Силовые агрегаты

СИЛОВЫЕ АГРЕГАТЫ Дисциплина «Силовые агрегаты» предназначена для студентов, обучающихся по направлению 190600 "Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов" и является дисциплиной, вводящей студентов в это быстро развивающееся направление. Целью преподавания дисциплины является формирование у студентов системы профессиональных знаний теории, конструирования и расчета различных силовых агрегатов их механизмов и систем транспортно-технологических машин и комплексов, необходимых для их дальнейшей профессиональной деятельности в качестве бакалавра. Дисциплина входит в базовую часть профессионального цикла и опирается на содержание учебных дисциплин: математика, информатика, физика сопротивление материалов, гидравлика, гидропневмопривод и теплотехника. В тоже время она является базой для изучения последующих дисциплин профессионального цикла таких как «Техническое обслуживание силовых агрегатов и трансмиссий автомобилей», «Диагностика технического состояния легковых автомобилей» и других. В процессе изучения данной дисциплины Вы должны прослушать курс лекций (16 часов), выполнить практические занятия (34часа), выполнить курсовую работу на тему: «Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания» и сдать экзамен. Данная дисциплина изучается один семестр. Лекция 1. Введение Агрегат – соединение нескольких разнотипных машин, устройств или аппаратов в одно целое для работы в комплексе. В соответствии с определением практически все машины, которые мы видим можно назвать агрегатами, поскольку они собраны из различных механизмов и систем. В тоже время каждая из этих машин имеет свое определенное имя (название) Отсюда вытекает, что выше сказанное определение что такое агрегат является абстрактным. Поэтому для того чтобы иметь реальное определение того или иного агрегата необходимо знать какую работу выполняет данный агрегат. Так если мы говорим «Сварочный агрегат» или «Ковочный агрегат» Однако это позволяет классифицировать все агрегаты по двум основным признакам: - по технологическому; - энергетическому. Силовой агрегат – в общем случае представляет собой единый жесткий узел различных механизмов, выполняющего преобразование одного вида энергии в другой. Так основное назначение силовых агрегатов транспортно-технологических машин и комплексов – это преобразование тепловой энергии, полученной от сжигания топлива в механическую работу, затрачиваемую на передвижение автомобиля. Обычно силовой агрегат формируется вокруг основного механизма. В автомобильном транспорте таким механизмом является двигатель, который в сборе с другими механизмами (сцеплением, коробкой передач, главной передачей, дифференциалом) образует силовой агрегат. В автомобильном транспорте распространены две конфигурации силовых агрегатов: 1-я схема – силовой агрегат, представляющий собой единую жесткую сборку двигателя, сцепления и коробки передач, которая чаще всего применяется в заднеприводных автомобилях с передним расположением силового агрегата. Такая компоновка силового агрегата ВАЗ-2105 представлена на рис.1 1 На этой схеме силовой агрегат (двигатель, сцепление, коробка передач) расположен вдоль главной оси автомобиля. 2-я схема - силовой агрегат, представляющий собой единую жесткую сборку двигателя, сцепления и коробки передач, главной передачи и дифференциала, которая чаще всего применяется в переднеприводных автомобилях с передним поперечным расположением силового агрегата. Такая компоновка силового агрегата ВАЗ-2108 представлена на рис.2 Назначение составных частей силового агрегата: Двигатель- преобразует тепловую энергию, выделяющуюся в процессе сгорания топлива в цилиндрах, в механическую работу, а крутящий момент, создаваемый с помощью кривошипно-шатунного механизма, используется для передвижения автомобиля. Сцепление – механизм кратковременного и плавного разъединения или соединения двигателя с коробкой передач. Коробка передач – это механизм, который преобразует крутящий момент, передающийся от двигателя через сцепление, по величине и направлению, позволяет автомобилю двигаться вперед или назад, а также отключать двигатель от ведущих мостов на длительное время. Двигатели внутреннего сгорания Развитие автомобильного транспорта невозможно без постоянного совершенствования силовой установки автомобиля – двигателя. Двигатель - это агрегат, преобразующий тепловую энергию, получающуюся при сгорании топлива в цилиндрах, в механическую, а создаваемый с помощью кривошипно-шатунного механизма крутящий момент используется для перемещения автомобиля. На современных автомобилях преимущественное распространение получили двигатели внутреннего сгорания (ДВС), которые являются практически единственным источником энергии в автомобилях, и основными потребителями вырабатываемого топлива. Они потребляют 90% бензина, 88% дизельного топлива, 84% моторных масел. На автомобильном транспорте применяются карбюраторные и дизельные двигатели, а также бензиновые двигатели с впрыском топлива и принудительным воспламенением рабочей смеси. Достоинствами карбюраторных двигателей являются: небольшие габаритные размеры и масса; легкий пуск, особенно при низких температурах окружающей среды; низкий уровень шума; простота и низкая себестоимость топливной аппаратуры; более простые регулировки и техническое обслуживание. Однако карбюраторные двигатели имеют ряд недостатков, к которым относятся: низкая экономичность; значительное загрязнение окружающей среды; высокие требования к качеству топлива; низкие динамические характеристики при переменных режимах работы; зависимость работы системы питания от положения двигателя и автомобили; высокая пожароопасность. 2 По сравнению с карбюраторными двигателями дизели обладают значительно более высокой экономичностью, могут работать (кратковременно) на нестандартных топливах, имеют высокие динамические характеристики. В дизелях допускается форсирование мощности путем наддува. Основные недостатки дизелей: большие габаритные размеры и масса; сложная и дорогая топливная аппаратура; высокий уровень шума. Бензиновые двигатели с впрыском топлива и принудительным воспламенением рабочей смеси в зависимости от организации процесса смесеобразования и их конструктивных особенностей могут сочетать в себе положительные свойства и карбюраторных двигателей и дизелей. В настоящее время основными задачами в области развития и совершенствования автомобильных двигателей являются: расширение использования дизелей, снижения топливной экономичности и удельной массы двигателей, стоимости их производства и эксплуатации. На принципиально новый уровень ставится борьба с токсичными выбросами двигателей в атмосферу, а также задачи по снижению шума и вибрации в процессе их эксплуатации. Общие сведения о двигателях внутреннего сгорания и их классификация Автомобиль для выполнения своей технической функции (перевозки грузов, пассажиров по дороге) должен иметь источник энергии. Таким источником на автомобиле является двигатель. Двигателем внутреннего сгорания называют поршневой тепловой двигатель, в котором процессы сгорания топлива, выделение теплоты и превращение ее в механическую работу происходит непосредственно в его цилиндре. Двигатели внутреннего сгорания классифицируют по следующим основным признакам: - по конструкции: поршневые и роторные. В поршневых двигателях газы, расширяющиеся при сгорании топлива, перемещают поршень, возвратно-поступательное движение которого преобразуется во вращательное движение коленчатого вала. Поршневые двигатели в зависимости от способов смесеобразования и воспламенения делятся на две основные группы. К первой относятся двигатели с внешним смесеобразованием и принудительным воспламенением, типичными представителями которых являются карбюраторные и газовые двигатели. Ко второй группе относятся двигатели с внутренним смесеобразованием когда горючая смесь образуется непосредственно внутри цилиндра; к ним относятся дизели и двигатели с впрыском легкого топлива в цилиндр; В роторных двигателях газы, расширяющиеся при сгорании топлива, воздействуют на вращающуюся деталь — ротор. Роторные двигатели делятся на газотурбинные и роторно-поршневые. -по виду применяемого топлива: а) двигатели- карбюраторные, работающие на легком жидком топливе (бензине); б) двигатели- дизельные, работающие на тяжелом жидком топливе (дизельном топливе); в) двигатели- газовые, работающие на газовом топливе (сжатом и сжиженном газах); г) двигатели многотопливные. -по способу осуществления рабочего цикла: а) четырехтактные, у которых рабочий цикл в каждом цилиндре совершается за четыре хода поршня или за два оборота коленчатого вала; б) двухтактные, у которых рабочий цикл в каждом цилиндре совершается за два хода поршня или за один оборот коленчатого вала. -по числу и расположению цилиндров: а) одно-, двух- и многоцилиндровые (четырех-, шести-, восьмицилиндровые и т. д.); -по расположению цилиндров на двигатели с вертикальным или наклонным расположением цилиндров в один ряд, на V-образные двигатели с расположением цилиндров под углом, а при расположении цилиндров под углом 1800 на двигатель с противолежащими цилин-драми или оппозитными; -по способу охлаждения: а) с жидкостным охлаждением; б) с воздушным охлаждением; -по назначению: а) транспортные, устанавливаемые на автомобилях и других транспортных машинах; б) стационарные; в) специального назначения; Общее устройство и принцип действия двигателей внутреннего сгорания 3 Двигатель внутреннего сгорания представляет собой сложный агрегат, состоящий из ряда механизмов и систем различного назначения, обеспечивающих работу двигателя. Общее устройство четырехтактного, карбюраторного, четырехцилиндрового с рядным вертикальным расположением цилиндров и верхним расположением распределительного вала двигателя внутреннего сгорания представлено на рис.1.1. Основными частями двигателя внутреннего сгорания являются кривошипно-шатунный механизм (1), предназначенный для восприятия давления газов и преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала; механизм газораспределения (2), который служит для своевременного открытия и закрытия клапанов при впуске в цилиндр горючей смеси и выпуске отработанных газов; а также система питания (5), предназначенная для приготовления горючей смеси и подвода ее к цилиндрам (карбюраторный двигатель) или для подвода топлива и воздуха (дизель); система зажигания (8), которая служит для обеспечения воспламенения сжатой в цилиндре рабочей смеси (только в карбюраторных двигателях); система охлаждения (7), предназначенная для охлаждения двигателя; система смазки (6), которая служит для подвода масла к трущимся деталям двигателя и его очистки; система пуска, предназначенная для пуска двигателя. В легко доступной зоне крепятся все узлы двигателя, требующие обслуживания при эксплуатации автомобиля. Сверху расположены воздушный фильтр и датчик-распределитель зажигания. Слева размешены свечи зажигания и щуп указателя уровня масла. Топливный насос установлен вверху, но с правой стороны двигателя (задней, если смотреть по ходу движения автомобиля), что уменьшает опасность возникновения пожаров при аварии из-за повреждения топливопроводов. Верхняя часть картера и цилиндры двигателя объединены вместе и представляют собой единую отливку — блок цилиндров. В результате этого обеспечиваются прочность, жесткость и компактность конструкции. Под блоком цилиндров находится стальной штампованный поддон картера, который одновременно служит емкостью для масла. Между поддоном и блоком цилиндров находится прокладка из пробко-резиновой смеси. На блок цилиндров устанавливается общая для четырех цилиндров алюминиевая головка цилиндров. В головке находятся камеры сгорания, клапанный механизм и газовые каналы. Между блоком цилиндров и головкой расположена уплотнительная металло-асбестовая прокладка. На головке цилиндров установлен распределительный вал, который приводит в действие по одному впускному и одному выпускному клапану. Верхнее расположение распределительного вала уменьшает массу возвратно-поступательно движущихся деталей и тем самым обеспечивает высокую надежность работы механизма газораспределения при большой частоте вращения коленчатого вала двигателя. Коленчатый вал (3) специальным зубчатым ремнем с эксцентриковым роликовым натяжителем приводит во вращение распределительный вал. Достоинствами такого привода являются простота конструкции, снижение шумности двигателя и меньшая масса по сравнению с другими видами передач. Ременный привод закрыт спереди пластмассовой, а сзади — стальной крышками. 