЛЕКЦИЯ 6
ТЕМА 5 ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОТРАКТОРНЫХ ДВС
5.1 Назначение и виды испытаний
В соответствии с ГОСТ 18508-80 для тракторных и комбайновых
двигателей установлены следующие виды испытаний: приемосдаточные, периодические кратковременные, периодические длительные, предварительные, аттестационные, типовые, доводочные,
граничные и научно-исследовательские.
Приемно-сдаточные испытания проводятся с целью контроля
качества изготовления, сборки и регулировки дизелей, находящихся в
производстве. Периодические кратковременные испытания проводятся с целью контроля соответствия основных параметров дизелей,
находящихся в производстве, стандартам и техническим условиям на
дизель. Периодические длительные испытания проводят с целью
контроля стабильности параметров и безотказности в стендовых
условиях. Предварительные испытания проводят с целью опреде100
ления возможности предъявления опытных образцов дизелей на
предварительные испытания тракторов или комбайнов. Аттестационные испытания проводятся с целью оценки технического уровня
дизелей, находящихся в производстве, при подготовке их к государственной аттестации качества.
Типовые испытания проводят с целью оценки эффективности и
целесообразности внесенных в конструкцию или технологию изготовления изменений, влияющих на параметры дизелей, установленные
стандартами и техническими условиями. Доводочные испытания
проводят в процессе разработки дизеля для оценки влияния вносимых в него изменений с целью достижения требуемых параметров.
Граничные испытания проводят с целью определения зависимостей
между предельными значениями параметров дизелей и режимов эксплуатации. Научно-исследовательские испытания проводят во время научных исследований для изучения свойств двигателей.
Испытания автомобильных поршневых и роторно-поршневых
двиателей регламентируются ГОСТ 14846-81, в котором установлены
условия испытаний, требования к испытательным стендам и аппаратуре, методы и правила проведения испытаний, порядок обработки
результатов испытаний, объем контрольных и приемочных испытаний. При контрольных испытаниях определяют: внешнюю скоростную
характеристику, нагрузочную характеристику при частоте вращения,
соответствующей макимальному крутящему моменту двигателя и характеристику холостого хода. При приемочных испытаниях определяют, кроме того: условные механические потери; равномерность работы цилиндров и безотказность работы двигателя.
5.2 Условия проведения испытаний
ГОСТ предусматривает измерения при снятии каждой характеристики (кроме индицирования, определения равномерности работы
цилиндров и пусковых качеств двигателя), не менее чем на восьми
режимах. Измерения на каждом режиме должны проводиться не менее двух раз, при этом результаты измерений крутящего момента и
расхода топлива должны отличаться не более чем на ±2%.
Температура охлаждающей жидкости на выходе из двигателя с
жидкостным охлаждением должна поддерживаться в пределах, ука101
занных в технической документации предприятия-изготовителя, а при
отсутствии таких указаний - от 75 до 85°С. Температура масла в поддоне или перед маслянным радиатором должна поддерживаться в
пределах, указанных в технических условиях, а при отсутствии таких от 85 до 95°С для дизелей, и в пределах 80...100°С для карбюраторных двигателей.
Испытания необходимо проводить на топливах и маслах, указанных в технической документации двигателя и соблюдать технические
условия по температуре и давлению топлива на входе в топливный
насос, по максимальной температуре отработавших газов. Двигатели
перед испытаниями должны быть обкатаны в соответствии с техническими условиями на двигатель.
В соответствии с ГОСТ при испытаниях двигателей необходимо
измерять следующие параметры: крутящий момент, частоту вращения коленчатого вала, расход топлива, температуры всасываемого
воздуха, охлаждающей жидкости, масла, топлива и отработавших газов, бараметрическое давление, угол опережения зажигания или
начала подачи топлива.
5.3 ОСНОВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ И ПАРАМЕТРЫ,
ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ
При испытании двигателей с применением обкаточно-тормозных
стендов основные показатели работы определяются по следующим
приведенным зависимостям:
5.3.1 Мощностные показатели
1. Крутящий момент двигателя Ме, Нм
Ме = 0,716·Р,
где Р - показания тормоза, Н.
2. Эффективная мощность двигателя - мощность, снимаемая с
коленчатого вала двигателя Nе, кВт
Nе = (Р·nе)/13600,
где nе - частота вращения вала двигателя, об/мин.
3. Среднее эффективное давление - условное, постоянное давление газов в цилиндре двигателя при котором за один ход поршня
совершается работа, равная эффективной работе цикла Ре, МПа
102
Ре = (0,0088·Р)/Vл,
где Vл - литраж двигателя, л.
4. Механический КПД, оценивает полноту передачи индикаторной
мощности на коленчатый вал двигателя м,
м = Ne/Ni = Pe/Pi = Me/Mi.
5.3.2 Экономические показатели
1. Часовой расход топлива Gт, кг/ч
Gт = (3,6·qоп)/tоп,
где gоп - расход топлива за опыт, г;
tоп - время опыта, с.
2. Удельный расход топлива - расход топлива на единицу выполненной работы gе, г/(кВт·ч)
gе = (Gт·1000)/Nе.
5.3.3. Оценочные показатели
1. Коэффициент запаса крутящего момента Кзап,
Кзап = (Мемах - Мен)/Мен,
где Мемах - максимальный крутящий момент двигателя,
Нм;
Мен - крутящий момент, соответствующий номинальной
частоте вращения вала двигателя, Нм.
2. Коэффициент приспособляемости двигателя по моменту Км,
Км = Мемах/Мен.
3. Коэффициент приспособляемости двигателя по оборотам Ко,
Ко = nн/nм,
где nн - номинальная частота вращения вала двигателя,
об/мин;
nм - частота вращения вала двигателя, соответствующая максимальному крутящему моменту, об/мин.
4. Коэффициент наполнения - отношение количества свежего заряда, поступившего в цилиндры двигателя к началу сжатия к тому количеству, которое теоретически могло бы поступить в цилиндры при
давлении и температуре заряда, равным параметрам на впуске, v
v =Gв/Gвт = (33,6·Gв)/(Vл·nе·к),
103
где Gв - часовой расход воздуха двигателем - абсолютное количество воздуха, поступившего в цилиндр двигателя в единицу времени, м/ч;
Gвт - теоретическое количество воздуха, которое могло бы заполнить рабочий объем цилиндра Vh, при плотности воздуха на впуске к, м3/ч,
к - плотность заряда на впуске, кг/м3
к = (3480·Рк)/(tк+273),
здесь Рк и tк давление (МПа) и температура (°С) заряда. Определение расхода воздуха Gв в м3/ч производится по приборам, непосредственно показывающим расход воздуха или по формуле
Gв = (3600·Vв)/t,
где Vв - измеренный объем воздуха, м3;
t -продолжительность измерения расхода воздуха, с.
5. Коэффициент избытка воздуха - отношение действительного
количества воздуха Gв в смеси к теоретически необходимому для
полного сгорания топлива, L
L = Gв/(Lo·Gт),
где Lo - теоретически необходимое количество воздуха, кг
возд./кг топл. (Lo = 14.9 для бензина и 14,35 для дизельного топлива);
Gт - часовой расход топлива, кг/ч.
5.4 ИСПЫТАНИЕ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Для испытания в лаборатории кафедры используется дизельный
двигатель Д-65Н трактора ЮМЗ-6М. Испытание проводится на обкаточно-тормозном стенде КИ-5542. Номинальная мощность двигателя
- 44,5 кВт, номинальная частота вращения вала двигателя - 1750
об/мин, литраж двигателя - 4,94 л.
5.4.1 Регулировочная характеристика дизеля по составу
смеси (по расходу топлива)
Цель работы. Установить оптимальный часовой расход топлива
и цикловую подачу, на которую следует регулировать секции топливного насоса высокого давления.
104
Рисунок 5.1 - Регулировочная характеристика дизельного двигателя по составу смеси
Анализ характеристики. Из характеристики видно, что зона возможного изменения состава смеси при котором наблюдается устойчивая работа двигателя значительно шире, чем в карбюраторном
двигателе. Коэффициент избытка воздуха может изменяться в диапазоне  = 1,2...8,0. Это определяется особенностями внутреннего смесеобразования в дизеле. При впрыске топлива в цилиндр вследствие
его неравномерного распределения по объему камеры сгорания образуются зоны, в которые топливо не попало и местное значение  =
, а так же зоны, где существует избыток топлива не смешанного с
воздухом и  = 0. Вместе с тем, всегда образуются зоны с хорошими
условиями для воспламенения и последующего сгорания при  =
105
0,9...1,0. Качественное регулирование дизеля, т.е. изменение мощности без дросселирования воздуха, а также посредством регулирования расхода топлива, поступающего в двигатель обеспечивает устойчивую работу двигателя во всем диапазоне нагрузки - от холостого
хода до максимальной нагрузки.
На режиме холостого хода двигатель не совершает полезной работы. Вся индикаторная работа, развиваемая в цилиндре, расходуется на преодоление механических потерь. Состав смеси при этом
наиболее бедный  = 6...8. Повышение мощности двигателя, связанное с перемещением рейки топливного насоса и увеличением расхода топлива, сопровождается обогащением смеси. При этом увеличивается нагрев двигателя, температура поступающего воздуха, что
приводит к снижению его плотности и количества. Это способствует
дополнительному обогащению смеси в цилиндрах двигателя. Максимальная мощность дизеля может быть достигнута при коэффициенте
избытка воздуха  = 1,03 ...1,05, т.е. при более бедной, чем в карбюраторном двигателе смеси.
На практике дизель не регулируют на такой состав смеси, обеспечивающий теоретически возможную максимальную мощность. При
увеличении часового расхода топлива до некоторых значений, вследствии недостаточно эффективного перемешивания топлива и воздуха
в камере сгорания, малого времени, отводимого на этот процесс,
смесеобразование и сгорание ухудшаются. В первую очередь это вызывает увеличение дымности отработавших газов выше допустимого,
затем резко возрастает удельный расход топлива и повышается теплонапряженность деталей двигателя.
Выбор оптимальной регулировки подачи топлива. По регулировочной характеристике (см. рис. 9) точка 4 определяет наибольшую
возможную мощность Nemax возм., точка 1 соответствует режиму минимального удельного расхода топлива gemin. В дизелях между режимом
наименьшего удельного расхода топлива с бездымной работой и режимом наибольшей возможной мощности, где двигатель работает с
сильным дымлением, находится режим начала дымления. Значение
коэффициента избытка воздуха, соответствующее этому режиму, зависит главным образом от совершенства процесса смесеобразования
и в среднем составляет около 1,3 ...1,4. Очевидно, что близко к этому
режиму должна располагаться регулировка дизеля на максимально
допустимую мощность.
106
Максимально допустимую мощность и соответствующее ей среднее эффективное давление определяют по кривой регулировочной
характеристики (см. рис. 9б). Для этой цели из начала координат (из
нулевой точки) проводят касательную к кривой ge = f(Pe). Точка касания представляет собой максимально допустимое значение среднего
эффективного давления Pe max (точка 3). Полученный таким образом
режим, как видно из построения, располагается между режимом минимального удельного расхода топлива и режимом наибольшей возможной мощности.
Рассмотренный способ определения Peмах базируется на условии
наибольшего значения произведения эффективной мощности на эффективный КПД, т.е. Ne·еmax. Так как удельный расход топлива и
эффективный КПД обратно пропорциональны ( ge = 3600/(Hи·е)), то
условие Ne·еmax может быть заменено условием Ne/ge max или
условием ge/Ne = tgmin. Таким образом, для осуществления условия Ne·еmax необходимо из начала координат (из нулевой точки)
провести касательную к кривой ge = f(Pe); вертикаль проведенная через точку касания, отметит искомый режим регулировки.
Топливоподающую аппаратуру регулируют на меньшие значения
эффективного давления и эффективной мощности, определяемых
точкой 3. В качестве нормального эффективного давления принимают Ре = 0,9·Ремах. На графике это значение соответствует точке 2.
Для определения оптимального часового расхода топлива из точки 2
нужно провести вертикаль до пересечения с кривой , а далее - горизонталь до пересечения с осью ординат. На основании полученного
оптимального часового расхода топлива определяют ход рейки насоса, цикловую подачу топлива секцией насоса, на которую следует регулировать топливный насос.
5.4.2 Регулировочная характеристика дизеля по углу опережения начала впрыска топлива
Цель работы. На основании анализа регулировочной характеристики, представляющей собой зависимость эффеективной мощности
Nе, часового Gт и удельного qе расходов топлива и других показателей работы двигателя от угла опережения начала впрыска топлива ,
построенной по результатам замеров, определить оптимальное зна107
чение угла опережения начала впрыска топлива испытуемого двигателя.
Анализ характеристики. Так как характеристика снимается при
практически постоянных расходах воздуха и топлива, то величина
удельного расхода топлива обратно-пропорциональна эффективной
мощности ge  1/Ne, и оптимальный угол опережения подачи обеспечивает обновременно максимальную мощность и наилучшую экономичность. Отклонение угла от оптимального значения ухудшает показатели двигателя.
Процесс сгорания в дизеле (см. рис.10) можно условно разделить
на четыре периода - фазы горения. В первой фазе (период задержки
воспламенения) I топливо впрыскивается в воздушный заряд, имеющий высокую температуру, распыливается, испаряется и достигнув
температуры самовоспламенения, воспламеняется.
Рисунок 5.2 - Регулировочная характеристика дизельного двигателя по углу опережения подачи топлива (а) и характер изменения
давления (Р) и температуры в цилиндре двигателя (Т) от ° пкв (б)
Во второй фазе (фаза быстрого горения) II происходит интенсивное сгорание топливо-воздушной смеси. Скорости сгорания максимальны, наблюдается быстрое выделение теплоты и резкое повышение давления. В третьей фазе (фаза диффузионного горения) III
непосредственно сгоранию предшествует интенсивное перемешива108
ние топлива и воздуха, что уменьшает скорость тепловыделения. Горение идет при увеличивающемся объеме над поршнем, поэтому
давление в цилиндре остается постоянным или даже уменьшается,
хотя температура продолжает возрастать, достигая максимума в конце III. В четвертой фазе IV происходит догорание оставшегося заряда.