4 А теперь рассмотрим принцип работы на примере одноцилиндрового карбюраторного двигателя. Его устройство представлено на рисунке 1.2. В цилиндре (2) со съемной головкой (1) находится поршень (3), в специальные канавки справа и слева помещены поршневые кольца (4). Кольца скользят по поверхности цилиндра, не давая образующимся газам вырваться вниз и препятствуя попаданию наверх масла. Поршневой палец (5) и шатун (6) соединяют поршень с кривошипом коленчатого вала (9). Он вращается в подшипниках, которые расположены в картере двигателя. На конце коленчатого вала (7) укреплен маховик (8). Когда кулачки распределительного вала (11) находят на рычаги (12), клапаны (13) открываются. При этом, через впускной клапан проходит горючая смесь (бензин и воздух), а через выпускной выходят отработанные газы. Закрываются клапаны под воздействием пружин, когда кулачки сбегают с рычагов. В движении коленчатый вал и кулачки приводятся с помощью коленчатого вала. Свеча зажигания (14) расположена в резьбовом отверстии головки цилиндра (1). Между ее электродами проскакивает искра и воспламеняет горючую смесь (см. выше). Вот основные принципы работы одноцилиндрового карбюраторного двигателя. Дизельные двигатели. Главным отличием дизельных двигателей от карбюраторных является отсутствие свечей и системы зажигания. Это связано с высоким давлением, под которым подается топливо непосредственно в цилиндр при помощи форсунки, и высокой температурой. Поэтому топливо воспламеняется само. Таким образом система зажигания не нужна. Главной особенностью работы дизельного двигателя является то, что топливо подается форсункой или насос-форсункой непосредственно в цилиндр двигателя под большим давлением в конце такта сжатия. Необходимость подачи топлива под большим давлением обусловлена тем, что степень сжатия у таких двигателей в несколько раз больше, чем у карбюраторных. И так как давление и температура в цилиндре дизельного двигателя очень высоки, то происходит самовоспламенение топлива. А это означает, что искусственно поджигать смесь не надо. Поэтому у дизельных двигателей отсутствуют не только свечи, но и вся система зажигания. Основы технической термодинамики, теплопередачи и гидродинамики Технической термодинамикой называется наука, изучающая свойства тепловой энергии и законы взаимного превращения тепловой и механической энергии. Техническая термодинамика является основой теории двигателей внутреннего сгорания. Всякая тепловая машина приводится в действие вследствие происходящего в ней изменения состояния вещества, называемого рабочим телом или рабочим агентом. Совокупность тел, находящихся в тепловом и механическом взаимодействии друг с другом и окружающей средой, называется термодинамической системой. Рабочее тело определяет тип и назначение тепловой машины. Наиболее эффективными рабочими телами для тепловых машин являются пар и газы, обладающие наибольшим коэффициентом объемного расширения. Для термодинамического анализа работы тепловой машины необходимо знать термодинамические свойства рабочего тела. В качестве основных термодинамических параметров состояния газообразного вещества выступают абсолютная температура, абсолютное давление, удельный объем и др. Температура газа служит мерой кинетической энергии поступательного движения молекул газа и характеризует степень его нагрева. В настоящее время в термодинамике в качестве основной принята термодинамическая температурная шкала, где нижней границей шкалы является температура абсолютного нуля (практически недостижимая), когда прекращается тепловое движение молекул. Единица 5 температуры по термодинамической температурной шкале получила название Кельвин. Соотношение между шкалой Цельсия и шкалой Кельвина Т ( К )  t ( 0С )  273.15 где Т  температура термодинамической шкале; t  температура по шкале Цельсия. Абсолютная температура, измеряемая в кельвинах, является параметром состояния. Давление — физическая величина, характеризующая интенсивность сил, действующих по нормали к поверхности тела и отнесенных к единице площади этой поверхности, т.е. Р где P  сила в ньютонах; F  площадь в м 2 F Для измерения давления применяются различные единицы: Паскаль (Па), бар, техническая атмосфера или просто атмосфера, миллиметр ртутного или водяного столба, которые находятся в следующих соотношениях: 5 5 2 3 1Па  10 бар  1.02  10 кг / см  7.5024  10 мм. рт.ст р Различают абсолютное, избыточное и вакуумметрическое давление. На практике за начало отсчета обычно принимают атмосферное (барометрическое) давление, которое зависит от массы слоя воздуха. Нормальное давление - это барометрическое давление, равное одной физической атмосфере и составляет примерно 101.3кПа или 750 мм. рт.ст Абсолютным давлением называется давление газов и жидкостей в закрытых объемах и, которое не зависит от состояния окружающей среды. Если абсолютное давление больше атмосферного, то разность между ними характеризует избыточное (манометрическое) давление: ризб  рабс  ратм . Если абсолютное давление меньше атмосферного, то разность между ними называется разрежением, или вакуумом: рвак  ратм  рабс . Вышеприведенные формулы показывают, что при неизменном состоянии газа в сосуде постоянным остается лишь значение абсолютного давления р абс а ризб и рвак изменяются при изменении р атм . Поэтому параметром состояния газа служит только абсолютное давление, которое и входит во все термодинамические зависимости. Удельный объем вещества представляет собой объем единицы массы вещества, т.е. V это величина равная отношению объема к его массе v  где V  объем вещества; m  m масса вещества. Величина обратная удельному объему называется плотностью вещества. В технической термодинамике в качестве рабочего тела принимается идеальный газ — условное газообразное вещество, силами взаимодействия между молекулами которого пренебрегают. Если реальные газы сильно разряжены, их свойства близки к свойствам идеального газа. К основным законам идеальных газов относятся: закон Бойля-Мариотта, Гей-Люсака и Шарля, Авогадро. Закон Бойля — Мариотта. При постоянной температуре удельные объемы данного газа обратно пропорциональны его абсолютным давлениям. В координатах давление – объем процесс изменения состояния газа при постоянной температуре изображается гиперболой (рис.1.5). Так как в каждой точке этой кривой температура газа одинакова, то кривая называется изотермой. Используя данный закон для точек, соответствующих началу и концу процесса получим v2 p  1 v1 p2 при T  const (1.1) где индексы 1 и 2 относятся соответственно к начальному и конечному состоянию газа в процессе его расширения или сжатия. Из выражения (1.1) следует, что p1  v1  p2  v2 или p  v  const (1.2) 6 Закон Гей-Люссака- объем данной массы газа при постоянном давлении изменяется линейно в зависимости от температуры. Процесс в координатах давление – объем изображается линией, параллельной оси абсцисс (рис.1.6). Эта линия называется изобарой. Уравнение для начального и конечного состояния v2 Т 2 при р  const (1.3) Из уравнения (1.3) следует, что  v1 Т 1 v 2 v1 v или  const (1.4)  Т 2 Т1 Т Таким образом, при постоянном абсолютном давлении удельные объемы идеального газа прямо пропорциональны его абсолютным температурам: Закон Шарля. При постоянном объеме данной массы газа абсолютные давления идеального газа прямо р Т пропорциональны его абсолютным температурам: 2  2 при v  const (1.5) р1 Т 1 Выражение (1.5) можно записать в следующем виде: р 2 р1 р  или  const Т 2 Т1 Т (1.6) Закон Авогадро. В равных объемах разных идеальных газов при одинаковых температуре и давлении содержится равное число молекул — число Авогадро ( N A  6.022  10 23 моль 1 ). Количество вещества- это отношение числа молекул в данном теле N к числу атомов в 0,012 кг углерода: п  где п  число молекул в данном теле. NA Количество вещества измеряют в молях. Моль — это количество вещества, содержащее столько же молекул, сколько содержится атомов в 0,012 кг углерода. В системе единиц (СИ) под молем понимают количество вещества в граммах, численно равное его молекулярной массе ( 1кмоль  103 моль ). Молярной массой вещества называется величина, т равная отношению массы вещества к его количеству М  где т  масса вещества, п  п количество вещества. Молярная масса выражается в кг / моль . Объем одного киломоля при нормальных условиях Для всех газов равен 22.4 м 3 / кмоль . Отсюда следует, что можно легко определить удельный объем и плотность любого газа при нормальных условиях pн  М / 22.4 ( р  760 мм. рт.ст  101.3кПа; Т  273К ) по формулам vн  22.4 / М : Рассмотренные законы Бойля-Мариотта, Гей-Люсака и Шарля устанавливают связь только между двумя из трех основных параметрами газа давлением, удельным объемом и температурой при условии, что значение третьего параметра ост ается постоянным. В технике обычно совершаются процессы, когда изменяются все три параметра. Уравнения, которые устанавливают зависимость между всеми параметрами газа, называются уравнениями состояния, которое имеет вид рV  mRT (1.7). Данное уравнение (1.7) состояния газа называется уравнением Клапейрона. В этом уравнении постоянная R ( Дж / кг  К ), имеющая для каждого газа определенное численное значение, называется газовой постоянной и ее значения можно вычислить, зная параметры любого состояния газа. Газовая постоянная становится универсальной, т.