При увеличении угла опережения подачи (ранний впрыск), давление и температура сжимаемого воздуха в цилиндре в момент впрыска
будут ниже, чем при оптимальном угле. Это вызывает увеличение
периода задержки воспламенения и к моменту самовоспламенения в
цилиндре находится больше топлива хорошо перемешенного с воздухом, которое затем сгорает во второй фазе с максимальными скоростями. Несмотря на увеличение периода задержки воспламенения
процесс сгорания начинается раньше, чем при оптимальном угле
опережения подачи. Вследствии сгорания большей части смеси до
ВМТ, поршень движется в зону повышенного давления, увеличивается работа сжатия, снижается работа расширения, увеличивается отвод теплоты в стенки камеры сгорания. Повышается жесткость работы, динамические нагрузки, трение, т.е. механические потери возрастают. Это приволит к ухудшению теплоиспользования, уменьшению
индикаторной работы и мощности цикла, а следовательно, и эффективной мощности двигателя. При раннем впрыске возможно появление стуков, вызванных повышенной жесткостью процесса сгорания.
При уменьшении угла опережения подачи топлива (поздний
впрыск) процесс сгорания смещается на такт расширения. Основная
масса топлива сгорает при увеличивающемся объеме над поршнем.
Возрастающее давление в цилиндре как бы "догоняет" уходящий от
ВМТ поршень, максимальное давление цикла снижается и смещается
правее ВМТ, увеличиваются температуры отработавших газов и стенок камеры сгорания, возрастают тепловые потери в стенки цилиндра
и с отрабо- тавшими газами. В результате ухудшения индикаторных
показателей снижается максимальная эффективная мощность и повышается удельный расход топлива.
В дизеле значение оптимального угла опережения подачи топлива необходимо корректировать в зависимости от частоты вращения
вала двигателя и его нагрузки.
С увеличением частоты вращения вала двигателя улучшаются
физико-химические процессы подготовки смеси и сокращается пери109
од задержки воспламенения. Однако скорость развития предпламенных процессов увеличивается медленнее, чем уменьшается время,
отводимое на рабочий цикл. В результате чего сгорание в основных
фазах смещается на такт расширения и показатели двигателя ухудшаются. Для того, чтобы обеспечить сгорание основной массы топлива при положении поршня вблизи ВМТ надо увеличивать угол опережения подачи топлива. В эксплуатации это обеспечивается центробежными муфтами опережения впрыска топлива.
При снижении нагрузки оптимальный угол опережения подачи
должен уменьшаться. Это связано с тем, что при уменьшении цикловой подачи уменьшаются количество выделившейся теплоты, т.е. несколько ухудшаются условия воспламенения. Для сохранения неизменных условий воспламенения заряда в первой фазе надо начинать
впрыскивать топливо позднее, ближе к ВМТ, в среду с большими
давлением и температурой. Так как снижение цикловой подачи осуществляется за счет сокращения длительности впрыска, то учитывая
некоторое уменьшение угла опережения впрыскивания, сгорание
меньшего количества топлива по-прежнему происходит в районе
ВМТ. В эксплуатации автотракторных дизелей для простоты конструкции угол опережения подачи топлива от нагрузки обычно не
корректирует.
Выбор оптимальной регулировки угла опережения подачи топлива. Для выбранного режима работы дизеля оптимальным является
такой угол опережения подачи топлива, при котором двигатель одновременно развивает максимальную мощность и имеет минимальный
удельный расход топлива.
Для установления или определения фактически установленного
угла опережения подачи топлива необходимо выполнить следующие
операции. Снять с топливного насоса трубку высокого давления первого насосного элемента и вместо нее установить моментоскоп, заполнив его топливом. Установить указатель в виде стрелки против
буртика шкива привода вентилятора. Установить рычаг управления
на полную подачу топлива и включить декомпрессонный механизм.
Вращая коленчатый вал наблюдать за уровнем топлива (мениском) в
моментоскопе. Как только уровень топлива начнет повышаться, вал
остановить и нанести карандашом метку на буртике шкива привода
вентилятора, напротив стрелки указателя.
110
Затем вывернуть, установочную шпильку (щуп) из отверстия в
картере маховика и вставить ее наружным ненарезанным концом в
это отверстие до упора в поверхность маховика и продолжая вращать вал, слегка прижимая установочную шпильку. Как только конец
шпильки войдет в углубление маховика, вращение вала прекратить и
нанести вторую метку на буртике шкива привода вентилятора, напротив стрелки указателя.
После этого измерить гибкой линейкой расстояние между метками на цилиндрической поверхности буртика шкива вентилятора (L).
Зная расстояние между метками и диаметр шкива привода вентилятора (d) можно определить угол опережения подачи топлива по формуле
 = (L·360)/(nе · d) = (114,6 · L)/d.
По этой зависимости можно определить оптимальную величину
длины дуги на поверхности шкива вентилятора для заданного оптимального угла опережения подачи топлива.
5.4.3 Нагрузочная характеристика дизеля
Цель работы. Выявить экономичность работы двигателя при
различных нагрузочных режимах. Нагрузочные характеристики двигателя - это изменение параметров рабочего цикла двигателя в зависимости от нагрузки при постоянной частоте вращения коленчатого
вала двигателя.
Рисунок 5.3 - Нагрузочная характеристика дизельного двигателя
111
Анализ характеристики. В связи с качественным способом регулирования мощности двигателя его нагрузочная характеристика одновременно является характеристикой по составу смеси (расходу
топлива), и может быть получена перестроением регулировочной характеристики (см. рис. 9) в функции нагрузки двигателя.
Повышение мощности осуществляется за счет увеличения подачи топлива и обогащения смеси примерно от  = 6...8 на холостом
ходу до  = 1,2...1,5 на режиме полной нагрузки. Подача воздуха в дизель специально не меняется. Однако при повышении нагрузки увеличивается температура деталей двигателя и подогрев заряда, что
снижает плотность воздуха. Поэтому коэффициент наполнения V и
часовой расход воздуха Gв уменьшаются примерно на 5...8%. Минимальный удельный расход топлива наблюдается при нагрузках, составляющих 80...90% от максимальной и составах смеси в пределах
1,5...2,0.
При уменьшении нагрузки и обеднения смеси до определенных
пределов  = 3...4 качество процессов смесеобразования и сгорания
улучшаются, уменьшаются тепловые потери и несколько возрастает
индикаторный КПД. Однако удельный расход топлива возрастет
вследствии уменьшения мощности, развиваемой двигателем и роста
относительного уровня механических потерь, т.е. уменьшения механического КПД (м). На холостом ходу м = 0, а gе стремится к бесконечности.
При нагрузках, близких к полной, механический КПД имеет
наибольшее значение, но удельный расход топлива возрастает
вследствии ухудшения процессов смесеобразования и сгорания при
малых коэффициентах избытка воздуха 1,2...1,5, т.е. за счет снижения индикаторного КПД.
Максимальная мощность двигателя достигается примерно при
составах смеси  =1,03...1,05, но сопровождается чрезмерной дымностью отработавших газов, перегревом двигателя и резким повышением расхода топлива. Дальнейшее обогащение смеси будет приводить к падению мощности двигателя.
Выбор оптимальных параметров. Величина номинальной, т.е.
максимально возможной в эксплуатации, мощности определяется из
характеристики по уровню дымности Кдоп=45%, либо по моменту ин112
тенсивного повышения удельного расхода топлива. По нагрузочной
характеристике резкое увеличение gе можно определить точкой касания луча, проведенного из начала координат к кривой удельного
расхода топлива (см. рис. 11). Значение номинальной мощности примерно соответствует Nн = 0,9 Nе max.доп.
Оценка показателей двигателя по нагрузочной характеристике
проводится посредством сравнения регулировок систем ( V  ) и
показателей данного двигателя (Gт, gе) с аналогичными двигателями
в характерных точках характеристики - на холостом ходу, на режиме
минимального удельного расхода топлива, на режиме номинальной
мощности, ограниченной допустимой дымностью отработавших газов
или ростом удельного расхода топлива.
5.4.4 Скоростная характеристика дизеля
Определение характеристики. Скоростной характеристикой дизельного двигателя называется зависимость мощностных (Ne, Me,
Pe), экономических (Gт, ge), токсических и других показателей двигателя от частоты вращения коленчатого вала при постоянном положении органа управления регулятором частоты вращения дизеля. В
учебных целях скоростную характеристику дизеля получают при отключенном регуляторе и фиксированном положении рейки топливного насоса. Скоростная характеристика, полученная при положении
рейки насоса, соответствующей номинальному режиму двигателя,
называется внешней, а при промежуточном положении - частичной.
Цель работы. По внешней скоростной характеристике выявить
мощностные и экономические показатели от скоростного режима двигателя при неизменном положении рейки топливного насоса.
Анализ характеристики. Общие закономерности изменения эффективной мощности, крутящего момента, часового и удельного расходов топлива дизеля в зависимости от частоты вращения имеют ряд
особенностей. Так, коэффициент наполнения имеет пологое протекание вследствии меньшего рабочего диапазона частот вращения, а
следовательно, меньшего влияния гидравлических сопротивлений
впускного тракта и фаз газораспределения.
113
Рисунок 5.4 - Скоростная характеристика дизельного двигателя
В дизеле при фиксированном положении рейки с ростом частоты
вращения смесь в цилиндре двигателя обогащается, что связано с
особенностями работы топливного насоса. С ростом nе уменьшается
утечка топлива из надплунжерного пространства через зазоры плунжерной пары и увеличивается дросселирование топлива в впускном и
перепускном окнах гильзы плунжера, т.е. уменьшаются потери и увеличивается цикловая подача топлива.
Вследствие роста цикловой подачи и более пологого характера
изменения коэффициента наполнения среднее эффективное давление и величина крутящего момента имеют тоже пологий вид. Коэффициенты приспособляемости и запаса крутящего момента имеют
меньшие значения, чем в карбюраторном двигателе, т.е. дизель имеет меньшую устойчивость работы при полной нагрузке и труднее
справляется с временными перегрузками.
Для повышения устойчивости работы дизеля в эксплуатации топливный насос оснащается корректором подачи топлива, который увеличивает цикловую подачу топлива при уменьшении частоты вращения ниже номинальной вследствии перегрузок. Наличие корректора
позволяет увеличить коэффициент приспособляемости по моменту
до 1,10...1,17.
По сравнению с карбюраторными двигателями дизели имеют более высокие степени сжатия и работают на более бедных составах
114
смеси. Поэтому они характеризуются большими значениями индикаторного и эффективного КПД, а значит и лучшей топливной экономичностью. График удельного расхода топлива на всех скоростных
режимах у дизелей располагается ниже, чем у карбюраторных двигателей. Вместе с тем, работа дизеля на более бедных составах смеси
(1,2...1,5) по сравнению с карбюраторным (0,8...0,95) двигателем
определяет меньшие значения среднего эффективного давления,
крутящего момента и мощности при одинаковых рабочих объемах
двигателей.
Оценка показателей двигателя. По внешней скоростной характеристике дизеля видно, что при фиксированном положении рейки топливного насоса двигатель имеет пологий характер изменения Ме,
малые значения коэффициента приспособляемости и запаса крутящего момента, т.е. характеризуется недостаточной устойчивостью
работы. Для улучшения эксплуатационных характеристик дизель
должен быть оборудован регулятором частоты вращения с корректором подачи топлива.
5.4.5 Регуляторная характеристика дизеля
Определение характеристики. Рассмотренные ранее нагрузочные и скоростные характеристики снимают либо при постоянной частоте вращения либо при постоянном положении органов управления
подачей топлива. В реальных условиях эксплуатации дизели работают при одновременном изменении нагрузки и частоты вращения коленчатого вала. Автоматическое регулирование подачи топлива и
мощности, развиваемой двигателем в зависимости от изменения
внешней нагрузки и, соответственно, частоты вращения осуществляется всережимным регулятором. Изменение показателей двигателя
при работе с регулятором (т.е. с управлением подачи топлива через
регулятор) оценивается по регуляторным характеристикам.
Регуляторной характеристикой дизеля (рис. 13) называется зависимость мощностных (Ме, Ne), экономических (Gт, gе) и других показателей двигателя от частоты вращения при положении рычага
управления регулятором, на упоре, соответствующем полной подаче
топлива , т.е. Ме, Ne, Gт, gе = f(nе). Кроме того, регуляторные характеристики могут быть представлены как зависимость основных пока115
зателей двигателя от крутящего момента Ne, Gт, gе, nе = f(Me) или от
эффективной мощности Mе, Gт, gе, nе = f(Nе) (рис. 14).
При промежуточном положении рычага управления всережимным
регулятором изменяется усилие предварительной затяжки пружины
регулятора и, соответственно, максимальные частоты вращения и
мощность двигателя. Такие характеристики называются частичными
регуляторными характеристиками.
Рисунок 5.5 - Регуляторная характеристика дизеля в функции частоты вращения вала двигателя
Анализ характеристики. В соответствии с особенностями изменения цикловой подачи регулятором частоты вращения на регуляторных характеристиках можно выделить две зоны характристики: регуляторную и корректорную. В регуляторной зоне отмечается значительное изменение нагрузки от нуля до номинальной и небольшое
(порядка 6...8%) изменение частоты вращения. В корректорной зоне
двигатель работает с максимально возможной нагрузкой и значительным (50...70%) изменением частоты вращения. Закономерности
изменения показателей двигателя в регуляторной зоне объясняются
в основном протеканием рабочего процесса дизеля в условиях близких к нагрузочной характеристике, а при работе в корректорной зоне особенностями внешней скоростной характеристики.
116
Рисунок 5.6 - Регуляторная характеристика дизеля в функции
мощности (а) и крутящего момента (б)
Проанализируем изменение показателей по регуляторной характеристике, построенной в функции частоты вращения (см. рис.13).