е. одинаковой для всех газов, если количество газов выразить в кмолях (объем 1-го кмоля любого газа V  22.4 м 3 / кмоль ), которое будет составлять   R  8314 Дж / кмоль  К В результате 7 уравнение состояния для 1-го кмоля газа можно представить в виде рV  8314  T (1.9). Из этого уравнения, зная численное значение относительной молекулярной массы, можно определить газовую постоянную любого газа. Таким образом, по физическому смыслу газовая постоянная R соответствует работе расширения 1-го кг газа при нагревании его на один кельвин в условиях постоянного давления. Аналогичный смысл, но применительно к 1-му кмолю газа имеет и постоянная Менделеева, т.е. универсальная газовая постоянная есть работа 1-го кмоля газа при нагревании его на 1 кельвин в условиях постоянного давления. Газовые смеси. На практике обычно приходится иметь дело не с однородными газами, а с их смесями. Примером газовой смеси может служить отработавшие газы ДВС, которые являются механической смесью газов, включающей углекислый газ, азот, кислород, окись углерода и водяной пар. Для проведения тепловых расчетов, связанных с газовыми смесями, необходимо знать состав газовой смеси. Состав смеси задается массовыми или объемными долями. Массовая доля данного i  го газа есть отношение его массы к массе всей смеси, т. е. i n g i  mi /  mi i 1 где n  количество компонентов в газовой смеси. Объемная доля данного i  го газа есть отношение его приведенного объема (объема газа, приведенного к температуре Tсм и давлению p см смеси) к объему занимаемому всей газовой смесью, т. е. ri  Vi / Vcм Так как газовая смесь, состоящая из отдельных однородных идеальных газов, представляет собой другой идеальный газ, то для него справедливы характеристические уравнения состояния. Теплоемкость газов. Для определения количества теплоты, подводимой к газу или отводимой от него при осуществлении того или иного процесса, необходимо знать теплоемкость этого газа. Теплоемкость характеризует способность вещества воспринимать теплоту при нагревании или отдавать ее при охлаждении. Количество теплоты, поглощаемое телом при нагревании на 1 кельвин, называется теплоемкостью, а теплоемкость единицы массы вещества называется удельной теплоемкостью. В связи с тем, что теплоемкость газа зависит от температуры, различают истинную и среднюю теплоемкость. Под удельной истинной теплоемкостью понимают отношение бесконечно малого количества теплоты, подводимой к единице количества газа, к вызываемому при этом бесконечно малому повышению его температуры. Численное значение истинной теплоемкости газа определяется по таблицам или графически в зависимости от температуры газа. Удельной средней теплоемкостью называют количество теплоты, необходимое для нагревания единицы количества газа на один кельвин в среднем за рассматриваемый интервал изменения температуры газа (от T1 до T2 ). Характерными условиями нагревания являются постоянство объема и давления газа. Теплоемкости при постоянном объеме обозначают сV ,   сV , а при постоянном давлении c p ,   c p . Разность между молярной теплоемкостью   c p при постоянном давлении и молярной теплоемкостью   cV при постоянном объеме для всех газов одинакова и равна 8314 Дж / кмоль  К . По физическому смыслу 8314 – это количество теплоты, эквивалентное работе одного кмоля любого газа при нагревании его на 1 К при любом постоянном давлении. В теплотехнических расчетах широко используется отношение теплоемкостей, обозначаемое k и называемое показателем адиабаты, который определяется по формуле k  1  8314 /   cV 8 Лекция 2. Термодинамический процесс, работа процесса, внутренняя энергия. Под термодинамическим процессом понимают последовательное изменение состояния рабочего тела, которое происходит под влиянием механического (сжатие или расширение) или термического (нагрев или охлаждение) воздействия окружающей среды. Различают равновесные и неравновесные процессы. Под равновесным (идеальным) понимают процесс, который протекает с бесконечно малой скоростью так, что в каждый момент времени в рабочем теле успевает установиться равновесное состояние. Термодинамика изучает в основном равновесные процессы. Равновесные процессы называют обратимыми, так как они могут протекать сначала в прямом, а затем в обратном направлении через одну и ту же последовательность равновесных состояний. При этом вся система тел, принимающих участие в процессах, возвращается в свое первоначальное состояние без дополнительных затрат энергии. Под неравновесным процессом понимают все действительные (реальные) процессы, в которых рабочее тело проходит через неравновесные состояния. Неравновесные процессы называют необратимыми. Обратимые (равновесные) процессы изображают графически и прямоугольной системе р  v координат. Такие графики называют диаграммами состояния. Очевидно, что на этой диаграмме состояние рабочего тела может быть изображено точкой, а последовательное изменение состояний, т.е. процесс – линией, характер которой зависит от условий протекания процесса. Работа расширения или сжатия газа. Рассмотрим процесс изменения параметров рабочего тела в цилиндре со свободно перемещающимся поршнем (рис. 1.9). Представим, что в цилиндре находится 1кг газа с начальными параметрами p1 , v1 и T1 (параметр Т на рис. 1.9 не показан). Это состояние газа на диаграмме изобразим точкой 1. Давление газа на поршень в начальном состоянии уравновешивается внешней силой Рвн , приложенной к штоку поршня, и давлением атмосферы. При уменьшении внешней силы поршень под действием давления газов начнет перемещаться в цилиндре вправо, увеличивая объем газа до v 2 и уменьшая давление и температуру до р2 и Т2. Состояние газа в конце процесса расширения изобразим точкой 2. Соединив все точки промежуточных состояний между точками 1 и 2, получим кривую 1—2 процесса расширения газа. В р  v - диаграмме полная работа расширения или сжатия характеризуется площадью, расположенной под кривой процесса и ограниченной двумя линиями, параллельными оси ординат, и осью абсцисс. Работа расширения газа считается положительной, а работа сжатия — отрицательной. Внутренняя энергия газа. Рабочее тело, находясь в любом состоянии, обладает определенным запасом внутренней энергии. Под внутренней энергией понимают все виды энергии, связанные с внутренним движением молекул: кинетическую энергию поступательного и вращательного движения молекул, потенциальную энергию молекул. У идеального газа отсутствуют силы взаимодействия между молекулами и, следовательно, потенциальная энергия его молекул равна нулю. Значит, внутренняя энергия идеального газа зависит только от его температуры. Поскольку в термодинамике все газы рассматриваются как идеальные, то их внутренняя энергия не зависит от давления и объема, является функцией только температуры. Поэтому изменение внутренней энергии не обусловлены характером процесса, а определяется только его начальной и конечной температурами. Первый закон термодинамики. В технической термодинамике рассматриваются только процессы взаимодействия тепловой и механической энер гии. Применительно к ним 9 закон сохранения и превращения энергии называется первым законом {началом) термодинамики который сформулирован следующим образом: Теплота может превращаться в механическую работу, а работа в тепловую лишь в строго эквивалентных количествах, причем количество теплоты, полученное рабочим телом от какого-либо источника тепла, равно сумме приращения внутренней энергии этого тела и количеством совершенной им работы. Согласно закону сохранения энергии общий запас энергии рассматриваемой изолированной термодинамической системы при любых преобразованиях остается постоянным, т.е. Q  U  W  0 (1.10) Выражение (1.10) называют основным уравнением первого закона термодинамики. Оно показывает, что при любых энергетических процессах алгебраическая сумма изменений запасов энергии тел, входящих в изолированную систему, равна нулю. Термодинамические процессы. В простейшей термодинамической системе могут совершаться разнообразные процессы, отличающиеся один от другого характером взаимодействия рабочего тела с тепловым и механическим аккумуляторами. Термодинамика изучает пять основных процессов идеальных газов : изохорный, происходящий при постоянном объеме рабочего тела (V = const); изобарный, происходящий при постоянном давлении рабочего тела (р = const); изотермический, происходящий при постоянной температуре рабочего тела (Т = const); адиабатный, протекающий без теплообмена между рабочим телом и окружающей средой ( Q =0); политропный — обобщенный процесс изменения всех параметров рабочего тела при наличии теплообмена; для него четыре предыдущих процесса являются частными случаями. Изохорный процесс - Изохорные процессы происходят при нагревании или охлаждении газа в закрытых сосудах постоянного объема. Очень близок к изохорному процессу процесс подвода теплоты к рабочему телу при быстром сжигании топлива в цилиндре ДВС, когда изменением объема камеры сгорания за время горения топлива можно пренебречь. Графическое отображение изохорного процесса в системе координат р  V соответствует прямой, параллельной оси ординат (рис.1.10), которая называется изохорой. Связь между параметрами в изохорном процессе подчиняется закону Шарля р1 / р2  Т1 / Т 2 . Вследствие того, что в данном процессе нет изменения объем газа, то и работа по его изменению не совершается: W12  0 . Изменение внутренней энергии газа определяется по формуле U  mcv (Т 2  Т1 ) . В изохорном процессе, протекающем без совершения работы, внутренняя энергия рабочего тела изменяется только за счет подвода или отвода теплоты, т. е. Q  U . Изобарным называется процесс, совершаемый при постоянном внешнем давлении рабочего тела. В практике изобарные процессы наблюдаются при подводе теплоты к рабочему телу в газотурбинных двигателях, при получении водяного пара. Уравнение изобарного процесса р  const . В системе координат р  V этот процесс изображается прямой линией, параллельной оси абсцисс (рис.1.11). Связь между параметрами в изобарном процессе выражается законом ГейЛюссака v1 / v1  Т1 / Т 2 . Изменение внутренней энергии газа рассчитывается по формуле U  mcv (Т 2  Т1 ) . В изобарном процессе происходит изменения объема рабочего тела, следовательно, совершается работа, определяемая по формуле W  p  (V2  V1 )  Rm(Т 2  Т1 ) . Таким образом, в 10 изобарном процессе теплота расходуется на совершение работы и на изменение внутренней энергии рабочего тела. Изотермическим называется процесс, происходящий при постоянной температуре газа T  const . В системе координат р  V этот процесс изображается в виде равнобокой гиперболы (рис.1.12) и называется изотермой. Связь между параметрами в изотермического процессе выражается законом Бойля-Мариотта р1 / р2  v2 / v1 . В рассматриваемом процессе внутренняя энергия и теплосодержание рабочего тела не изменяется, так как температура постоянная. Для произвольной массы рабочего тела в изотермическом процессе уравнение работы принимает вид W  p1V1  ln p1 / p2 . Графически в р  V диаграмме работа в процессе 1 – 2 определяется площадью под изотермой. Теплота, участвующая в изотермическом процессе, определяется соотношением Q  W . Это означает, что вся подводимая в изотермическом процессе теплота расходуется на совершение работы. Адиабатным называется процесс, происходящий без теплообмена рабочего тела с аккумулятором тепловой энергии. Следовательно, условием осуществления адиабатного процесса является выражение AQ = 0, т. е. Q = const. Осуществление адиабатного процесса возможно лишь при заключении рабочего тела в сосуд с абсолютно теплонепроницаемыми стенками. В практике термодинамических расчетов К адиабатным приближаются также процессы сжатия и расширения газов в быстроходных ДВС. Уравнение адиабатного процесса имеет вид рV k  const где k  показатель адиабаты – величина равная отношению удельной изобарной теплоемкости к удельной изохорной теплоемкости. Это уравнение показывает, что в координатах р  V графическое изображение адиабатного процесса представляет собой неравнобокую гиперболу. Так как k  0 , то при адиабатном расширении давление газа уменьшается, а при сжатии — увеличивается. В системе координат р  V этот процесс изображается в виде неравнобокой гиперболы (рис.1.13) и называется адиабатой. В рассматриваемом процессе работа газа и изменение его внутренней энергии равны по величине и противоположны по знаку W  U . Для произвольной массы рабочего тела в адиабатическом процессе уравнение работы принимает вид 1 W  ( p1V1  p 2V2 ) . Графически в р  V - диаграмме k 1 работа в процессе 1 – 2 определяется площадью под адиабатой. Адиабатный процесс протекает без подвода теплоты, следовательно, Q  0 . Политропный процесс. Политропным называется такой процесс изменения состояния газа, протекающий при одновременном изменении всех параметров газа и при наличии теплообмена. Уравнение политропного процесса имеет вид рv n  const (1.11) где n  показатель политропного процесса или показатель политропы, который изменяется для разных процессов от 0 до   . Уравнение (1.11) показывает, что политропным процессом является такой процесс изменения состояния рабочего тела, в течение которого показатель политропы n остается постоянным. Так как уравнение политропы и уравнение адиабаты аналогичны по структуре и отличаются только показателем, то формулы соотношения параметров и работы политропного процесса будут иметь тот же вид, что и для адиабатного процесса с заменой в них показателя k на показатель n . Количество теплоты в политропном процессе для т кг 11 вещества определяется выражением, полученным в соответствии с первым законом термодинамики Q  т[cv T  RT /( n  1)] . Показатель политропы для характерных термодинамических процессов можно получить, приняв такое значение n , при котором общее уравнение политропного процесса преобразуется в уравнение рассматриваемого процесса. Рассмотренные ранее процессы являются частными случаями политропных процессов при определенных значениях показателя политропы (Рис.1.14). Так при n  1 имеем изотермический процесс; при n  0 - изобарный процесс; при п   - изохорный процесс; при п  k - адиабатный процесс. В политропных процессах изменение состояния газа и характер превращения энергии определяются двумя факторами: направлением процесса (сжатие или расширение) и значением показателя n . Второй закон термодинамики и термодинамические циклы. Первый закон термодинамики устанавливает количественное соотношение между различными видами энергии при их взаимном превращении. Однако он не дает ответа на вопрос о возможном направлении таких превращений и условиях, при которых преобразование энергии может быть реализовано. В то же время установлено, что не все процессы, связанные с передачей и преобразованием различных видов энергии, равновозможны. Особое значение для практики имеет необратимость взаимного преобразования теплоты и механической работы. Опыт показывает, что преобразование механической энергии в тепловую всегда происходит полностью и самопроизвольно без каких-либо дополнительных условий или процессов. Однако обратное преобразование тепловой энергии, рассеянной в окружающей среде, в механическую работу самопроизвольно происходить не может. Переход этот возможен не полностью и лишь при соблюдении определенных условий. Установление условий и особенностей протекания процессов преобразования тепловой энергии в механическую составляет основное содержание второго закона термодинамики, который гласит, что те п л о т а т о л ь к о т о г д а м о ж е т б ы т ь п р е о б р а з о в а н а в р а б о т у , к о г д а в сис т е м е т е л и м е е т с я п е р е п а д т е м п е р а т у р ; с о в е р ш а е м а я р а б о т а з а в и с и т от у р о в н я этих температур; полный пер е х о д теплоты в работу невозможен. По другой формулировке самопроизвольный выход термодинамической системы из равновесного состояния практически невозможен. Таким образом, сущность второго закона термодинамики состоит в том, что нельзя построить тепловой двигатель, который имел бы термический К.П.Д. равный единицы, т.е. невозможен так называемый «вечный двигатель». Циклы теплового двигателя. Принцип преобразования тепловой энергии в механическую работу состоит в использовании эффекта значительного объемного расширения газообразных рабочих тел при их нагревании. Чтобы реализовать этот принцип необходимо иметь машину с рабочей полостью переменного объема, который должен быть заполнен рабочим телом. Один их вариантов такой машины — цилиндр с поршнем, перемещение которого позволяет изменять рабочий объем. Преобразование тепловой энергии в механическую осуществляется при расширении рабочего тела в цилиндре или рабочей камере теплового двигателя. Для получения механической энергии в течение длительного времени и в достаточном количестве необходимо непрерывное повторение этого процесса. Чтобы обеспечить такое повторение, каждый процесс расширения следует сочетать с процессом сжатия, при котором рабочее тело возвращается в начальное состояние. Допустим, что при перемещении поршня в цилиндре 12 происходит процесс расширения, который в координатах р  V (рис.1.16) соответствует линии 1-а-2. Рабочее тело совершает положительную работу, пропорциональную площади, находящейся под линией процесса. Процесс сжатия должен быть проведен так, чтобы работа, затраченная на его осуществление, была меньше работы, полученной при расширении. Очевидно, что кривая сжатия 2-в-1 в этом случае должна лежать ниже кривой расширения. Путем совершения этих процессов рабочее тело вновь возвращается в начальное состояние. Такая совокупность процессов образует круговой процесс или цикл. Таким образом, ц и к л о м н а з ы в а е т с я сов о к у п н о с т ь п р о ц е с с о в , п р о и с х о д я щ и х в о п р е д е л е н н о й п о с л е д о в а т е л ь н о с т и , в р е з у л ь т а т е осущес т в л е н и я которых рабочее т е л о в о з в р а щ а е т с я в н а ч а л ь н о е состояние. Большинство существующих типов двигателей работает с рабочим телом, состав и количество которого изменяются при переходе от одного цикла к другому. Для упрощения в технической термодинамике рассматриваются преимущественно циклы, совершающиеся с одним и тем же рабочим телом, состав и количество которого не изменяются. Для оценки совершенства термодинамического цикла с точки зрения степени преобразования теплоты в работу вводится понятие термического или термодинамического К.П.Д. Термическим К.П.Д. называется отношение количества теплоты, эквивалентное цикловой работе, к количеству подводимой за цикл теплоты.  t  W / Q1 (1.12) где Q1  количество теплоты, подведенной к рабочему телу за цикл. Общим в рассмотренных циклах тепловых двигателей является преобразование тепловой энергии в механическую. Такие циклы называются прямыми. В координатах р—V процесс изменения состояния рабочего тела при прямом цикле протекает по часовой стрелке. Линия расширения располагается выше линии сжатия. Наряду с прямыми циклами существуют обратные, в которых процессы изменения состояния протекают против часовой стрелки, линия расширения располагается ниже линии сжатия. На совершение такого цикла необходимо затратить механическую работу. Обратные циклы осуществляются в холодильных установках и компрессорах. Если цикл состоит только из обратимых процессов, то он является обратимым. Теплопередача. Процесс теплообмена — естественный процесс переноса (передачи) теплоты при наличии разности температур внутри твердого тела, в жидкой или газообразной среде, на границе твердого тела с окружающей его средой, в двух средах, разделенных перегородкой. Разность температур — это необходимое условие теплообмена, причем тепловой поток направлен от более высокой к менее высокой температуре. В общем случае температура неодинакова в различных точках тела или среды и зависит от времени, т. е. она является функцией координат и времени Т  f ( x, y, z, ) . Совокупность значений температуры в данный момент времени для всех точек рассматриваемого пространства называется температурным полем. Если за некоторый промежуток времени температурное поле не изменяется, то такое поле, процесс теплообмена, происходящий при этом, и тепловой поток называются установившимися или стационарными. Если с течением времени температурное поле изменяется, то такое поле, процесс теплообмена и тепловой поток называются неустановившимися или нестационарными. В зависимости от способа переноса (передачи) теплоты различают три вида теплообмена: теплопроводностью, конвекцией и излучением. Теплопроводностью называется процесс распространения теплоты внутри тела при взаимном соприкосновении частиц (молекул, атомов, электронов). В металлах теплота передается посредством диффузии свободных электронов. В газах перенос энергии теплопроводностью происходит вследствие межмолекулярного взаимодействия при столкновениях молекул. Конвекция. Теплообмен между поверхностью твердого тела и жидкой или газообразной средой при их непосредственном соприкосновении называется конвективным теплообменом или теплоотдачей. Этот процесс сопровождается перемещением массы среды, при котором частицами вещества (жидкости или газа) осуществляется перенос теплоты. 13 К числу важнейших факторов, которыми определяется интенсивность теплоотдачи, относится скорость потока среды. Движение среды может быть свободным, вызванным разностью плотностей нагретых и холодных масс жидкости (газа), и вынужденным, происходящим под действием насоса, вентилятора, эжектора. Соответственно этим условиям движения теплообмен осуществляется при естественной (свободной) или при вынужденной конвекции. Теплопередачей называется теплообмен между двумя средами через разделяющую их однослойную или многослойную перегородку. Теплопередача состоит из трех процессов теплообмена: на границе раздела тело-среда с одной и другой стороны перегородки и переноса теплоты внутри перегородки. При теплопередаче вся теплота, переданная от среды с высокой температурой к поверхности перегородки, проходит через нее и отдается среде с более низкой температурой. Основы гидродинамика. Гидравлика — наука, изучающая законы равновесия и движения различных жидкостей и методы применения этих законов для решения практических задач. Законы гидравлики используются при проектировании гидросистем автомобиля и двигателя, изучении явлений в процессе наполнения в цилиндрах двигателя и при истечении топлива в карбюраторе. Гидравлика состоит из двух основных частей: гидростатики, изучающей законы равновесия жидкостей, и гидродинамики, изучающей законы движения жидкостей. В понятие «жидкость» включают все тела, для которых свойственна текучесть, т.