Дизель имеет качественное регулирование мощности. Расход воздуха в дизеле без наддува специально не регулируется. Однако при работе в регуляторной зоне с повышением нагрузки растут температуры деталей двигателя, увеличивается подогрев заряда, снижается
117
его плотность и количество, что несколько (на 5...8%) уменьшает коэффициент наполнения V. При работе в зоне корректорной ветви
изменение так же невелико и рассмотрено при анализе скоростной
характеристики.
Регулирование мощности достигается без воздействия на расход
воздуха, только за счет увеличения цикловой подачи топлива. Вследствие этого при работе в регуляторной зоне происходит обогащение
смеси от  = 6...8 на режиме холостого хода до  = 1,2...1,5 на режиме
номинальной мощности. При дальнейшем повышении внешней
нагрузки на двигатель сверх номинальных значений устойчивость работы возможна лишь при дополнительном увеличении цикловой подачи топлива, осуществляемом корректором. Это увеличение цикловой подачи топлива невелико (10...20%), так как ограничено предельной дымностью отработавших газов.
В регуляторной зоне благодаря резкому обогащению смеси наб
людается линейное возрастание крутящего момента. Поэтому повышение внешней нагрузки на двигатель приводит лишь к незначительному уменьшению частоты вращения. При работе с перегрузкой, в
корректорной зоне, увеличение цикловой подачи и, соответственно,
возрастание крутящего момента невелики и составляет не более
10...20%. Поэтому повышение внешней нагрузки приводит к существенному уменьшению частоты вращения.
Известно, что мощность двигателя определяется значениями
крутящего момента и частоты вращения Nе = f(Mк, nе). При повышении нагрузки в диапазоне от режима максимальных оборотов холостого хода до номинальной нагрузки мощность двигателя, как и крутящий момент, возрастает за счет увеличения цикловой подачи топлива и обогащения смеси. Из-за падения частоты вращения интенсивность роста крутящего момента на 10...20% больше интенсивности роста эффективной мощности.
Часовой расход топлива возрастает по мере повышения нагрузки
от холостого хода вплоть до номинальной за счет обогащения смеси.
При работе в корректорной зоне дополнительное увеличение цикловой подачи топлива для преодоления кратковременной перегрузки
невелико, а частота вращения существенно уменьшается, что определяет снижение часового расхода топлива.
Удельный расход топлива на режиме холостого хода стремится к
бесконечности, т.к. полезной работы двигатель не совершает. При
118
повышении нагрузки величина gе уменьшается, несмотря на обогащение смеси, что объясняется возрастанием механического КПД. При
приближении к полной нагрузке и работе в корректорной зоне gе
определяется одновременным увеличением механического КПД и
падением индикаторного КПД. В зависимости от регулировки топливной аппаратуры, характера изменения коэффициента избытка воздуха и особенностей работы дизеля минимальный удельный расход
топлива может наблюдаться как в регуляторной, так и в корректорной
зоне.
Для оценки среднего уровня топливной экономичности дизеля
существует величина оценочного удельного расхода топлива gе оц.
Величина gеоц подсчитывается как среднее арифметическое значений из 10 значений удельного расхода топлива в регуляторной зоне
регуляторной характеристики, определенных через равные интервалы мощности, в диапазоне от режима максимальной мощности до
режима, соответствующего 50% номинальной мощности.
Тракторные двигатели, оснащенные всережимными регуляторами частоты вращения, работают в основном в регуляторной зоне, т.е.
в условиях значительного изменения мощности, но небольшого изменения частоты вращения. Поэтому регуляторная зона по частоте
вращения является узкой и неудобной для практической работы. Для
удобства анализа изменения показателей двигателя и практического
пользования регуляторную характеритику представляют в функции
эффективной мощности (Nе) и крутящего момента (Ме) (см. рис.14).
Проведенный выше анализ может быть полностью повторен и для
этих характеристик.
Оценка показателей двигателя по регуляторной характеристике
производится сравнением его параметров в характерных точках:
- Gт при nх; - Mн при nн;
- gеmin при nge min;
- Nн при nн; - Mе мах при nм; - geоц.
По данным регуляторной характеристики определяются коэффициенты приспособляемости по моменту Км, по оборотам Ко, коэффициент запаса крутящего момента Кзап и степень неравномерности
регулятора.
119
5.5 ИСПЫТАНИЕ КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Для испытания в лаборатории кафедры используется карбюраторный двигатель ГАЗ-52-01 автомобиля ГАЗ-52-03. Испытание проводится на обкаточно-тормозном стенде КИ-2139Б. Номинальная
мощность двигателя - 55,2 кВт, номинальная частота вращения вала
двигателя - 2600 об/мин, литраж двигателя - 3,48 л.
5.5.1 Регулировочная характеристика
составу смеси (по расходу топлива)
двигателя
по
Определение характеристики. Регулировочная характеристика
двигателя по составу смеси - это зависимость эффективной мощности Nе, часового Gт и удельного gе расходов топлива, а также других
показателей от состава смеси при установившейся частоте вращения
вала двигателя и постоянном открытии дроссельной заслонки карбюратора.
Цель работы. На основании анализа регулировочных характеристик определить оптимальные значения расхода топлива для последующей регулировки карбюратора и подбора жиклеров.
Анализ характеристики. В связи с тем, что регулировочная характеристика по составу смеси снимается при фиксированном положении дроссельной заслонки, то в первом приближении можно считать
часовой расход воздуха постоянным. Изменение же расхода топлива
регулировочной иглой жиклера меняет концентрацию топлива в воздушном заряде, то есть состав смеси. Это приводит к изменению количества теплоты, которое должно выделиться при полном сгорании
смеси нормального состава  = 1,0, а при обеднении или обогащении
смеси выделение теплоты уменьшается. На бедных смесях это связано с уменьшением количества топлива содержащегося в смесях, а
при обогащении в связи с химической неполнотой сгорания топлива,
вследствии недостатка воздуха.
В действительности, как видно из полученной при испытаниях характеристики (рис. 15) максимальная мощность наблюдается не при
 = 1,0, а при более богатой смеси  = 0,8...0,9. Это объясняется тем,
что при обогащенной смеси выделяется максимальное количество
120
теплоты; сгорание происходит с максимальной скоростью, что способствует более полному превращению теплоты в работу; увеличивается коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси, что
увеличивает давление в цилиндре, а значит и мощность; уменьшается диссоциация продуктов сгорания, что требует дополнительного поглащения теплоты.
Рисунок 5.7 - Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя:
а) по составу смеси; б) по расходу топлива
Максимальная мощность двигателя уменьшается при отклонении
состава смеси от мощностного N = 0,8...0,9. При обогащении смеси 
 N это объясняется главным образом увеличением химической неполноты сгорания топлива из-за недостатка воздуха. При обеднении
смеси   N мощность уменьшается вследствии уменьшения количества топлива, подаваемого в цилиндры двигателя. Кроме того, в обоих случаях падение мощности связано с уменьшением скоростей го121
рения. При уменьшении скорости горения большая доля топлива сгорает на такте расширения, снижается степень расширения продуктов
сгорания и возможность превращения теплоты топлива в механическую работу. Возрастают потери теплоты с отработавшими газами и в
систему охлаждения, как за счет большей температуры газов, так и
вследствии увеличения поверхности теплоотвода при удалении
поршня от ВМТ.
Из характеристики видно, что при обеднении смеси экономичность улучшается только до определенного предела, который называется пределом эффективного обеднения смеси эк. При дальнейшем обеднении смеси экономичность двигателя ухудшается и его работа становится неустойчивой. При чрезмерном обеднении смеси
скорость распространения пламени уменьшается значительно. При
этом процесс сгорания затягивается, увеличивается доля теплоты,
сгорающей смеси на такте расширения газов, уменьшается работа
расширения газов, возрастает количество теплоты, отводимое в систему охлаждения и с отработавшими газами. Это приводит к снижению индикаторного КПД цикла и повышается удельный расход топлива.
Выбор оптимальной регулировки карбюратора. Регулировочная
характеристика по составу смеси используется для выбора регулировок карбюратора и для определения наибольших мощностных и экономических показателей. Значение максимальной мощности и минимального удельного расхода топлива не совпадают (см. рис. 15). Они
получены при разном составе смеси: мощностным N и экономическим эк.
Выбор оптимальной регулировки карбюратора по регулировочной
характеристике может быть произведен способом двух касателтьных
и треугольника. На характеристике Ne, ge,  = f(Gт) одну касательную
линию проводят к кривой Ne = f(Gт) из начала координат ( в-в), а вторую касательную к этой же кривой параллельно оси абсцисс (а-а). На
характеритике эти касательные проходят через точки А и С. Перпендикуляры, опущенные на оси абсцисс из этих точек, определяют часовой расход топлива для режимов наибольшей экономичности и
мощности. В практике карбюраторы не регулируют на эти режимы,
т.к. при нарушении регулировок в эксплуатационных условиях может
122
сместить режим двигателя в сторону больших удельных расходов
топлива или неустойчивой работы.
Для определения оптимального расхода топлива из точки В пересечения касательных опускают перпендикуляр на ось абсцисс, где
и определяется Gтопт.
5.5.2
Регулировочная
характеритика
двигателя
по углу опережения зажигания
Определение характеристики. Регулировочной характеристикой
двигателя по углу опережения зажигания называется зависимость
мощностных, экономических, токсических и других показателей двигателя от угла опережения зажигания.
Цель работы. Выявить зависимость мощности, часового, удельного расходов топлива и других показателей от угла опережения зажигания и определить его оптимальную величину.
Анализ характеристики. Из характеристики следует (рис. 16), что
часовой расход топлива остается постоянным. Это объясняется тем,
что регулировка карбюратора, положение дроссельной заслонки и
частота вращения вала двигателя не изменяются. На часовой расход
топлива может оказывать влияние подогрев горючей смеси, однако
он незначителен. При постоянном часовом расходе топлива величина
удельного расхода топлива обратно пропорциональна эффективной
мощности: ge = Gт/Ne = Const. · (1/Ne).
123
Рисунок 5.8 - Регулировочная характеристика карбюраторного
двигателя по углу опережения зажигания
То есть, экстремальные значения мощности и удельного расхода
топлива обеспечиваются при одном и том же оптимальном угле опережения зажигания.
Теоретически, наилучшие показатели двигателя могли быть получены при мгновенном выделении теплоты в ВМТ, что обеспечило
бы максимальную степень расширения продуктов сгорания и максимальный КПД цикла. В действительности, для сгорания рабочей смеси требуется некоторое время, за которое поршень проходит определенный путь, а условия горения заряда меняются.
Оптимальным углом опережения зажигания будет такой угол, при
котором сгорание основной массы заряда происходит при положении
поршня вблизи ВМТ. В этом случае быстрое горение заряда, высокая
степень расширения продуктов сгорания в сочетании с минимальными потерями на сжатие заряда и на отвод теплоты в стенки камеры
сгорания и с отработавшими газами обеспечивают наилучшие мощностные и экономические показатели.
С увеличением угла опережения зажигания (раннее зажигание)
сгорание большей части топлива происходит до прихода поршня в
ВМТ в условиях уменьшающегося объема цилиндра. Максимальное
давление и температура цикла возрастают. В результате увеличиваются тепловые потери в стенки цилиндра, массовые потери заряда
вследствии прорыва газа через зазоры поршневых колец.
Снижение эффективности выделения теплоты и увеличение тепловых потерь характеризуются уменьшением индикаторного КПД
цикла. Возрастание работы сжатия заряда, большие максимальные
давления цикла увеличивают трение, т.е. механические потери и
уменьшают механический КПД. Поэтому эффективный КПД уменьшается, а удельный расход топлива возрастает.
Более раннее зажигание, вызывающее повышение температуры
и давления газов в процессе сгорания, может привести к возникновению детонации, вызывающей усиленную теплоотдачу в охлаждающую жидкость. Работа двигателя с детонационным сгоранием недопустима.
С уменьшение угла опережения зажигания (позднее зажигание)
процесс воспламенения топливо-воздушного заряда приближается к
124
ВМТ, а процесс сгорания основного заряда смещается на такт расширения и происходит при значительно увеличивающемся объеме
над поршнем. Возрастающее давление в цилиндре двигателя как бы
"догоняет" уходящий поршень. Уменьшается действительная степень
расширения продуктов сгорания и возможность перехода выделяющейся теплоты в работу. Максимальные давление и температура
сгорания уменьшаются, но давление и температура сгорания на линии расширения увеличиваются. В результате увеличиваются тепловые потери в стенки цилиндра и с отработавшими газами. Все это
приводит к уменьшению индикаторного КПД цикла, снижению мощности двигателя и увеличению удельного расхода топлива.
При работе двигателя со слишком поздним углом опережения
зажигания приводит к увеличению тепловых потерь в стенки цилиндра, с отработавшими газами и является причиной перегрева двигателя.
В карбюраторном двигателе значение оптимального угла опережения зажигания корректируется в зависимости от частоты вращения
коленчатого вала двигателя.
С ростом частоты вращения вала двигателя сокращается время
цикла. Скорость сгорания основной массы заряда возрастает вследствии повышения турбулизации заряда почти пропорционально частоте вращения. Однако улучшение перемешивания не компенсирует
сокращение времени сгорания, и необходимо увеличить угол опережения зажигания. В эксплуатации это обеспечивается работой центробежного регулятора опережения зажигания, установленного в
прерывателе-распределителе.
Оптимальный угол опережения зажигания изменяется и от
нагрузки двигателя. С уменьшением нагрузки, оптимальный угол опережения зажигания возрастает. Объясняется это тем, что по мере
снижения нагрузки и прикрытия дроссельной заслонки снижается коэффициент наполнения и возрастает коэффициент остаточных газов,