е. способность сильно изменять свою форму под действием сколь угодно малых сил. В это понятие включают как жидкости обычные, называемые капельными, так и газы. Важной особенностью капельных жидкостей является то, что они ничтожно мало изменяют свой объем при изменении давления. Газы же обладают большой сжимаемостью. Несмотря на это различие, законы движения капельных жидкостей и газов при определенных условиях можно считать одинаковыми. Жидкости характеризуются следующими физическими свойствами: плотностью, удельным весом, удельным объемом, сжимаемостью, вязкостью. Плотностью называют массу жидкости, заключенной в единице объема обозначают   кг / м 3 ; Удельным весом называют вес единицы объема жидкости обозначают   Н / м 3 ; Удельным объемом жидкости называют объем, занимаемый единицей массы жидкости, обозначают v  м 3 / кг ; Сжимаемость (объемная упругость) жидкости характеризуется коэффициентом сжимаемости  . Отношение относительного изменения объема жидкости к изменению давления называется коэффициентом сжимаемости (объемного сжатия); Вязкость — это свойство жидкости оказывать сопротивление относительному движению (сдвигу) слоев жидкости. Динамическая вязкость  показывает, какую работу на единицу объемного расхода надо совершить для преодоления сил внутреннего трения. Единицей динамической вязкости является Па  с . Для упрощения теоретических исследований и выводов введено понятие «идеальная жидкость» - воображаемая жидкость, которая абсолютно подвижна, несжимаема и не обладает вязкостью, т.е. при движении в ней не возникают силы внутреннего трения. В гидродинамике изучаются явления в движущейся жидкости. Под потоком жидкости понимают движущуюся массу жидкости, полностью или частично ограниченную поверхностями. В основе изучения гидродинамики лежит так называемая струйчатая модель движения. Эта схема предполагает, что поток жидкости состоит из бесконечно большого числа элементарных струек. Живым сечением потока называется площадь сечения потока, проведенного перпендикулярно к направлению линий тока и ограниченного его внешним контуром. Площадь живого сечения потока равна сумме площадей живых сечений элементарных струек. Расходом называется количество жидкости, протекающей через живое сечение потока в единицу времени. Средняя скорость— это условная скорость потока, которая считается одинаковой для всех частиц данного сечения, но подобрана так, что расход, определенный по ее значению, равен истинному значению расхода. Если несжимаемая жидкость движется без разрывов, то при установившемся движении объемный расход для всех живых сечений 14 потока постоянен Awcp  const . Это уравнение называют уравнением неразрывности потока, оно является первым основным уравнением гидродинамики. Из него следует, что средние скорости обратно пропорциональны площадям соответствующих живых сечений потока. Уравнение Бернулли является вторым основным уравнением гидродинамики, которое устанавливает связь между скоростью и давлением в потоке жидкости. Для потока реальной вязкой жидкости уравнение Бернулли, написанное для двух произвольно взятых сечений 1 и 2 по ходу потока, имеет следующий вид: w 2 w22 р1   1    g  z1  p 2      g  z 2  g  hn 2 2 где p  гидромеханическое давление (или просто давление);   безразмерный коэффициент Кориолиса, учитывающий неравномерность распределения скоростей по сечению потока жидкости. При течении в круглой трубе он изменяется от 1,05 до 1.1 для w 2 турбулентного движения и  = 2 — для ламинарного;  динамическое давление; 2   g  z  весовое давление; z  высота расположения центра тяжести принятого сечения, отсчитанная от произвольной горизонтальной плоскости сравнения; g  hn  потери энергии потока на преодоление сопротивлений на рассматриваемом участке 1-2. Энергетический смысл уравнения Бернулли заключается в том, что оно выражает закон сохранения механической энергии в жидкости. Ламинарным называется слоистое течение без перемешивания частиц жидкости и без пульсаций скоростей и давления. Турбулентным называется течение, сопровождающееся интенсивным перемешиванием жидкости. Скорость потока, при которой один режим течения переходит в другой, называется критической. Движение потока в закрытых руслах при полном заполнении поперечного сечения жидкостью называется напорным. Напорное движение возникает за счет разности давлений в начале и конце трубопровода. При движении потока возникают потери напора, связанные с потерей части энергии на преодоление гидравлических сопротивлений. Гидравлические потери зависят от режима движения жидкости, формы сечения русла и его изменения, характера поверхности стенок и вязкости жидкости. Лекция 3. Термодинамические циклы двигателей внутреннего сгорания Основные параметры поршневых двигателей. На современных автомобилях устанавливают поршневые бензиновые (карбюраторные и инжекторные, с впрыском бензина) и дизельные двигатели. На рис. 2.1. представлена принципиальная схема Д.В.С., пользуясь которой рассмотрим основные понятия и определения, принятые для двигателей. При перемещении поршня в цилиндре различают два крайних его положения — верхнее и нижнее, которые называют верхней и нижней мертвыми точками. Верхней мертвой точкой называют положение поршня в цилиндре, наиболее удаленное от оси коленчатого вала; нижней мертвой точкой — минимально удаленное положение поршня от оси коленчатого вала. В мертвых точках скорость поршня равна нулю, так как в них изменяется направление перемещения поршня. Перемещение поршня от верхней до нижней мертвой точки называют ходом поршня и обозначают буквой S  2R , который соответствует половине оборота коленчатого вала и равен двум радиусам кривошипа. Ряд периодически повторяющихся процессов (впуск, сжатие, сгорание, расширение и выпуск) в каждом цилиндре двигателя, в результате которых осуществляется преобразование тепловой энергии в механическую работу, называют рабочим циклом или рабочим процессом двигателя. Часть рабочего цикла двигателя, совершаемого за один ход поршня, называют тактом. Двигатель, рабочий цикл которого совершается за четыре 15 такта (хода поршня) или за два оборота коленчатого вала, называют четырехтактным. Двигатель, у которого рабочий цикл совершается за два такта или за один оборот коленчатого вала, называют двухтактным. Объем, описываемый поршнем при его перемещении от верхней до нижней мертвой точки, т.е. пространство между ВМТ и НМТ   D2  S называют рабочим, который определяется по формуле Vh  где D — диаметр 4 цилиндра, м; S — ход поршня, м. Объем внутренней полости цилиндра при положении поршня в верхней мертвой точке называют объемом камеры сгорания и обозначают через Vc. Объем внутренней полости цилиндра при положении поршня в нижней мертвой точке называют полным объемом цилиндра и обозначают через Vа . Полный объем цилиндра равен сумме рабочего объема Vh цилиндра и объема Vc камеры сгорания, т.е. Va  Vh  Vc Сумму рабочих объемов всех цилиндров называют литражом двигателя и определяют по формуле Vл  Vh  i где i  число цилиндров двигателя Отношение полного объема цилиндра к объему камеры сгорания называют степенью сжатия V (V  Vc ) Vh и определяют по формуле   a  h  1 Vc Vc Vc Степень сжатия показывает, во сколько раз уменьшается объем цилиндра над поршнем при перемещении поршня из нижней мертвой точки в верхнюю. Чем выше степень сжатия, тем больше температура и давление рабочей смеси при подходе поршня к ВМТ. С увеличением степени сжатия повышается мощность и топливная экономичность двигателя. Однако повышение сжатия карбюраторных двигателей возможно лишь до определенных пределов, после достижения которых увеличение степени сжатия приводит к преждевременному самовоспламенению рабочей смеси и вызывает взрывное сгорание – детонацию. Различные виды жидких и газообразных топлив имеют разные температуры воспламенения, поэтому вид топлива, на котором работает двигатель, определяет его степени сжатия. Автомобильные двигатели, работающие на бензине (карбюраторные двигатели), имеют степень сжатия 6-10, на газе – 7-9, а дизельные – 15-20. Теоретические циклы ДВС. В реальном ДВС преобразование тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топлива, в механическую сопровождается комплексом сложных физико-химических и термодинамических процессов. Эти процессы при работе двигателя периодически повторяются в полостях цилиндров и составляют рабочий цикл. Рассмотрим принципиальную схему четырехтактного поршневого ДВС (рис.2.2) и индикаторную диаграмму его рабочего цикла, представляющую графическую зависимость давления рабочего тела от объема внутренней полости цилиндра. В цилиндре 1 перемещается поршень 4, соединенный шатуном 2 с кривошипом коленчатого вала 3. В головке цилиндра предусмотрены впускной 5 и выпускной 6 клапаны, связывающие внутрицилиндровую полость с атмосферой. Поршень совершает возвратно-поступательное движение, коленчатый вал вращательное, причем одному обороту коленчатого вала соответствуют два хода поршня. Действительный рабочий цикл такого двигателя протекает следующим образом. При перемещении поршня 4 от внутренней мертвой точки к наружной в полости цилиндра создается разрежение, и при открытом впускном клапане 5 (точки а1 и а 2 ) происходит такт впуска (линия r  a ); причем в дизеле в цилиндр поступает воздух, а в карбюраторном двигателе — горючая смесь. При перемещении поршня в обратном направлении при закрытых клапанах осуществляется такт сжатия (линия a  c ); при этом давление и температура рабочего тела повышаются. В конце такта сжатия в цилиндр дизеля впрыскивается топливо (точка т), 16 которое воспламеняется под действием высокой температуры (двигатель с воспламенением от сжатия); в карбюраторном двигателе воспламенение рабочей смеси осуществляется электрической искрой (двигатель с принудительным воспламенением). С этого мгновения начинается сгорание топлива. Давление в цилиндре вследствие выделяющейся теплоты резко повышается. Сгорание большей части топлива происходит почти мгновенно, поэтому начальную фазу процесса сгорания (линия с  r ) считают изохорной. В действительности, особенно в дизеле, в точке z сгорание не заканчивается, и часть топлива сгорает при увеличивающемся объеме. Под давлением рабочего тела (продуктов сгорания) поршень вновь перемещается к НМТ; совершается такт расширения (линия z  b ), при этом давление и температура рабочего тела уменьшаются. Наконец, при перемещении поршня от НМТ к ВМТ при открытом выпускном клапане (точки b1 и b2 ) совершается такт выпуска (линия b  r ), т. е. происходит очистка цилиндров от отработавших газов. После этого начинается следующий цикл — всасывание очередной порции свежего заряда и т. п. Таким образом, рабочий цикл четырехтактного двигателя осуществляется за четыре хода поршня (четыре такта), что соответствует двум оборотам коленчатого вала. Из рассмотренных этапов протекания реального рабочего цикла очевидно следующее: -реальный рабочий цикл разомкнут — рабочее тело (свежий заряд) поступает в цилиндр извне, и по окончании цикла оно (отработавший газ) выбрасывается в атмосферу; -сгорание топлива происходит при изменяющихся давлении и объеме рабочего тела, количество и состав которого в течение цикла не остаются постоянными; -вследствие теплообмена рабочего тела со стенками цилиндров процессы сжатия и расширения являются политропными. В реальном рабочем цикле имеют место различные потери, которые снижают эффективность использования теплоты по сравнению с теоретическим циклом. Осуществить термодинамический анализ реального цикла очень сложно. Поэтому в теории двигателей рассматривают замкнутые термодинамические (теоретические) циклы, состоящие из обратимых термодинамических процессов. Сопоставление значений КПД теоретического и реального (действительного) циклов позволит выяснить степень совершенства использования теплоты в реальном двигателе. Исследуемые в термодинамике теоретические циклы поршневых ДВС отличаются способами подвода и отвода теплоты.- три основных вида циклов поршневых ДВС: - с подводом теплоты к рабочему телу при постоянном объеме (цикл Отто), в котором рабочий цикл двигателей происходит с принудительным зажиганием; - с подводом теплоты при постоянном давлении (цикл Дизеля), являющийся расчетным циклом дизелей, в которых распыливание топлива осуществляется сжатым воздухом (компрессорные дизели); смешанный цикл (цикл Тринклера), соответствующий рабочим циклам дизелей. Отвод теплоты, во всех случаях предполагается при постоянном объеме. Энергетические показатели теоретического цикла. При сравнительной оценке двигателей различного типа работу, совершаемую газом внутри цилиндра за цикл Wц , относят к единице рабочего объема цилиндра Vh  Va  Vc . Очевидно, что pц  Wц / Vh по физическому смыслу является удельным показателем цикловой работы, называемым средним цикловым давлением. Действительные циклы двигателей внутреннего сгорания. Действительные рабочие циклы, протекающие при работе реальных поршневых ДВС, существенно отличаются от теоретических или термодинамических циклов. Эти отличия определяются следующим: изменением химического состава рабочего тела в течение цикла; сменой рабочего тела от цикла к циклу; сообщением теплоты рабочему телу по сложным закономерностям, определяемым процессом сгорания; наличием теплообмена между рабочим телом и стенками цилиндра. 17 Таким образом, в действительном цикле происходят процессы, вызывающие дополнительные по сравнению с теоретическим циклом потери теплоты. В результате КПД действительного цикла меньше КПД теоретического. Рабочий цикл в цилиндре двигателя характеризуется изменением температуры и давления рабочего тела. Изменение давления газов за цикл может быть представлено графически в виде индикаторной диаграммы. Индикаторная диаграмма используется для изучения и анализа процессов, протекающих в цилиндре двигателей. Она может быть получена с помощью специального прибора — индикатора давления, который регистрирует зависимость давления р в цилиндре от угла поворота коленчатого вала  . Такая диаграмма называется «развернутой». Полученную индикаторную диаграмму можно с учетом связи между ходом поршня и углом поворота коленчатого вала перестроить в координатах р  V . В этом случае она называется «свернутой». Типичная индикаторная диаграмма четырехтактного карбюраторного двигателя в координатах р   представлена на рис.2.6, а в координатах р  V на рис.2.7. Сплошными линиями на диаграмме р   показано изменение давления в цилиндре при подаче топлива, а штриховыми — без подачи топлива. Площадь «свернутой» диаграммы, «ограниченная линиями сжатия, сгорания и расшир ения, соответствует действительной индикаторной работе цикла Wi . Эффективность использования теплоты в действительном цикле определяется индикаторным КПД, представляющим собой отношение теплоты, преобразованной в полезную цикловую работу Wi , к теплоте Q1 , введенной в двигатель с топливом, т.е. t  Wi / Q1 . Сравнительную оценку степени использования теплоты в действительном и теоретическом циклах обычно проводят по относительному КПД  о   i /  t Действительный цикл четырехтактного карбюраторного двигателя. В четырехтактном карбюраторном двигателе рабочий цикл протекает в течение двух оборотов коленчатого вала. В карбюраторном двигателе (рис.2.7) с момента начала открытия впускного клапана (точка а1 ) в надпоршневую полость цилиндра из карбюратора поступает горючая смесь. Процесс впуска горючей смеси заканчивается в момент закрытия впускного клапана (точка а 2 ). В процессе впуска (линия а1  r  а  а2 ) давление понижается вследствие наличия гидравлических сопротивлений при движении воздуха и горючей смеси по впускной системе. В цилиндре двигателя горючая смесь перемешивается с продуктами сгорания, оставшимися от предыдущего цикла, и образуется рабочая смесь. Сжатие рабочей смеси осуществляется с момента закрытия впускного клапана (линия а 2  с ). В процессе сжатия вследствие того, что температура рабочей смеси отличается от температуры теплопередающих поверхностей (стенок цилиндра, камеры сгорания и днища поршня), происходит теплообмен между рабочей смесью и этими поверхностями. Воспламенение рабочей смеси в цилиндре карбюраторного двигателя осуществляется электрической искрой (см. рис.2.6, точка т ). Фронт пламени после воспламенения смеси с 18 высокой скоростью (30—50 м/с) распространяется от свечи зажигания по всему объему камеры сгорания. Наибольший эффект использования теплоты достигается в момент, когда основная масса рабочей смеси сгорает при положении поршня вблизи ВМТ в начале такта расширения. Поэтому смесь воспламеняют с некоторым опережением, т. е. до прихода поршня в ВМТ. В этом случае процесс сгорания протекает с интенсивным выделением теплоты на участке, соответствующем повороту коленчатого вала на 10  150 до ВМТ и 15  20 0 после ВМТ. При этом температура и давление в цилиндре быстро возрастают. Процесс расширения (рабочий ход) значительно отличается от теоретического вследствие догорания топлива и теплообмена газов со стенками, в результате которого теплота отводится в охлаждающую среду. Процесс удаления отработавших газов из цилиндра двигателя начинается с момента открытия выпускного клапана (точка b1 ). При этом в начале выпуска давление газа значительно выше атмосферного, что обеспечивает его интенсивное истечение из цилиндра. В дальнейшем при перемещении поршня от НМТ к ВМТ происходит принудительное удаление отработавших газов. Определенное количество отработавших газов (остаточных) остается в цилиндре. Процесс выпуска заканчивается в момент, когда закроется выпускной клапан (точка b2 ). Действительный цикл четырехтактного дизеля. Рабочий цикл четырехтактного дизеля (рис.2.8) включает те же процессы, что и цикл четырехтактного карбюраторного двигателя. Однако цикл дизеля имеет некоторые отличительные особенности. В четырехтактном дизеле при открытии впускного клапана (точка а1 ) в цилиндр поступает только воздух. Процесс впуска заканчивается в точке а 2 , когда впускной клапан закрывается. После закрытия впускного клапана в цилиндре дизеля (как и в карбюраторном двигателе) совершается процесс сжатия при движении поршня от НМТ к ВМТ. При этом наблюдается теплообмен между поступившим в цилиндр воздушным зарядом и стенками. В отличие от карбюраторного двигателя в цилиндре дизеля сжимается воздух и остаточные газы. При приближении поршня к ВМТ (точка т) в камеру сгорания цилиндра дизеля впрыскивается топливо. К этому моменту температура сжатого воздуха достаточно высока и превышает температуру самовоспламенения топлива. Впрыскивание топлива, как правило, заканчивается, когда в камере развивается процесс сгорания. Следовательно, условия перемешивания топлива с воздухом в дизеле по сравнению с карбюраторным двигателем значительно сложнее. При открытии выпускного клапана (точка b1 ) начинается выпуск отработавших газов, который заканчивается, когда клапан закрывается (точка b2 ). Действительный цикл двухтактного двигателя. В двухтактных двигателях рабочий цикл осуществляется за один оборот коленчатого вала. Применение двухтактного цикла наиболее целесообразно для дизелей. Индикаторная диаграмма такого дизеля представлена на рис.2.9. Впрыскивание топлива, его распыливание, смешение с воздухом, воспламенение и сгорание протекают, как и в четырехтактном дизеле. В конце такта расширения за 40—50° до НМТ открываются выпускные клапаны (точка b1 ) при давлении в цилиндре 0,3—0,5 МПа, и начинается выпуск отработавших газов. Давление в цилиндре падает. В точке П1 когда давление в цилиндре ниже 19 давления продувки р пр , поршень открывает продувочные окна; в цилиндр через эти окна под давлением р пр начинает поступать воздух, вытесняющий продукты сгорания (прямоточная продувка). При перемещении поршня к ВМТ продувочные окна закрываются (точка П 2 ), продувка прекращается, и до момента закрытия выпускных клапанов (точка b2 ) продолжается очистка полости цилиндра от отработавших газов. В процессе продувки и после ее окончания до закрытия выпускных клапанов) часть свежего заряда «уходит» в выпускную систему. В отдельных случаях выпуск отработавшего газа заканчивается раньше, чем впуск. За период времени, когда открыты продувочные окна, происходит дозарядка (наддув) цилиндра. С момента закрытия поршнем продувочных окон начинается процесс сжатия. В двухтактных двигателях впуск свежего заряда и выпуск отработавшего газа (процесс газообмена) осуществляется при приближении поршня к НМТ. Для очистки цилиндра от отработавшего газа используется воздух, поступающий от специального продувочного насоса (компрессора). Часть воздуха удаляется из цилиндра вместе с отработавшим газом. Процессы, протекающие в поршневых двигателях Процесс газообмена. Для осуществления рабочего цикла в реальных двигателях необходимо периодически удалять из цилиндров образующиеся продукты сгорания и вводить в них свежий заряд. Очистка цилиндров двигателя от продуктов сгорания и наполнение свежим зарядом называется процессом газообмена. Количество свежего заряда, оставшегося в цилиндре после завершения процесса газообмена существенно влияет на мощность, развиваемую двигателем. В четырехтактных двигателях процессы газообмена осуществляются за два хода поршня. Процесс газообмена начинается с момента открытия выпускного клапана (точка b1 ), а заканчивается с закрытием впускного клапана (точка а 0 ). Процесс впуска осуществляется при движении поршня от ВМТ (точка r ) к НМТ (точка а 2 ). Количество свежего заряда, поступающего в цилиндр в течении процесса впуска, зависит от общего гидравлического сопротивления впускной системы, т.