уменьшается турбулизация заряда, снижаются давление и температура цикла. Эти факторы ухудшают условия воспламенения, уменьшают скорость сгорания топливо-воздушного заряда, приводят к увеличению длительности всех фаз сгорания и определяют необходимость увеличения оптимального угла опережения зажигания. В эксплуатации это обеспечивается вакуумным регулятором опережения
зажигания прерывателя-распределителя, реагирующим на изменение
125
разрежения во впускной трубе при изменении положения дроссельной заслонки карбюратора, т.е. нагрузки двигателя.
Использование топлива с недостаточно высоким для данного
двигателя октановым числом приводит к нарушению сгорания в виде
детонации. В эксплуатации устранить детонацию из-за несоответствия сорта топлива рекомендуемому можно с помощью октанкорректора. Уменьшение угла опережения зажигания приводит к затягиванию процесса сгорания на такт расширения, уменьшает максимальные давление и температуру цикла, что устранит детонацию.
Однако следует учитывать, что значительное уменьшение октанкорректором угла опережения зажигания по сравнению с оптимальным, приводит к ухудшению мощностных и экономических показателей двигателя.
Выбор оптимальной регулировки угла опережения зажигания. Для
заданного скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя оптимальным является такой угол опережения зажигания, при котором
двигатель одновременно развивает максимальную мощность и имеет
минимальный удельный расход топлива. По построенной характеристике (см. рис. 16) определяется оптимальный угол опережения зажигания.
5.5.3 Нагрузочная характеристика карбюраторного двигателя
Определение характеристики. Нагрузочной характеристикой
двигателя называется зависимость часового, удельного расходов
топлива и других показателей двигателя от его нагрузки (мощности,
крутящего момента или среднего эффективного давления), полученных при постоянной частоте вращения коленчатого вала двигателя.
Цель работы. На основании опытных данных проанализировать
топливную экономичность и другие показатели двигателя при разной
степени его нагрузки, а также оценить оптимальность выбранных регулировок систем двигателя (питания, зажигания и др.).
Анализ характеристики. Карбюраторный двигатель имеет смешанное регулирование мощности. Нагрузка двигателя изменяется в
основном за счет количества топливо-воздушного заряда поступаюшего в цилиндр при открытии дроссельной заслонки. Дополнительно,
некоторое изменение мощности может быть достигнуто за счет регу126
лирования качества смеси. Одновременное изменение количества и
качества горючей смеси оказывает сложное воздействие на процесс
сгорания, выбор регулировок и показателей двигателя.
Рисунок 5.9 - Нагрузочная характеристика карбюраторного двигателя
Основными регулировочными параметрами карбюраторного двигателя являются коэффициент наполнения, коэффициент избытка
воздуха и угол опережения зажигания. Повышение нагрузки двигателя осуществляется в основном за счет открытия дроссельной заслонки и увеличения наполнения цилиндров свежим зарядом, что соответствует коэффициенту наполнения примерно в диапазоне
0,25...0,85.
Коэффициент избытка воздуха при работе двигателя с полностью
открытой дроссельной заслонкой для получения максимальной мощности находится в пределах 0,8...0,9. При нагрузке двигателя в пределах (0,6...0,9)Nемах находится в пределах 1,10...1,15, что соответствует наилучшей топливной экономичности. По мере уменьшения
нагрузки дроссельная заслонка прикрывается. Это вызывает уменьшение коэффициента наполнения и рост коэффициента остаточных
газов, уменьшаются турбулизация заряда в цилиндре двигателя,
давление, температура и скорости сгорания, т.е. условия сгорания
127
ухудшаются. По мере прикрытия дроссельной заслонки смесь обогащается, достигая  = 0,9... 0,95. Сложный характер изменения коэффициента избытка воздуха в зависимости от нагрузки обеспечивается
комплексной работой всех дозирующих систем карбюратора.
Часовой расход топлива плавно возрастает по мере открытия
дроссельной заслонки. Лишь с момента начала работы экономайзера
наблюдается характерное, резкое его повышение. Наилучшая топливная экономичность наблюдается при нагрузках, соответствующих
(0,8...0,9)Nемах и ухудшается при уменьшении или увеличении нагрузки. При положении дроссельной заслонки близкой к полному открытию в работу вступает экономайзер, обогащая смесь. Появляется химическая неполнота сгорания топлива, что уменьшает индикаторный
КПД и увеличивает удельный расход топлива. При работе на постоянной частоте вращения потери на трение меняются мало. Однако в
целом величина внутренних механических потерь несколько увеличивается вследствии увеличения гидравлических потерь во впускном
тракте при прикрытии дроссельной заслотки и роста отрицательной
работы в процессах газообмена. Удельный расход топлива по мере
прикрытия дроссельной заслонки возрастает как за счет уменьшения
индикаторного КПД, так и, главным образом, в результате уменьшения механического КПД. На режиме холостого хода вся индикаторная
мощность расходуется на преодоление внутренних механических потерь. Экономичность двигателя на этом режиме характеризуется
только значениями часового расхода топлива, так как величина
удельного расхода топлива стремится к бесконечности.
Оценка показателей двигателя. Для сравнительной оценки степени совершенства рабочих процессов и топливной экономичности
двигателя производят регулировки соответствующих систем двигателя в характерных точках нагрузочной характеристики: на холостом
ходу, на режиме минимального удельного расхода топлива, в моменте включения экономайзера и при максимальной мощности.
5.5.4 Скоростная характеристика карбюраторного двигателя
Определение характеристики. Скоростной характеристикой карбюраторного двигателя называется зависимость мощностных (Ne,
Mе, Pe), экономических (Gт, ge), токсических и других показателей
128
двигателя от частоты вращения коленчатого вала при постоянном
положении дроссельной заслонки и установившемся тепловом состоянии карбюраторного двигателя.
Скоростные характеристики могут быть получены при различных,
но постоянных положениях дроссельной заслонки. Характеристики,
полученные при полном открытии дроссельной заслонки называются
внешними, а при промежуточном положении - частичными скоростными характеристиками.
Цель работы. На основании опытных данных выявить зависимость показателей работы двигателя от частоты вращения коленчатого вала. Установить режим максимальной мощности двигателя,
наилучшей экономичности, максимального крутящего момента, максимальной и минимальной частоты вращения и факторов на них влияющих.
Анализ характеристики. Внешняя скоростная характеристика является основной паспортной характеристикой карбюраторного двигателя, определяет его предельные мощностные показатели, соответствующие им регулировки систем двигателя и данные по топливной
экономичности на различных частотах вращения.
Рисунок 5.10 - Внешняя скоростная характеристика карбюраторного двигателя.
129
Проанализируем изменение основных показателей двигателя часового расхода топлива Gт, крутящего момента Ме, эффективной
мощности Nе, удельного расхода топлива gе.
Часовой расход топлива определяется коэффициентом наполнения V, коэффициентом избытка воздуха  и частотой вращения nе.
Коэффициент избытка воздуха  по внешней скоростной характеристике обычно соответствует 0,8...0,9 для достижения максимальной мощности на каждом скоростном режиме. Коэффициент наполнения V меняется сложным образом, так как зависит от ряда факторов. С ростом частоты вращения за счет увеличения гидравлических
сопротивлений впускного и выпускного трактов должен уменьшаться.
Вследствии уменьшения времени цикла и значит меньшего подогрева
заряда от стенок, наполнение цилиндра свежим зарядом должно увеличиваться. Величина V зависит также от инерции воздушного потока и колебательных процессов во впускной и выпускной системах,
фаз газораспределения. В итоге характер изменения специфичен для
каждой модели двигателя. Типичный закон изменения V = f(nе) показан на рис. 18. Часовой расход топлива возрастает почти пропорционально частоте вращения n, имея характерную выпуклость кривой Gт
за счет специфичного изменения V.
Крутящий момент двигателя зависит от количества подаваемого
топливо-воздушного заряда (V, ), от эффективности использования
теплоты (i ), от механических потерь в двигателе (м). С ростом частоты вращения индикаторный КПД возрастает благодаря улучшению
качества процессов смесеобразования и сгорания, уменьшения времени цикла, а следовательно, меньших тепловых потерь в стенки цилиндра. Механические потери с ростом частоты вращения возрастают. Однако вследствии общего повышения индикаторной мощности
относительный уровень механических потерь Nмп/Ni сначала меняется мало, а затем прогрессивно возрастает. Поэтому механический
КПД на малых частотах вращения почти постоянен, но при высоких
nе интенсивно уменьшается. В результате совместного действия
различных факторов крутящий момент (среднее эффективное давление) сначала возрастает, достигая максимума при средних частотах
вращения, а затем падает. Таким образом по сравнению с Ме мах
уменьшение крутящего момента на малых частотах вращения объясняется снижением V и i, а на высоких - уменьшением V и м.
130
Эффективная мощность для данного типа двигателя, испытуемого при неизменных окружающих условиях определяется величиной
крутящего момента и частоты вращения. На графике изменение Nе
можно выделить три характерные зоны. В первой зоне (n min - nm) ,
благодаря одновременному росту Ме и ne наблюдается наиболее интенсивное возрастание Nе. Во второй зоне (nm - nн) вследствие постепенного уменьшения Ме наблюдается замедление, а затем и прекращение роста Nе. В третьей зоне - после режима nн уменьшение
крутящего момента настолько велико, что не может быть компенсировано повышением частоты вращения и мощность падает. В качестве паспортной характеристики завод-изготовитель обычно указывает не максимальную мощность, а номинальную Nн (т.е. расчетную,
гарантируемую заводом-изготовителем) и соответствующую ей номинальную частоту вращения nн.
Вследствие значительного изменения величины крутящего момента Ме по скоростной характеристике и большого диапазона возможных рабочих частот вращения, для карбюраторного двигателя
характерны достаточно высокие значения коэффициентов приспособляемости и запаса крутящего момента: Кn = 1,8...2,0; КN =
1,25...1,35; Кзап = 0,25...0,35. Чем больше Кn тем устойчивее двигатель работает на малых частотах вращения, тем реже возникает
необходимость в переключении передач при повышении внешней
нагрузки. Чем выше KN и Кзап тем лучше динамические качества, тем
легче двигатель преодолевает внешнюю нагрузку, например меньше
снижение частоты вращения и скорости автомобиля при движении с
полной нагрузкой на подъем.
Удельный расход топлива определяется эффективностью использования выделяющейся в цикле теплоты и уровнем механических потерь. Минимальный удельный расход топлива наблюдается
при средних частотах вращения и определяется оптимальным сочетанием i и м. Возрастание gе при уменьшении частоты вращения
связано с падением индикаторного КПД, вследствии ухудшения процессов смесеобразования, сгорания, увеличения тепловых потерь в
стенки цилиндра. Рост gе при повышении nе объясняется увеличением механических потерь и снижением механического КПД.
Общая длительность сгорания выраженная в градусах поворота
коленчатого вала при повышении частоты вращения возрастает. Для
сохранения топливной экономичности необходимо увеличивать угол
131
опережения зажигания, что обеспечивается работой центробежного
регулятора прерывателя-распределителя.
Оценка показателей двигателя. По внешней скоростной характеристике определяются мощностные и экономические показатели двигателя в характерных точках: - nmin; - Меmax при nm; - gеmin при nge min; Nн при nн; - Кn, КN, К зап. По этой характерике двигателя определяют,
соответствуют ли полученные значения эффективной мощности, крутящего момента, часового и удельного расхода топлива техническим
условиям, установленным заводом-изготовителем.
ЛЕКЦИЯ 7
ТЕМА 6 КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КШМ ДВИГАТЕЛЯ
6.1 Основные понятия и определения
Кривошипно-шатунный механизм (КМШ) служит для преобразования поступательного движения поршня во вращательное движение
коленного вала.
В зависимости от конструктивной схемы различают следующие
КМШ:
1. Центральный (нормальный), у которого ось цилиндра совпадает с осью коленного вала (наиболее распространен).
2. Смещенный (дезаксиальный), у которого ось цилиндра смещена относительно оси коленного вала на величину е (дезаксиал) в сторону вращения. Величина этого смещения не превышает 10% хода
поршня.
Относительный дезаксиал K 
l
R
где R – радиус кривошипа.
3. С прицепными шатунами – у которого два и более шатунов передают усилия на одну шатунную шейку.
132
Введение дезаксиала способствует:
Уменьшению давления поршня на стенку цилиндра во время рабочего хода и увеличение этого давления во время хода скольжения,
что способствует равномерному износу.
Небольшое увеличение хода поршня, в результате чего может
быть увеличен рабочий объем двигателя, а следовательно его мощность.
Уменьшение скорости поршня около ВМТ и др.
Этими же преимуществами обладают двигателями с КШМ, в котором поршневой палец смещен относительно оси поршня (при этом
оси цилиндра и коленчатого вала совпадают). Дезансаж у этих двигателей составляет  0,02 R мм.
133
Вследствие малой величины дезансажа кинематический расчет
дезансажа механизма можно производить по формулам центрального КМШ.
Для характеристики механизма используют безразмерный и кинематический параметр КМШ
/ 
R
Lш
где R – радиус кривошипа; R 
S
2
Lш – длина шатуна;
Чем меньше  / , тем меньше сила нормального давления поршня
на гильзу, но при этом возрастают масса и высота двигателя.
Для современных двигателей
СМД-14 СМД– ЯМЗ – ЯМЗ –
62
338, 240 740,
  СМД-60
0,280
0,274
0,264
0,267
/
Д –240
0,272
А–41
А–01
0,264
ЗИЛ–
130
0,257
ВАЗ–
2100
0,295
Д–37,
Д-144
0,279
Основная задача кинематического расчета состоит в определении закона движения поршня и шатуна.
При рассмотрении КМШ считают, что угловая скорость вращения
КВД постоянна, т.е. W = const, т.е. угол его поворота пропорционален скорости
d 2n n
рад
,