е. разности между давлением окружающей среды р 0 и давлением в цилиндре р к , которое изменяется по мере перемещения поршня от ВМТ к НМТ. Чем меньше потеря давления во впускной системе к моменту прихода поршня в НМТ. Тем больше количество свежего заряда заполнит цилиндр. Процесс выпуска отработавших газов начинается в конце такта расширения за 40  70 0 поворота коленчатого вала до прихода поршня в ВМТ (точка b1 ). При этом происходит свободный выпуск под действием остаточного давления газа в цилиндре (0.4 0.6 МПа). За время свободного выпуска удаляется до 50 70% отработавших газов. При движении поршня от НМТ к ВМТ происходит принудительный выпуск оставшихся газов. Для дизеля без наддува, когда в процессе впуска воздух в цилиндры поступает из атмосферы, процессы газообмена протекают аналогично процессам карбюраторного. При этом гидравлические потери и, следовательно, значение рвп в дизеле несколько меньше, чем в карбюраторном двигателе вследствие отсутствия карбюратора. Параметры процесса газообмена можно разделить на две группы: 1-я группа - параметры, определяющие состояние рабочего тела в характерных точках процесса; 2-я группа параметры, характеризующие совершенство процессов наполнения и очистки цилиндров в целом. К первой группе относятся: Т  подогрев заряда от нагретых деталей; р а  давление конца наполнения; Т к  температура конца наполнения. Ко второй группе относятся коэффициент наполнения  и коэффициент остаточных газов  г . Давление в цилиндре в процессе впуска. Из-за наличия гидравлического сопротивления впускного тракта давление в цилиндре в процессе впуска ниже давления в патрубке и изменяется вследствие изменения скорости поршня и проходного сечения впускного клапана. В конце впуска давление в цилиндре карбюраторного двигателя ра  (0.75  0.85) рк . Для дизелей ра  (0.8  0.96) рк . 20 Свежий заряд, перемещаясь по впускному тракту, соприкасается с горячими стенками; при этом его температура увеличивается на Т . Степень подогрева заряда зависит от скорости движения, продолжительности впуска, а также от разности температур стенок и заряда. При рационально сконструированной системе газообмена для дизелей без наддува Т  20  40К , для карбюраторных двигателей Т  0  20К . В процессах газообмена все факторы, определяющие их протекание, действуют одновременно, что приводит к повышению температуры заряда, которая к концу впуска будет выше атмосферного воздуха, но ниже температуры остаточных газов. Таким образом, температура конца наполнения определяется подогревом заряда, температурой остаточных газов и коэффициентом остаточных газов. Коэффициентом остаточных газов называется отношение числа молей остаточных газов в цилиндре двигателя к числу молей свежего заряда, поступившего в цилиндр после завершения процесса впуска: где М г  число молей остаточных газов, находящихся в  г  Мг / М цилиндре двигателя; М  число молей свежего заряда. Коэффициент остаточных газов используют для оценки степени очистки цилиндров двигателя от продуктов сгорания. Он определяет относительное содержание их в рабочем теле. Чем меньше  г , тем большее количество свежего заряда можно разместить в цилиндре, следовательно, получить двигатель большей мощности с тем же рабочим объемом. Поэтому всегда стремятся получить минимальные значения  г . Коэффициентом наполнения называется отношение количества свежего заряда, по массе, действительно поступившего в цилиндр, к количеству свежего заряда, также по массе, которое могло бы заполнить рабочий объем цилиндра при давлении и температуре в исходном состоянии на впуске в двигатель, т. е.   G / Gh  G / Vh  где G  масса свежего заряда, поступившего в цилиндр; Gh  масса свежего заряда, теоретически способного заполнить рабочий объем цилиндра; Vh  объем цилиндра;   плотность свежего заряда на впуске. Коэффициент наполнения характеризует качество процесса впуска и учитывает отклонение условий внутри цилиндра от условий на впуске в двигатель. Производители двигателей всегда стремятся к увеличению значений коэффициента наполнения. Таким образом, он является основной характеристикой качества процесса газообмена. Лекция 4. Факторы, влияющие на процессы газообмена. На процессы газообмена существенное влияние оказывают следующие факторы: подогрев свежего заряда; гидравлическое сопротивление впускной и выпускной систем; частота вращения коленчатого вала; нагрузка на двигатель; степень сжатия; параметры остаточных газов; условия окружающей среды. Подогрев свежего заряда способствует снижению коэффициента наполнения, так как при этом снижается плотность заряда. Однако на бензиновых двигателях подогрев необходим для обеспечения лучшего испарения топлива. Сопротивление на впуске. Чем больше сопротивление, тем меньше давление конца наполнения и тем меньше коэффициент наполнения. Сопротивление на впуске в большей степени влияет на величину  (коэффициента наполнения) чем сопротивление на выпуске. Частота вращения коленчатого вала. С повышением частоты вращения коленчатого вала сопротивление впускной системы возрастает пропорционально квадрату частоты вращения. Поэтому давление в цилиндре в конце наполнения снижается. Нагрузка на двигатель. С ростом нагрузки увеличивается развиваемая мощность двигателя. Влияние нагрузки на коэффициент наполнения у дизелей и карбюраторных двигателей различно. В дизеле для увеличения мощности в цилиндры впрыскивается большее количество топлива, что приводит к росту температуры деталей двигателя, и как следствие, к увеличению подогрева свежего заряда. Поэтому в дизелях с ростом нагрузки наблюдается некоторое снижение коэффициента наполнения. В карбюраторных двигателях для увеличения нагрузки поворачивают дроссельную заслонку, создавая тем самым меньшее сопротивление на 21 впуске. При этом увеличивается количество свежего заряда, а следовательно и давления конца наполнения. Условия окружающей среды. Развиваемая двигателем мощность зависит от массы воздушного заряда. Чем ниже температура окружающей среды и выше атмосферное давление, тем больше масса свежего заряда заполнит цилиндры двигателя. С повышением давления заряда снижаются относительные потери на впуске, что приводит к росту коэффициента наполнения. Степень сжатия. С ростом степени сжатия  коэффициент наполнения будет уменьшаться пропорционально величине  /(  1) . Параметры остаточных газов. Температура остаточных газов на коэффициент наполнения влияет незначительно. Однако увеличение давления остаточных газов приводит к увеличению плотности и массы отработавших газов, что снижает массовое наполнение цилиндра свежим зарядом. Процесс сжатия. Рабочее тело, представляющее к концу процесса наполнения смесь свежего заряда с остаточными газами, в процессе развития рабочего цикла подвергается сжатию. Назначение процесса сжатия в следующем: увеличение температурного перепада, при котором осуществляется действительный цикл; улучшение воспламенения и горения топлива; получение большей работы при расширении продуктов сгорания и повышение экономичности двигателя. Чем выше степень сжатия, тем при прочих равных условиях выше степень расширения газов, образующихся в процессе сгорания топлива. Соответственно этому расширяются пределы изменения состояния рабочего тела, что повышает степень преобразования теплоты в работу. Для повышения термодинамических показателей цикла степень сжатия стремятся увеличивать. Однако в реальных условиях степень сжатия ограничена в зависимости от типа двигателя, его конструкции и условий применения. Для карбюраторных двигателей   6  10 ; для дизелей   13  23.5 . Минимальное значение степени сжатия дизеля определяется условиями надежного воспламенения топлива. Поэтому необходимо, чтобы температура  ) превышала температуру рабочего тела в конце сжатия (определяемая самовоспламенения топлива не менее чем на 200—300 К. К параметрам процесса сжатия относят давление р с и температуру Т с рабочего тела в конце сжатия. Представление сжатия как политропного процесса со средним постоянным по величине показателем политропы позволяет использовать термодинамические п 1 п зависимости для определения параметров сжатия. рс  ра  Т с  Т а Таким образом, давление и температура конца сжатия растут с увеличением давления и температуры конца наполнения, а также с увеличением степени сжатия и показателя политропы. Процесс сгорания. В действительных циклах работы двигателя рабочее тело нагревается в результате сгорания, которое начинается в конце сжатия и происходит в основном в начальный период расширения. При этом химическая энергия топлива превращается в тепловую, которая в свою очередь частично преобразуется в механическую работу. От полноты сгорания топлива и своевременного подвода теплоты к рабочему телу в значительной мере зависят энергетические и экономические показатели двигателя. В качестве топлива для поршневых ДВС широко используются продукты переработки нефти, которые представляют собой различные углеводородные соединения и отличаются элементарным составом, который выражается в единицах массы (кг), или в объемных единицах ( м 3 ). Для жидких топлив С  Н  О  1 где С, Н , О  массовые доли углерода, водорода, кислорода в 1-м кг топлива. Для газообразных топлив С Н п т Оr  N 2  1 где Сn , Н m , Оr  объемные доли каждого газа в 1-м м 3 газообразного топлива; N 2  объемная доля азота. 22 Качество топлива определяется теплотой сгорания, т. е. количеством выделившейся теплоты при полном сгорании массовой или объемной единицы топлива. Каждый вид топлива обладает определенной теплотой сгорания. Для оценки топлива используется низшая теплота сгорания. Для определения низшей теплоты сгорания жидкого топлива при известном элементарном составе используется формула Менделеева Н н  34.013С  125.6Н  10.9(О  S )  2.512(9H  W ) ( МДж / кг ) Для газообразного топлива Н н  12.8СО  10.8Н 2  35.8СН 4  56С2 Н 2  59.5С2 Н 4  63.4С2 Н 6  91С3 Н 8  120С4 Н10  144С5 Н12 При полном сгорании топлива количество невыделенной теплоты при сгорании 1-го кг топлива определяется по формуле Н н  119.95(1   ) L0 Чтобы учесть процент недовыделенной теплоты используют коэффициент полезного тепловыделения, который учитывает не только неполноту сгорания, но и потерю части выделившейся теплоты вследствие теплоотдачи в стенки цилиндра, утечки газа и распада продуктов сгорания. Для двигателей с принудительным воспламенением   0.82  0.9 , для дизелей   0.6  0.8 . Для полного сгорания единицы топлива необходимо определенное количество воздуха, которое называется теоретически необходимым. Это количество воздуха определяется элементарным составом топлива по следующим уравнениям: для жидкого топлива l0  (8C / 3  8H  O) / 0.23 ; L0  (C / 12  H / 4  O / 32) / 0.21 ; l0   в L0 Для газообразного топлива L0   (п  т / 4  r / 2)Cn H m Or / 0.21 где l 0  теоретически необходимое количество воздуха в кг. для сгорания1-го кг топлива; L0  теоретически необходимое количество воздуха в кмолях. для сгорания1-го кг или м 3 топлива; 0.23-массовое содержание