dt
60
30
с
Угловое перемещение кривошипа при ω = const определяется
180 n
t  6 nt , град
  t , рад  
 30
Окружная скорость оси шатунной шейки
v a  R ,
м
с
где R – радиус кривошипа, в м;
Центростремительное ускорение
ja   2R
Поршень совершает возвратно-поступательное движение, для
характеристики которого определяют: перемещение SX, скорость Vп и
ускорение jп.
134
6.2 Определение перемещения поршня
SX = АВ = АО – ОВ = АО – (ОD+ ВD);
АО = R + LШ ;
Из ∆СDВ и ∆ODC
OD = R cosφ; BD = LШ cosβ,
Тогда
Sx = R + LШ – (R cosφ + LШ cosβ) = R [1 +
Lш
R
Lш
cosβ)]
R
L
принемая ш   /
R
1
Sx = R [1 + / - (cosφ + 1/ cosβ)]


(cosφ +
Выразим соsβ через функцию угла φ на основании теоремы синусов
sin 
R

  sin   sin  
sin Lш
т.к. cos   1  sin 2   1  2 sin 2 

1


1


то S X  R 1    cos 
1  2 sin2   .



Полученное уравнение дает точную зависимость перемещения
поршня от угла поворота кривошипа φ. Однако, двойное диффирицирование этого выражения для получения ускорения, дает очень громоздкое выражение. Поэтому это выражение обычно упрощают, заменяя приближенным, но практически достаточно точным выражением.

Выражение 1   sin 
a  b n
 an 
(1   sin
2
2
1
 )2
2
2

1
2
разлагают в ряд по биному Ньютона
na n 1 b nn  1 n 2 2 n( n  1 )( n  2 ) n 3

a b 
a b  ...
1
12
12 3
1 
1 2
1
 sin2   4 sin4   ...
2
8
Наличие двух (слагаемых) членов дает ошибку 0,02%. Поэтому
ограничиваются только двумя членами
135
(1   sin
2
2
1
 )2
Поэтому S X
1 2
 sin2 
2
1
 1 

 R 1    cos 
1  2 sin2  


  
1 
Из полученной зависимости видно, что перемещение поршня
можно представить в виде 2-х перемещений: первого и второго порядков:
(Перемещение I и II -го порядков – математический прием, упрощающий анализ.)
S X1  R(1  cos  )
I порядка

S X 2  R (1  cos 2 )
II порядка
4
При
  90 
S90  R(1 
  180 
S180  2R

2
)RR

2
Вследствие совпадения направляющий шатуна и поршня кривошипа по I четверти окружности (0 – 90°) поршень проходит больше
половины своего пути. При движении кривошипа по II четверти
окружности (90 – 180°) направления перемещений шатуна не совпадают и поршень проходит меньший путь, чем за первую четверть.
R
– поправка Брикса.
2
Физическая сущность поправки Ф. Брикса в том, что она учитывает, насколько больше перемещение поршня при повороте кривошипа
в I четверти (0…90°), в котором поршень пролходит больше половины
своего полного хода, по сравнению с перемещением при повороте
кривошипа во второй четверти окружности (φ = 90° …180°), в которой
поршень проходит меньше половины полного хода.
Построение SХ можно осуществить:
а) аналитическим способом, при этом




1  cos 2  – справочная для заданной λ
1

cos




4

б) Методом Брикса.
в) методом сложения перемещений I и II порядков.
136
Способы построения кривых перемещения поршня.
Перемещение поршня для дезаксиального механизма
SП  R1  cos    1  cos 2   k sin  
6.3 Определение скорости поршня
vП 
dS d dS
2



 R  sin  
sin 2 
dt
dt d
4





v П  R  sin   sin 2   RAV
2


т. к.
d

dt
cos /    sin
cos 2  2 sin2
137
Для дезаксиального механизма.



v П  R  sin   sin 2  k cos  
2


Построение vx может быть осуществлено:



1) аналитическим способом; при этом AV  sin   sin 2  –
2


справочная для заданного 
2) методом сложения скоростей I и II порядка
Чтобы определить φ при котором v=vmax, нужно первую производную по v приравнять к 0, т.е.
dv П
0
dt
dv П
  2 R cos    cos 2   0 , т.е.
dt
cos    cos 2  0
( cos 2  2 cos 2   1)
cos 2  1  2 sin2   1  2(1  cos 2  )  2 cos 2   1
2 cos   cos     0
2
cos  
 b  b 2  4ac
x
2a
1
( 1  8 2  1 ) – критическое значение угла, при котором
4
v = vMAX
Так при  
при  
1
4
1
3
 кр  73.5
 кр  75
Численное значение максимальной скорости v П MAX
138
v ПMAX  R 1  2
Вывод:
1) Скорость поршня (vП) в м.т. (φ=0°, φ=180°) равна нулю;
2) При φ=90° vП=ωR; φ=270° vП= - ωR; т.е. в этих точках абсолютное значение скорости поршня равны окружной скорости оси шатунной шейки К.В. – и не являются максимальной.
3) Максимальные скорости смещены в сторону верхней м.т. и
2
больше окружной скорости ωR на величину 1  
6.4 Определение ускорения поршня
Уравнение ускорения поршня может быть получено дифференцированием уравнения скорости по t.
dv
dv d
jП  П  П
 R 2 (cos    cos 2 )  R 2 A j
dt
d dt
При   0 j ПMAX  R 2 (1   )
Вывод:
а) При φ=180°; и λ<0,25 кривая ускорения выпуклая и ускорение
имеет одно наименьшее значение
j ПMIN  R 2 (1   )
б) При λ>0,25 в точке   arccos( 
1
) кривая ускорения имеет во4
гнутость в сторону оси и ускорение дважды достигает наименьшего
значения
j ПMIN  R 2 (  
1
)
8
Построение кривой ускорения поршня произведено:
а) аналитически. При этом значение множителя Aj в скобках справочная величина в зависимости от λ и φ.
б) графически. Путем сложения ускорения первого jП I=ω2Rcosφ и
второго jП II=ω2Rλcos2φ
139
Для дезаксиального механизма jП
j   2 R(cos    cos 2  k sin  )
6.5 Динамика КШМ
Динамический расчет КШМа заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции.
По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ,
а также определяют неравномерность кр. Момента и степень неравномерности хода двигателя.
Во время работы двигателя на детали КШМ действуют:
а) силы давления газов в цилиндре;
б) силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс;
140
в) центробежные силы;
г) давление на поршень со стороны картера (P0 = 0,1 МПа) – допущение;
д) силы трения пары цилиндр-поршень (их действие учитывается
механическим кпд ηм);
е) силы тяжести (в динамическом расчете не учитывается).
6.5.1 Определение сил давления газов
Силы давления газов зависят от протекания рабочего цикла, который изменяется по сложному закону и не поддается точному математическому описанию. Поэтому силы давления газов, действующие
на площадь поршня, заменяют одной силой, направленной по оси
цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Определяется эта
сила для каждого момента времени (угла φ) по действительной индикаторной полученной расчетным или экспериментальными методами.
Построение индикаторной диаграммы, в развернутую по углу поворота К.В.Д. обычно осуществляют по методу проф. Ф.А. Брикса.
Под индикаторной диаграммой строят вспомогательную полуS
окружность радиусом R  . От центра О в (в масштабе) сторону
2
Н.М.Т. откладывают поправку Брикса (
R
).
2
Из полюса О/ проводят лучи под соответствующими углами 300,
600 900, 1200, 1500, 1800.
Из центра О полуокружность делят лучами на несколько частей
(чаще 300), а из центра Брикса (0/)проводят линии, параллельные
этим лучам. Точки, полученные на полуокружности, соответствуют
определенным углам φ.
}
Из этих точек проводят вертикальные линии до (х) с линиями
индикаторной диаграммы и полученные величины давлений откладывают на вертикали соответствующих углов φ.
Следует учесть, что свернутой индикаторной диаграмме давление отсчетов от абсолютного нуля, а на развернутой показывают избыточное давление над поршнем PГ = Pr – P0
МПа
МH
P 
 PU   P  FП
мм
мм
141
Знак силы PГ
Силы давления газов на поршень
PГ = (РM – Р0) FП , МН.
где Р, Р0 – давление газов в любой момент времени и атмосферное давление, МПа;
FП – площадь поршня, м2
Шкала PГ может являться шкалой сил PГ.
Если давление PГ построена в масштабе μP,
этой же кривой для PГ будет
МН
PГ  P  FП ,
или
мм
кН
PГ  P  FП 10 3 ,
.
мм
142
МПа
, то масштаб
мм
6.5.2 Приведение масс частей КШМ
По характеру движений массы деталей КШМ можно разделить на:
а) движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа,
верхняя головка шатуна);
б) совершающие вращательное движение (коленчатый вал и
нижняя головка шатуна);
в) совершающие сложное плоско-параллельное движение (стержень шатуна).
Массы этих деталей при движении образуют силы инерции, которые создают дополнительную нагрузку и их необходимо учитывать
при расчетах.
Для упрощения расчета действительный КШМ заменяют динамической моделью. В ней массы сосредоточены в определенных точках
механизма, законы движения которых известны.
mП – масса поршневой группы, считают сосредоточенной на оси
поршневого пальца в точке А.
mШ – масса шатунной группы. Ее массу
заменяют двумя массами: mШ = mШП+ mШК
mШП – сосредоточена на поршне (шатуна -- поршне)
Приведенная система: (динамическая модель)
а) КШМ; б) кривошипа
mШК – масса шатуна на кривошипе.
143
L
Lшк
mшк  mш шп
;
Lш
Lш
LШ – длина шатуна;
LШК, LШП – расстояние от центра тяжести шатуна до кривошипа и
поршневого пальца.
В расчетах можно принимать среднее значение.
mШП =0,275 mШ; mШК= 0,725 mШК
Массу кривошипа, заменяют двумя массами, сосредоточенными:
на оси кривошипа mK и на оси коренной шейки m0,


mк  mшш  2 mщ
mщк  2 mщ
R
R
R
mо  2 mщ
R
где mК – масса сосредоточенная на оси кривошипа;
m0 – масса сосредоточенная на оси коренной шейки;
mШШ – масса шатунной шейки;
mЩ – масса средней части щеки;
ρ – расстояние центра тяжести массы щеки.
mшп  mш
У современных двигателей mЩ мала по сравнению с mШШ и ею
можно пренебречь.
Таким образом получаем систему сосредоточенных масс, динамически эквивалентной КШМ двигателя:
m j – масса, совершающая возвратно-поступательное движение
(точка А);
m j = mП + mШП
mR – масса, совершающая вращательное движение (точка В)
mR  mК  mШК  mШК  mШШ  2 mЩ

R
Для V образного двигателя со сдвоенным КШМ
mR  2 mШК  mК
144
6.5.3 Силы инерции в КШМ
Рисунок - Схема сил давления газов и инерции
Силы инерции, действующие в КШМ подразделяются:
Рj – силы инерции, поступательно-движущихся масс
Pj  m j j п  m j  2 R(cos    cos 2 ) ;
Аналогично ускорению Рj раскладывают на 2 силы
Pj  Pj1  Pj 2  m j  2 R cos   m j  2 R cos 2 ;
где Рj1 – сила инерции первого порядка;
Pj1  m j  2 R cos  ;
Рj2 – сила инерции второго порядка;
Pj 2  m j  2 R cos 2 ;
Изменяются силы:
Рj1 – по закону косинусоиды, с периодом 360°
Рj2 – по закону косинусоиды, с периодом 180°
КR – центробежная сила инерции вращающихся масс
K R  mR 2 R  ( K RШ  K RК )  ( mШК  2 R  mК  2 R )
145
Сила КR состоит из сил инерции вращающихся масс шатуна и
кривошипа.
КR – постоянна по величине (т.к. ω = const) и направлена всегда
от центра кривошипа (от оси коленчатого вала).
6.5.4 Суммарная и составляющие силы, действующие в
КШМ
Суммарную силу Р, действующую на поршень определяют, алгебраическим сложением сил давления газов РГ и сил возвратнопоступательно движущихся масс Рj
P = РГ + Рj , кН
где РГ – сила давления газов; кН
Рj – сила инерции; кН
Силу Р разложим на две составляющие;
1. N – нормальная сила, сила действующая перпендикулярно оси
цилиндра
N  P  tg , кН
2. S – сила, действующая вдоль шатуна.
146
S  P(
1
) , кН
cos 
От действия силы S шатунную шейку возникают две составляющие силы:
1) К – сила, направленная по радиусу кривошипа;
cos(    )
K P
, кН K  S cos(   )
cos 
2) Т – тангенциальная сила, направленная по касательной к
окружности
sin(   )
, кН T  S sin(   )
T P
cos 
Численные значения тригонометрических функций, входящих в
уравнения сил (N, S, K, T) для различных λ и φ приведены в таблицах
[1].
По данным уравнениям строят кривые изменения сил N, S, K, T,
для углов φ = 0…720°
147
6.5.5 Крутящий и опрокидывающий моменты двигателя
Рис. Суммарные силы, действующие в КШМ (знаки сил показаны
на схеме)
Если радиальную силу К перенести в центр О, и приложить две
силы Т/ = Т// = Т, то получим пару сил Т и Т/, которая приводит во
вращение коленчатый вал. Момент этой пары называют крутящим
моментом Мкр ц одного цилиндра двигателя.
sin(   )
;
MКРц  ТR  PR
cos 
Сложим силы T
//
 K  S/
Разложим S/ на две силы N/ и P/
P
cos 
sin(   )
T  S sin(   )  P
cos 
P
 cos  ;
S
148
S
S/  N/  P/
K  S cos(   )  P
cos(   )
cos 
Силы N и N/ образуют пару сил, момент который называют опрокидывающим (обратным) моментом МОПР
МОПР всегда равен МКР т.е.
MОПР  N  H  P  H  tg  T  R  MКРц
где Н – расстояние между осями поршневого кольца и коренной
шейки
MОПР  N  H  P  tg ( R cos   L cos  )
где:
N  P  tg
H  R cos  L cos 
Вынесем R
MОПР  P  tg  R(cos  
L
cos  )
R
Так как из теоремы синусов:
L sin
L
R
;


sin sin 
R sin 
sin 
sin
1
MОПР  P  R
(cos 
cos  )  PR
(sin   cos  sin cos  )
cos 
sin 
cos 
sin(   )
MОПР  P  R
 R  T
cos 
MОПР  R  T  M КР
}
Кривая изменения силы Т=f(φ) является также кривой MКР.Ц=f(φ),
но в масштабе
 M  T  R ,
где
МНм
;
мм
МТ – масштаб силы Т,
МН
мм
R – радиус кривошипа, м.
Определение крутящего момента для многоцилиндрового двигателя.
Для построения кривой суммарного крутящего момента МКР многоцилиндрового двигателя производят графическое (или табличное)
149
суммирование кривых МКР.Ц каждого цилиндра, сдвигая кривую относительно другой на угол (  ) поворота кривошипа между вспышками.

720
360
для 4-х тактного;  
для 2-х тактного.
i
i
где i – число цилиндров двигателя.
 – угол поворота кривошипа между вспышками (период изменения суммарного момента)– МКР. СР
Рис. Кривая суммарного крутящего момента (МКР) МКР=f(φ)
Среднее значение суммарного крутящего момента МКР.
определяется
( F  F2 ) M
, MH  м
M КР .СР  1
СР
(МНм)
OA
где F1, F2 – положительная и отрицательная площади, заключенные между кривой МКР и линией ОА; мм2;
 M – масштаб моментов;
MH  м
;
мм
ОА – длина интервала периода, изменение суммарного момента.
МКР.СР – представляет собой средний индикаторный момент двигателя. Действительный эффективный крутящий момент, снимаемый
с вала двигателя
Mе  MКР .СР  М ,
где  М – механический к.п.д. двигателя.
150
ЛЕКЦИЯ № 8 ТЕМА 6 (ПРОДОЛЖЕНИЕ)
6.6 Равномерность вращения коленчатого вала и
определение размеров маховика
Было установлено, что крутящий момент МКР представляет собой
периодическую функцию угла поворота к.в.д.
Мкр  f ( )
Неравномерность изменения МКР обуславливается особенностями протекания рабочего процесса двигателя и кинематическими
свойствами его КШМ
Для оценки степени неравномерности кр. момента используют
коэффициент неравномерности кр. момента
( МкрMAX  МкрMIN )
( F  F2 ) M

,
МкрСР  1
МкрСР
OA
где МкрСР , МкрMAX , МкрMIN – соответственно максимальный, минимальный и средний индикаторные крутящие моменты. Значение 
уменьшается с увеличением числа цилиндров.
1ц  12,6 ;
8ц  1,04 ;
12 ц  0 ,275
151
Колебания угловой скорости при установившемся режиме работы двигателя вследствие неравномерности МКР характеризуется коэффициентом неравномерности хода.
 
MAX  MIN
CP
где CP – средняя угловая скорость вращения коленчатого вала
двигателя.
CP 
MAX  MIN
2
 e
В каждый момент времени индикаторный МКР уравновешивается
суммарным моментом сопротивления МСОПР. и моментом сил инерции
J O всех движущихся масс двигателя, т.е.
d
Мкр  Мсопр  JO
dt
где
рад
d
– угловое ускорение к.в. 2
dt
с
Для установившегося режима
Мкр.ср  Мсопр
Из рисунка видно, что МКР.СР пересекает кривую крутящегося момента, образуя положительные (F1) и отрицательные площади (F2).
152
Положительные площадки (F1) пропорциональны избыточной работе кр. момента. Избыток работы идет на увеличение кинетической
энергии и, следовательно, скорости к.в.д.
При недостатке работы происходит отдача энергии от движущих-
e
ся масс и
щади F1
уменьшается LИЗБ определяется графически по пло-
LИЗБ  F1 M  , Нм
где F1 – площадь над прямой МКР.СР полученная планиметрированием, мм2 ;
M – масштаб момента, нм/мм

– масштаб угла поворота кол. вала, рад/мм
 
4 рад
,
i  ac мм
(ac-в мм, i-число цилиндров)
Приращение кинетической энергии вращающихся масс, обусловленного изменением угловой скорости вала от MAX до  MIN .
LИЗБ 
JO
( MAX 2  MIN 2 )
2
избыточная работа равна измене-
нию кинетической энергии вращающихся масс.
Или
LИЗБ 
JO -
JO
( MAX  MIN )( MAX  MIN )
2
момент сил инерции всех движущихся масс двигателя, кгм2
( MAX  MIN )  2СР  2e
( MAX  MIN )  СР  e
Тогда
LИЗБ  JOe2
т.к  e 
n e
30

или
 
LИЗБ
JO e2
900LИЗБ
JO ( ne )2
Вывод: при LИЗБ  const увеличение n e и JO приводит к уменьшению  (коэффициент неравномерности хода).
153
Тракторный дизель
Автомобильный двигатель
Значение 
0.003…0.010
0.010…0.020
При расчете вновь проектируемого двигателя, задаваясь величиной  , можно определить момент инерции (кг*м2) движущихся масс
двигателя.
JO 
LИЗБ
2
2 , кг*м
e
Расчет маховика сводится к определению: момента инерции J M ,
2
махового момента M M DCP
, максимальной скорости v M .
Момента инерции маховика J M от момента инерции J O составляет:
J M = (0,75…0,90) JO – тракторного двигателя;
J M = (0,85…0,90) JO – автомобильного двигателя;
Масса маховика подсчитывается из формулы:
2
Jm
 Dср 
 ,
 m  
2


m
4JM
2
DCP
, кг
где DCP – средний диаметр маховика, м.
Выбрав DCP , определяют массу маховика.
DCP – выбирают с учетом габаритов двигателя, возможности раз-
мещения механизма сцепления и т.д.
Ориентировочно можно принять:
DCP = (2-3)S; где S – ход поршня, м.
DCP = 350…500 мм – тракторных двигателей
DCP = 300…450 мм – автомобильных двигателей
Окружная скорость на внешнем ободе маховика
n D м
v M  e R  e m ,
60
с
где n – частота вращения вала двигателя об/мин.
[ v M ] ≤ 25…30 м/с – чугунный маховик;
[ v M ] ≤ 40…45 м/с – стальной маховик.
154
6.7 Силы, действующие на шатунные шейки
коленчатого вала (RШ.Ш)
Силы RШ.Ш рядных и V- образных двигателей могут определяться:
а) аналитическим способом и б) графическим построением.
а) RШ.Ш = КRШ + S
Рисунок - Силы, действующие на шатунную шейку.
где ККШ – центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна
(шатун приведен к кривошипу);
S – сила, действующая вдоль шатуна. Разложим эту силу на К и Т
РК – сила, действующая на шатунную шейку вдоль кривошипа.
PК  К RШ  К
RШШ  Т  Р К
а) Аналитически сила RШ.Ш рядного двигателя
RШШ  Т 2  РК
Р К  К RШ  К – алгебраическая сумма.
Направление результирующей силы RШ.Ш для различных положений коленчатого вала φ определяется углом ψ, заключенным между
вектором RШ.Ш и осью кривошипа
tg 
T
PK
б) Графическим способом сила RШ.Ш может быть найдена геометрическим сложением сил S и КРш . Сила S предварительно подсчиты155
вается аналитически: S  P(
1
) , сила КRш – величина постоянная
cos 
(при e = сonst), действует по радиусу кривошипа и направлена по
оси к.в.
Построение полярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку
геометрическим сложением.
RШШ  S  K RШ осуществляется следующим образом. (Сила S –
действует по оси шатуна).
Из точки О – центр условно неподвижной коренной шейки, радиусом, равным в принятом масштабе радиусу кривошипа, описывают
окружность.
Из точки О/ – центра шатунной шейки в в.м.т. – проводят вторую
окружность радиусом, равным в том же масштабе длине шатуна.
Окружность с центром О делят на равное число частей (12 через
0
30 ).
Через точки деления проводят лучи до пересечения с окружностью.
Эти лучи представляют собой относительные положения оси
условно вращающегося цилиндра двигателя.
Принято, что цилиндр вращается с угловой скоростью, равной по
величине, но противоположной по направлению угловой скорости
вращения коленчатого вала.
Отрезки О/1//, О/2// и т.д. – относительные положения оси шатуна при определенных углах поворота к.в.
Из точки О/ по направлениям оси шатуна откладывают в определенном масштабе μр с учетом знаков векторы сил S и концы их соединяют плавной линией. Полученная кривая называется полярной
диаграммой сил S с полюсом в точке О/.
156
Рисунок - Полярная диаграмма нагрузки на шатунную шейку и коренную шейку.
Для нахождения результирующей силы RШ.Ш необходимо переместить полюс О/ по вертикали на величину силы КR.Ш (постоянна по величине и направлению), взяв ее в том же масштабе μр.
Полученная точка ОШ называется полюсом полярной диаграммы
результирующих сил RШ.Ш , действующих на шатунную шейку.
157
Чтобы геометрически сложить векторы сил S и КR.Ш для какоголибо положения кривошипа (например: 23), достаточно провести из
полюса 0Ш вектор 0Ш 23. Этот вектор является силой RШ.Ш23 (по величине и направлению).
(Для общего представления о полярной диаграмме показать пример диаграммы).
Для получения результирующей силы RK – действующей на колено вала, составим уравнение:
RК  RШШ  K Rк
где RШ.Ш – результирующая сила, действующая на шатунную шейку;
КRK = -mКω2R – центробежная сила от масс шатунной шейки и щеки.
здесь mK – масса кривошипа (шейка + щека)

mК  mШШ  2 mЩ
R
КRK – сила инерции вращающихся масс кривошипа. Действует по
кривошипу
Для построения необходимо полюс OШ переместить на величину
центробежной силы инерции вращающихся масс кривошипа в точку
OК.
Вектор OК13 и есть сила RK, действующая на колено вала.
Для определение средней результирующей силы за цикл RШШСР.,
а также RШШМАХ и RШШMIN полярную диаграмму перестраивают в прямоугольные координаты в функции от φ.
При построении диаграммы все значения RШШ считаются положительными, среднюю величину результирующей силы RШШСР находят
путем планиметрирования площади под кривой RШШ = f(φ)
158
RШШСР 
FR
,Н
OA
Для V-образного двигателя с сочлененными шатунами (с шатунной шейкой соединен только один шатун) результирующую силу
RШШΣ, действующую на шатунную шейку определяют геометрическим
сложением суммарных сил ТΣ и РкΣ, передающихся от левого и правого шатунов.
RШШ  T2  PК 2
Силы ТΣ и РкΣ определяют табличным способом с учетом порядка работы цилиндров
ТΣ = ТЛ + ТПР
РкΣ = РКЛ + РКпр = КЛ + КR Ш Л + КП + КR Ш ПР = КΣ + КR Ш Σ
Углы поворота коленчатого вала в V–образных двигателях определяют от положения первого кривошипа, соответственно в.т.м. в
левом цилиндре от носка к.в. (радиатора) при правом вращении коленчатого вала.
Для кинематического расчета угол поворота кривошипа
159
φ =φ +β
i
1
(1-i)
–γ+
360  1Й  обор.
0  2 Й  обор.
где φ1 – заданный угол поворота кривошипа1-го цилиндра;
β(1-i) – угол между шатунными шейками соответствующих цилиндров
γ – угол развала (по отношению к 1 кривошипу)
Пример: φ5 = φ1 + β1-5 – γ1-5 = 30° + 0 – 90° = -60°
φ1 = 30°
Угол φi – для различных цилиндров может быть определен исходя из порядка их работы и промежутков между вспышками
Пример: 4-х цилиндр. рядн.:
8 цил. V–обр.
180° 180° 180° 180°
160
1–3–5–2–1
1–5–4–2–6–3–7–8–1
φ1 = 0, φ2 = 180°, φ3 = 540°,
φ4 = 360°
φ1 = 0, φ8 = 90°, φ7 = 180°,
φ3 = 270°, … φ5 = 630°
Угол поворота
0…180
180…360
360…540
540…720
1
вп.
сж
р.х
вып.
2
сж
р.х
вып.
вп.
3
вып.
вп.
сж
р.х
4
р.х
вып.
вп.
сж
6.8. Силы, действующие на коренные
шейки коленчатого вала
Результирующая сила RКШ, действующая на коренную шейку,
определяется геомтрическим сложением сил, равных, но противоположных по направлению силам, передающимся от 2-х сложных колен.
RКШ  RКi/  RК/ ( i 1 )
где RКШ – сила, действующая на коренную шейку;
RКi/ и RК/ ( i 1 ) – соответственно усилия, передаваемые от i и i+1
колен на коренную шейку, заключенную между ними.
В симметричных коленах:
RКi/  0.5 RКi
RК/ ( i 1 )  0.5RК ( i 1 )
RКШ  0.5( RКi/  RК/ ( i 1 ) )
При определении результирующей силы RКШ считают, что силы,
действующие в каждом цилиндре, воспринимаются лишь двумя бли161
жайшими опорами. При этом учитываются силы, действующие на
данную коренную шейку от смежных колен.
Полярную диаграмму сил RКШ строят с помощью 2-х полярных
диаграмм нагрузок на смежные шатунные шейки, полюса ОК которых
совмещены в одной точке.
P 
K РШ  K РК
,
OB
кН
мм
Графически точка полярной диаграммы нагрузки на коренную
шейку для соответствующих углов поворота вала определяют геометрическим сложением попарно векторов RК обеих диаграмм, одновременно действующих на колено вала в соответствии с порядком
работы цилиндров.
Каждый из полученных векторов представляет собой удвоенную
силу RКШ с обратным знаком.
Соединяя концы векторов RКШ в порядке возрастания углов поворота коленчатого вала получают полярную диаграмму.
Для V-образных двигателей построение диаграмм осуществляется так же, как им для рядных двигателей, но с учетом действия на
каждое колено вала суммарных сил от двух цилиндров.
Перестроение полярной диаграммы сил RКШ в прямоугольные координаты RКШ = f(φ) и определение по ней RКШСР, RКШMAX, RКШMIN производится также, как это делалось для шатунной шейки (RШШ).
162
ЛЕКЦИЯ 9 ТЕМА 7. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ
Цель лекции: Познакомиться с условиями и способами уравновешивания современных автотракторных двигателей.
7.1 Уравновешенность и уравновешивание поршневых двс
В КШМ постоянно действуют непрерывно изменяющиеся силы и
моменты, и если они не уравновешенны, то вызывают сотрясение и
вибрацию двигателя, передаются раме трактора или автомобиля.
Различают внешнюю и внутреннюю неуравновешенность двс.
Внешняя неуравновешенность – это наличие периодичных сил
инерции и моментов сил инерций, а также опрокидывающего момента
– которые передаются на опору двигателя.
Внутренняя неуравновешенность – это возникновение в поперечных сечениях блока цилиндров и других деталях упругих сил и моментов, т. е. возникают внутренние сгибающие и скручивающие моменты. Расчёт внутренних сил и моментов применяют для оценки
деформаций блока цилиндров, напряжений и вибраций.
Мы будем рассматривать только внешнюю неуравновешенность
двигателя.
К неуравновешенным силам и моментам относятся:
а) силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс
Pj  Pj1  Pj 2 и центробежные силы вращающихся масс K R ;
163
б) продольные моменты сил инерции M j  M j1  M j 2 и M R , возникающие в многоцилиндровых двигателях от неуравновешенных сил
Pj и K R ;
в) Крутящий момент M кр и равный ему, но противоположно
направленный опрокидывающий момент Mопр  Mкр .
Уравновешенность – это такое состояние двигателя, при котором
он полностью уравновешен.
Двигатель считается полностью уравновешенным, если при установившемся режиме работы, силы и моменты, действующие на его
опоры, постоянны по величине и направлению, или равны 0.
Условия уравновешенности двигателя с любым числом цилиндров принято записывать в виде:
а) Pj1  0 и M j1  0 - результирующие силы инерции первого
порядка и их моменты равны 0.
б) Pj 2  0 и M j 2  0 - результирующие силы инерции второго
порядка и их моменты равны 0.
в) K R  0 и M R  0 - результирующие центробежные силы
инерции и их моменты равны 0.
Уравновешивание – это комплекс конструктивных, производственных и эксплуатационных мероприятий, направленных на
уменьшение или полное устранение неуравновешенных свободных
сил инерции и моментов.
Уравновешивание может осуществляться!
а) Подбором определенного числа цилиндров, их расположением
и выбором соответствующей схемы коленчатого вала;
б) Установкой дополнительных масс;
в) Установкой дополнительных механизмов.
При расчете сил и моментов сил инерции используют выражения:
n
Pj1   m j   2 R  cos   0 ;
1
n
Pj 2   m j   2 R  cos 2  0 ;
1
164
n
K R   mR   2 R  0 ;
1
n
M j1   Pj1  Lц  0 ;
1
n
M j 2   Pj 2  Lц  0 ;
1
n
M R   K R  Lц  0 .
1
Lц – расстояние между осями цилиндров;
mj, mR – неуравновешенные массы поступательно движущихся и
вращающихся частей КШМ одного цилиндра.
n – число цилиндров двигателя.
165
7.2 Уравновешивание одноцилиндрового двигателя.
в одноцилиндровом двигателе:
Pj1  0
Pj 2  0
эти силы неуравновешенны
K R  0
M j1  0
M j 2  0 неуравновешенных моментов нет
MR  0
т. к. одиночные силы не создают момента.
166
7.2.1Силы инерции первого порядка Pj1
Pj1 может быть уравновешенна установкой масс 2mпрj на продолжении щек к. в.
т. е. 2Pпр  cos   Pj1
2 m' прj  2  cos  m j  2 R cos
т. е. m' прj 
1
R
 mj
- перенос Pj1 из верхней плоскости в гори2

зонтальную
Вывод: установкой двух противовесов на продолжении щек можно уравновесить Pj1. Однако при этом возникает горизонтальная составляющая
Pг  2Pпр  sin  2 m' пр  2  sin центробежной силы
этих дополнительных масс, вызывающая вибрацию двигателя в горизонтальной плоскости, которой не было до установки этих масс.
Чаще всего Pj1 уравновешивают не полностью, а частично (чаще
на 50%), т. е.
2 m' прj  0 ,5 m j
R

m' прj 
mj R

- частичное уравновешива4 
ние Pj1
167
Следовательно, максимальное воздействие от силы Pj1 на корпус
двигателя при наличии такой дополнительной массы всегда будет на
50% меньше.
Частичное уравновешивание Pj1 происходит в результате частичного переноса действия силы инерции из вертикальной плоскости в
горизонтальную.
Полностью сила Pj1 может быть уравновешенна только с помощью специального механизма.
В специальном механизме приводятся во вращение две дополнительные массы m’ с угловой скоростью
'  e .
2 m' прj  2 ' cos   m j  2 R cos 
m' прj 
1
R
mj
- при такой массе m’пр горизонтальные составля2
'
ющие их центробежных сил при любых углах φ взаимно уравновешиваются, а вертикальные составляющие дают равнодействующую
R  2Pпр  cos   2 m' пр ' cos   m j R 2 cos  , которая равна силе
Pj1, но направлена в противоположную сторону.
168
7.2.2 Сила инерции второго порядка – Pj2.
Pj2 может быть полностью уравновешенна только с помощью специального механизма, так же как и Pj1. Однако дополнительные массы должны иметь частоту вращения   2к .в.  2e .
т. е. 2Pпр  cos 2  Pj 2
2 m' ' прj ( 2 )2 ' ' cos 2  m j e2 R cos 2
m' ' прj 
1
R
 mj
8
' '
m' ' прj 
m j R

8 ' '
Этот способ используется в двигателе А–41. Однако из-за сложности и громоздкости уравновешивающего механизма используется
редко.
169
7.2.3 Центробежная сила КR.
КR – полностью уравновешивается установкой на щеках к. в. 2
одинаковых противовесов.
2Pпр  K R
2 mпрR   2   mR 2 R
mпрR 
mR R
2
Масса каждого из противовесов будет равна:
mпр  m' пр j mпрR 
1
R m R R
mj   R 
( 0.5 m j  mR )
4

2
2
R
 ( 0.5 m j  mR ) - условие полного уравновешивания КR и
2
частичного (50%) Pj1.
mпр 
7.3 Уравновешивание двух цилиндрового двигателя.
7.3.1 Одностороннее расположение кривошипов.
Порядок работы 1 – 2, промежуток между вспышками - 3600
170
Pj1  2Pj1  2m j   2  R  cos 
Pj 2  2Pj 2  2m j   2  R  cos 2
K R  2K R  2 mR   2  R
M j1  0 ; M j 2  0 ; MR  0 - уравновешенны, так как действующие силы и плечи приложения этих сил равны.
Уравновешивание двухцилиндрового двигателя осуществляется
таким же способом, что и одноцилиндрового.
7.3.2 Кривошипы расположены под углом 1800
Порядок работы 1-1, чередование вспышек 1800 и 5400.
2
 Pj1  Pj11  Pj12  m   2  R  cos   m   2  R  cos(   180 )  0
1
171
2
 Pj 2  Pj 21  Pj 22  m   2  R  cos 2  m   2  R  cos 2(   180 )
1
2 m   2  R  cos 2
не уравновешенны.
Полностью уравновесить
Pj 2 - можно только путем установки
специального механизма, (уравновешивающего механизма) как для
одноцилиндрового двигателя.
2
 К R  KR1  KR2  mR 2 R  mR 2 R  0
1
Момент сил инерции первого порядка:
M j1  Pj1  Lц - не уравновешен.
Lц – расстояние между осями цилиндров.
M j1 - с помощью противовесов, устанавливаемых на крайних
щеках к. в. можно полностью или частично перенести из вертикальной плоскости в горизонтальную.
172
Pпрj  b cos   Pj1  Lц
т.е.
mпрj1   j   2 cos   b  m j   2 R cos   Lц
mпрj1  m j 
R  Lц
j b
- условие полного переноса
M j1 из верти-
кальной плоскости в горизонтальную.
Момент сил инерции второго порядка уравновешен
M j 2  0 .
Момент центробежных сил.
M R  K R  Lц  mR   2 R  Lц - действует во вращающейся
плоскости колен. вала и м. б. полностью уравновешен противовесами
mпрR – на плече ρR.
mR   2 R  Lц  mпрR  R 2  b
mпрR  mR
R  Lц
R  b
- условие уравновешивание момента цен-
тробежных сил.
b – расстояние между противовесами.
7.4 Уравновешивание однорядного четырехцилиндрового
двигателя (с кривошипами под углом 1800).
Порядок работы 1-3-4-2 (или 1-2-4-3), чередование вспышек –
1800.
173
Модели двигателей: СМД – 14, Д – 50, Д – 240, М – 21, М – 24,
ВАЗ и др.
Из схемы расположения кривошипов и направления сил инерции
в двигателе можно сделать выводы:
-
Pj1  0 - силы инерции первого порядка уравновешенны;
-
Pj 2  4m j  R   2   cos 2 - результирующая сил инерции
второго порядка не уравновешенна
Pj 2 - может быть уравновешенна с помощью дополнительного
уравновешивающего механизма.
174
K R  0 - центробежные силы инерции КR для всех цилиндров
равны и попарно взаимно уравниваются.
M j1  0 , M j 2  0 ,
MR  0
моменты сил инерции первого, второго порядков и центробежных
сил – уравновешенны.
Несмотря на конструктивное уравновешивание центробежных
сил инерции, в некоторых четырехцилиндровых двигателях на коленчатом валу устанавливают противовесы для разгрузки коренных
подшипников от действия этих сил.
7.5 Уравновешивание шестицилиндрового рядного
двигателя.
Порядок работы: 1-5-3-6-2-4; 1-4-2-6-3-5.
Чередование вспышек - 1200
Кривошипы расположены под углом 1200.
Используется на двигателях ЗИЛ – 164, ЗИЛ – 120, ГАЗ – 52,
УРАЛ – 5М.
шести цилиндровый двигатель можно представить как два спаренных трехцилиндровых двигателя.
Pj1  2 m j   2  R  [cos   cos(   120 )  cos(   240 )] 
1)
 2 m j   2  R  [cos   cos(   60 )  cos(   60 )]
175
cos( 1  2 )  cos 1  cos 2  sin 1  sin 2
sin( 1  2 )  sin 1  cos 2  cos 1  sin 2
Тогда:
Pj1  2 m j   2  R  [cos   cos  
 sin 
1
3
1
 sin 
 cos  
2
2
2
3
] 0
2
Pj1  0
Pj1  0 - силы первого порядка уравновешенны;
Pj 2  2 m j   2  R  [cos 2  cos 2(   120 )  cos 2(   240 )] 
2)
 2 m j   2  R  [cos 2  cos( 2  60 )  cos( 2  60 )]  0
Pj 2  0 - силы второго порядка уравновешенны;
3)
K R  0 - центробежные силы инерции уравновешенны
K R  mR   2  R  2 mR   2  R  sin 30  0 .
M j1  0
M j 2  0
MR  0
176
шести цилиндровый рядный двигатель полностью уравновешен,
однако некоторые двигатели имеют противовесы для разгрузки коренных подшипников от действия центробежных сил.
7.6 Уравновешивание двухцилиндрового
V - образного двигателя
(γ – угол развала 900).
Анализ уравновешенности двухцилиндрового V – образного двигателя можно распространить и на многоцилиндровые V – образные
двигатели, так как они состоят из определенного количества двухцилиндровых секций, работающих на один и тот же коленчатый вал.
чередование вспышек 2700 и 4500.
γ – угол развала 900
1) Силы инерции первого порядка:
cos(  )  cos 
Для первого цилиндра:
Для
P' j1  m j   2  R  cos 
второго
цилиндра:
P' ' j1  m j   2  R  cos(   )  m j   2  R  sin
cos(  90 )  cos ( 90   )  cos(90   )  sin
Линии действия сил P' j1 и P' ' j1 пересекаются в точке О, они
взаимно пенпердикулярны.
Равнодействующая этих сил:
177
Pj1  ( P' j1 )2  ( P' ' j1 )2  ( m j   2  R )2 cos 2   ( m j   2  R )2 sin2 
Pj1  m j   2  R - равнодействующая сил построена по значению и
всегда направлена по радиусу кривошипа.
Эта сила может быть уравновешенна увеличением масс противовесов, которые устанавливают для продолжения щек кривошипа.
Равнодействующая направлена по радиусу кривошипа, так как:
cos ' 
P' j1
P j 1
 cos  ;
cos '  cos  ;
'  
Добавочная масса для одного из двух противовесов определяется
2mпрj1    2  m j  R   2 , откуда
mпрj1 
mj R
2
2) Силы инерции второго порядка.
для первого цилиндра
для
P' j 2  m j   2  R    cos 2
второго
цилиндра
P' ' j 2  m j   2  R    cos 2(   90 )  m j   2  R    cos 2
т. е.
 P' j 2  P' ' j 2 - т. е. абсолютные значения равны, но про-
тивоположны по направлению
Равнодействующая этих сил:
Pj 2  ( P' j 2 )2  ( P' ' j 2 )2  2  m j   2  R  cos 2
- равнодей-
ствующая Рj2 изменяется по гармоническому закону, не уравновешенна и передается на опоры двигателя.
Поскольку силы Р’j2 и Р’’j2 всегда равны по абсолютной величине
и противоположны по знаку, их равнодействующая Pj 2 действует
всегда по горизонтали.
Причем при значениях φ:
φ=0…450; 1350…2250; 3150…3600 – направлена влево
φ=450…1350; 2250…3150 – направлена вправо
178
Направление
Pj 2 (из графика j2=f(φ)).
Центробежная сила инерции - КR
K R  mR   2  R
так как на одной кривошипной шейке расположено два шатуна, то
mR  mк  2 mшк
mк  mшш  2 mщк  mшш 
2 mщк  
R
- масса шатунной шейки и
средней части щеки;
mшк - приведенная масса шатуна, отнесенная к оси кривошипа к
его нижней головке
mщк - приведенная масса щеки к оси кривошипа
K R - уравновешивается с помощью противовесов, установленных на продолжении кривошипа.
179
mR  R
2mпрR      mR    R ,
2
Тогда общая масса противовеса будет: ( Pj1 и K R )
2
2
mпрR 
R
( m j  mR )
2
Так как силы инерции Pj1 и Pj 2 действуют в одной плоскости, то
mпр  mпрj1  mпрR 
они не создают неуравновешивающего момента
2
2
1
1
 M j1  0 ;  M j 2
 0;
2
 MR
i 1
 0.
7.7 Уравновешивание V -образного шести цилиндрового
двигателя
с углом развала между цилиндрами 900 и тремя спаренными кривошипами под углом 1200.
СМД – 60, 62, ЯМЗ – 236.
Порядок работы цилиндров: 1л-1п-2л-2п-3л-3п; 1-4-2-5-3-6
чередование вспышек: 900 и 1500.
Коленчатый вал такого двигателя можно рассматривать как тройную секцию из двухцилиндровых V – образных двигателей, где для
секций:
180
1) Равнодействующая сил инерции первого порядка для всего
двигателя (проекция на вертикальную ось).
Pj1  P' j1  cos   P' ' j1  cos(   120 )  P' ' j1  cos(   240 ) 
 m j   2  R  [cos   cos(   60 )  cos(   60 )]  0
2) Сила инерции второго порядка для одной секции:
Pj 2  2  m j   2  R  cos 2 - изменяется по закону косинуса
двойного угла и всегда горизонтальна.
Вектор момента пенпердикулярен плоскости его действия и
направлен в сторону, смотря из которой мы видим вращение против
часовой стрелки.
И имеет направление:
Сумма равнодействующих сил инерции:
Pj 2  P' j 2 P' ' j 2 P' ' ' j 2 
 2  m j   2  R  [cos 2  cos 2(   120 )  cos 2(   240 )] 
 2  m j   2  R  [cos 2  cos( 2  60 )  cos( 2  60 )]  0
181
3)
K R - центробежные силы также действуют по радиусу криво-
шипа, как и результирующие силы инерции первого порядка Pj1 , поэтому:
K R  0 .
4) Суммарный момент от сил инерции первого порядка действует
во вращающейся плоскости, и равен моменту, создаваемому силами
P' j1 и P' ' ' j1 (первого и третьего кривошипа на плече 2Lц).
По теореме косинусов ( a
2
 b2  c 2  2 bc  cos  )
M j12  ( Lц  P' j1 )2  ( Lц  P' ' ' j1 )2  2( Lц  P' j1 )  ( Lц  P' ' ' j1 )2 
 cos 120
Учитывая, что
P' j1  P' ' ' j1  m j   2  R
M j1  2( m j   2  R  Lц )2  2( m j   2  R  Lц )2  cos(180  60 ) 
 m j   2  R  Lц 2  2 
или
182
1
 3  m j   2  R  Lц
2
M j1  1.732  m j   2  R  Lц
5) Момент от центробежных сил, также, как и  Pj1 , так как
направление этих сил совпадает.
MR  1.732  mR   2  R  Lц
Определим плоскость действия этих моментов по отношению к
плоскости первого кривошипа.
Из геометрического построения видно, что φ1=300 или аналитически по теореме синусов
M' ' ' j1
sin 1

M j1
sin120 0
mR   2  R  Lц
sin 1
sin 1 
1
2

3  mR   2  R  Lц
3
2
  300
183
Следовательно действие суммарного момента сил инерции первого порядка ( M j1 ) и момента от центробежных сил ( MR ) можно
уравновесить
одновременно,
установкой
противовесов
массой
( mпрjR ) на концах вала в плоскости действия суммарного момента
( M j1R ), т. е. под углом   30 и плоскости первого кривошипа.
0
M j1  MR  mпрjR   2    b   2    b( mпрj  mпрR )
b – расстояние по оси коленчатого вала между противовесами.
mпрjR  3   2  R  Lц ( m j1  mR )  mпрjR   2    b
mпрjR  3 
R  Lц
 b
 ( m j1  mR )
1) Если направление сил определено, то момент по схеме складывается сразу.
2) Если силы возьмем в одном направлении, то знаки учтем по
значениям функций.
184
6) Суммарный результирующий момент от сил инерции второго
порядка находят как сумму моментов относительно средней точки.
M j 2  M j' 2  M j' ' ' 2
M j 2  2  Lц  m j   2  R   [cos 2  cos 2(   240 )] 
1
3
 sin 2

2
2
 cos 2(   240 )   cos( 2  60 )   cos 2 
 0.5  cos 2 
3
sin 2
2
M j 2   2  Lц  m j   2  R   [ 1.5 cos 2 
3
sin 2 ]
2
-
дей-
ствует момент в горизонтальной плоскости.
Найдем угол поворота кривошипа φ, при котором этот момент
M j 2 будет иметь максимальное значение.
Для этого функцию M j 2 исследуем на max.
Возьмем производную
dM j 2
d
0
 1.5  2 sin 2 
tg 2 
3
2  cos 2  0
2
3
 0.577
3
2  300
1 max  15 0
2 max  105 0
период изменения j2=900
7.8 Уравновешивание V – образного восьмицилиндрового
двигателя
с углом развала цилиндров 900.
185
ЯМЗ – 238, ЗИЛ – 130, ЗИЛ – 111, ЗИЛ - 375, ГАЗ – 66, КАМАЗ –
740
Кривошипы пространственного коленчатого вала расположены в
двух взаимно пенпердикулярных плоскостях.
Промежуток между вспышками – 900
угол развала γ=900
порядок работы 1л-1п-4л-2л-2п-3л-3п-4п; 1-5-4-2-6-3-7-8
Равнодействующая силы инерции первого порядка.
Pj1  m j   2  R  [cos   cos(   90 )  cos(   180 ) 
 cos(   270 )]  0
Pj1  0 - силы инерции первого порядка взаимно уравновешенны.
186
Суммарный момент этих сил
Pj1 ( M j1 ).
M в j1  3Lц  m j   2  R - в вертикальной плоскости (1-4 кривошип)
M г j1  Lц  m j   2  R - в горизонтальной плоскости (2-3 кривошип)
действие моментов под углом 900, поэтому:
M j1  ( M j1в )2  ( M j1г )2  m j   2  R  Lц  10 ;
M j1  10  m j   2  R  Lц
3) Равнодействующие силы инерции второго порядка всегда
направлена по горизонтали для каждой секции двигателя пенпердикулярна к оси коленчатого вала двигателя.
Сумма этих равнодействующих сил равна 0.
так как:
Pj 2  2  m j   2  R   [cos 2  cos 2(   90 )  cos 2(   180 ) 
 cos 2(   270 )]  2  m j   2  R   
 [cos 2  cos 2  cos 2  cos 2 ]  0
Pj 2  0
4) Равнодействующая центробежных сил равна 0.
K R  0
5) Суммарный момент сил инерции второго порядка.
Возьмем момент относительно середины (точка А).
M j 2  2  m j   2  R   [ 1.5  Lц  cos 2  0.5  Lц  cos 2(   90 ) 
 0.5  Lц  cos 2(   270 )  1.5  Lц  cos 2(   180 )] 
 2  m j   2  R    [ 1.5  Lц  cos 2  0.5 Lц  cos 2  0.5 Lц  cos 2 
 1.5 Lц  cos 2 ]  0
M j 2  0
187
6) Суммарный момент центробежных сил действует в той же
плоскости, что и равнодействующий момент сил инерции первого порядка M j1 :
т. е. M R  10  mR    R  Lц
2
Очевидно, что сумма двух результирующих моментов будет равна
Mрез  M j1  MR  10   2  R  Lц ( m j  mR ) - действует во
вращающейся плоскости.
Уравновешивание этих моментов M j1иMR осуществляется
противовесами, путем установки двух противовесов на концах коленчатого вала, в плоскости действия моментов, (т. е. под углом
α=18026’) масса противовесов:
10   2  R  Lц ( m j  mR )  mпр    b   2
mпр
10  Lц  R

 ( m j  mR )
 b
b – расстояние между противовесами mпр по оси коленчатого вала.
ρ – расстояние от центра тяжести общего противовеса до оси коленчатого вала.
Угол вращающейся плоскости установки противовесов.
tg 
188
M2гор
3
M1верт
4
2-3 секции:
гор
гор
2
M2гор
 3  M( 2  3 ) j1  M( 2  3 )R  Lц    R  ( m j  mR )
1-4 секции:
верт
верт
2
M1верт
 4  M(1 4 ) j1  M(1 4 )R  3Lц    R  ( m j  mR )
tg 
Lц   2  R( m j  mR )
3Lц   2  R( m j  mR )

1
 0.333
3
  18 0 26'
Различия в уравновешивании восьмицилиндровых двс.
1. ЯМЗ – 238 – под углом 18026’ – на всех щеках
2. ЗИЛ – 130 – ПОД УГЛОМ 110 на щеках крайних кривошипах,
под углом 250 – на щеках средних кривошипах.
3. КАМАЗ – 740 на первой и последней щеках кривошипов.
189