кислорода в 1-м кг воздуха; 0.21- объемное содержание кислорода в 1-м кг воздуха;  в  28.96  масса 1-го кмоль воздуха. Горючая смесь в карбюраторном двигателе состоит из воздуха и паров топлива. Ее количество определяется уравнением М 1  L0  1 /  т где  т  молекулярная масса паров топлива равное 110  120кг / кмоль для автомобильных бензинов и 180  200кг / кмоль для дизельного топлива. Горючая смесь для дизеля М 1  L0 . Количество продуктов сгорания, выраженное в кмолях, приходящихся на кг топлива рассчитывается следующим образом М 2  (С / 12)  ( Н / 2)  (  0.21) L0 при   1 , а при М 2  (С / 12)  ( Н / 2)  0.79L0 . Отношение числа молей продуктов сгорания к числу  1 молей свежего заряда называется теоретическим коэффициентом молекулярного изменения. Отношение суммы числа молей продуктов сгорания и остаточных газов к сумме числу молей свежего заряда и остаточных газов называется действительным коэффициентом   (М 2  М г ) /( М 1  М г ) . Для рабочих режимов двигателя молекулярного изменения   1.02  1.14 Несмотря на различия способов воспламенения, механизм воспламенения одинаков и заключается в прогрессирующем самоускорении химических реакций, что в конечном итоге сводится к достижению температуры воспламенения отдельных очагов в камере сгорания. Из появившихся очагов начального воспламенения пламя распространяется по всему объему камеры сгорания. Под распространением пламени понимается последовательное принудительное воспламенение слоев свежего заряда рабочей смеси. Процесс сгорания каждого слоя проходит в узкой зоне, которая разделяет несгоревшую смесь от продуктов сгорания. Эта зона называется фронтом пламени. Путь, который проходит фронт пламени в единицу време ни называется скоростью распространения пламени. 23 Скорость распространения пламени по камере сгорания во многих случаях зависит от состава горючей смеси, которая характеризуется коэффициентом избытка воздуха. Коэффициентом избытка воздуха называется отношение количества воздуха действительно находящегося в смеси к количеству воздуха, которое теоретически требуется для полного сгорания всего находящегося в ней топлива:   Gв /(Gт L0 ) где Gв  часовой расход воздуха; L0  количество воздуха теоретически необходимое для сгорания одного килограмма топлива (для нефтяных топлив он составляет примерно 14,8 кг); Gт  часовой расход топлива. Наибольшая скорость сгорания в бензовоздушной смеси достигается при коэффициенте избытка воздуха от 0,85 до 0,9, так как в этом случае температура газов во фронте пламени становится максимальной и способствует ускорению прогрева и воспламенению прилегающих слоев свежей рабочей смеси. При сильном обеднении смеси (  >1), как и при сильном обогащении (  <1) скорость сгорания значительно снижается вплоть до прекращения воспламенения. Эффективность процесса сгорания зависит от многих факторов и прежде всего от способов смесеобразования и воспламенения топлива. В отличие от процессов газообмена и сжатия процесс сгорания следует рассматривать раздельно для карбюраторных двигателей и дизелей. Процессы сгорания в карбюраторном двигателе. При анализе процесса сгорания в карбюраторном двигателе на индикаторной диаграмме (рис.2.13) можно выделить три фазы. Первая фаза сгорания (  1 ) начальная фаза сгорания, или фаза формирования фронта пламени Начальным моментом фазы считается момент возникновения электрической искры (точка т), а конечным — резкое повышение давления в цилиндре в результате выделения теплоты. Вторая фаза  2 — основная фаза сгорания. Ее продолжительность отсчитывается от конца первой фазы до момента достижения максимального давления сгорания и зависит от закономерностей крупномасштабного турбулентного горения. За это время выделяется примерно 75  85% теплоты. С ростом частоты вращения коленчатого вала продолжительность второй фазы по времени уменьшается в соответствии с изменением продолжительности всего цикла. Снижение продолжительности  2 достигается расположением свечи зажигания ближе к центру камеры сгорания. К моменту окончания второй фазы сгорание не заканчивается, поэтому средняя температура газов продолжает расти. Третья фаза  3  фаза догорания — начинается в момент достижения максимального давления цикла. В этой фазе смесь горит в пристеночных слоях. Отдельные элементарные объемы смеси догорают за фронтом пламени. На продолжительность фазы  3 идентичным образом влияют те же факторы, которые воздействуют на продолжительность фазы  1 . Факторы, влияющие на процесс сгорания в карбюраторном двигателе. Основными показателями, определяющими протекание процесса сгорания в карбюраторном двигателе являются: температура и давление рабочей смеси в начале воспламенения; концентрация топлива, воздуха и остаточных газов; интенсивность тепловыделения. Эти показатели зависят от различных конструктивных и эксплуатационных факторов. К эксплуатационным относятся следующие факторы: состав смеси; вихревое движение заряда; степень сжатия; угол опережения зажигания; частота вращения коленчатого вала; нагрузка. Все это уменьшает скорость развития пламени в первой фазе сгорания и снижает скорость распространения фронта пламени во второй и третьей фазах сгорания. Их 24 протекание замедляется, особенно при малых нагрузках и низких частотах вращения коленчатого вала. К конструктивным факторам, влияющим на процесс сгорания, относятся следующие: форма камеры сгорания; степень сжатия;; параметры искрового разряда. При воздействии на рабочую смесь излишне высоких для применяемого топлива температур и давлений нормальное сгорание ее в двигателе может перейти во взрывную форму — детонационное сгорание, или детонацию. Причиной детонации являются промежуточные продукты окисления углеводородных молекул топлива — активные перекиси. При детонации увеличивается температура поршня, повышается теплоотвод в охлаждающую среду, уменьшается мощность и ухудшается экономичность двигателя. Работа двигателя с детонацией считается вредной и недопустимой. Склонность различных видов топлива к детонации оценивается октановым числом. Процесс сгорания топливной смеси в дизеле. Необходимым условием для совершенного протекания реакций горения в дизеле является тщательное предварительное смешение топлива с воздухом. Наилучшее смешение обеспечивается, когда топливо находится в газообразном или парообразном состоянии. Для получения качественной смеси из жидкого топлива необходимо осуществить его предварительное распыливание и испарение. Начальное воспламенение топлива в дизеле (самовоспламенение) — сложный процесс. Согласно одной из современных теорий, самовоспламенение происходит вследствие быстрого распада активных продуктов, образующихся в топливовоздушной смеси в результате предварительного окисления углеводорода и последующего развития цепных реакций. Воспламенение топлива в дизеле является многоочаговым. Возникновение первичных очагов вызывает нагрев близлежащих участков смеси и общее повышение температуры в цилиндре, что ускоряет испарение остальных частиц топлива и протекание предпламенных реакций в образующейся горючей смеси. Процесс сгорания разделяют на периоды (фазы), которые целесообразно анализировать по индикаторным диаграммам в координатах р   . Первая фаза горения период задержки 1 воспламенения — определяется углом поворота коленчатого вала от начала впрыскивания  н.впр (точка 1) до момента, когда давление в цилиндре в результате выделения теплоты превышает давление при сжатии воздуха без впрыскивания топлива (точка 2 на диаграмме). Вторая фаза  2 - фаза быстрого горения - начинается с момента воспламенения и продолжается до достижения максимума давления (точка z на диаграмме). Третья фаза  3 - горение при интенсивном смешивании воздуха с топливом - начинается в момент достижения максимального давления р z и завершается в момент максимума температуры Tz цикла (точка 4). В третьей фазе топливо подается в пламя. Четвертая фаза  4 - догорание - начинается с момента достижения максимальной температуры цикла до окончания тепловыделения (точка 5 диаграммы). Жесткость работы двигателя. Под жесткой работой двигателя понимают работу, при которой давление сгорания в цилиндре нарастает чрезвычайно быстро. Такой характер изменения давления сгорания, сопровождающийся значительным увеличением максимального давления цикла р z , позволяет увеличить мощность и улучшить топливную экономичность двигателя. Однако при этом элементы кривошипно-шатунного механизма подвергаются значительным ударным воздействиям, возрастает механическая нагруженность двигателя, снижается его надежность, при работе появляются стуки. Процесс расширения. При расширении часть тепловой энергии, подведенной к рабочему телу при сгорании топлива, преобразуется в механическую и расходуется на совершение 25 работы. В реальных условиях расширение начинается в ВМТ и в начальной стадии протекает одновременно с процессом сгорания. К числу факторов, определяющих развитие процесса расширения, относятся продолжающееся после точки z цикла тепловыделение, обусловленное догоранием топлива, и теплоотдача в стенки цилиндра, а также утечка газа, вызванная неплотностями. Таким образом, расширение рабочего тела следует рассматривать как политропный процесс с переменным показателем политропы п . В зависимости от типа двигателя и режима его работы средние показатели политропы расширения п2  1.18  1.32 . На процесс расширения оказывают влияние следующие факторы: Частота вращения коленчатого вала. При увеличении частоты вращения коленчатого вала сокращается время контакта рабочего тела со стенками цилиндра и утечки газа через зазоры между поршнем и цилиндром, что приводит к уменьшению значения п 2 ; Нагрузка, размеры цилиндров, конструкция камеры сгорания, техническое состояние двигателя. К параметрам процесса расширения относятся давление p b и температура Tb рабочего тела в конце расширения. Параметры начала расширения соответствуют максимальным значениям, достигнутым в ходе процесса сгорания. Начальные и конечные параметры рабочего тела в процессе расширения расчетного цикла связаны известными термодинамическими соотношениями: pb  p z (  /  ) n2 Tb  Tz (  /  ) n2 1 Процесс выпуска. В процессе выпуска отработавших газов внутрнцилиндровую полость необходимо сообщать с атмосферой. Для этой цели используются выпускные устройства (клапаны). В четырехтактных двигателях выпускные клапаны открываются в такте расширения за 30—70° до НМТ. В первый период выпуска, начинающийся в точке b1 и заканчивающийся после НМТ, происходит свободное истечение газов под действием больших перепадов давления ( р  рцил  р р ). Вследствие высоких скоростей истечения и больших проходных сечений в результате опережения открытия выпускного клапана в этот период из цилиндра удаляется значительная часть (до 60—70 %) отработавших газов. Второй период выпуска характеризуется принудительным вытеснением газов из цилиндра поршнем, движущимся к ВМТ. Закрывается выпускной клапан обычно с некоторым запаздыванием относительно ВМТ. Для двигателей без наддува запаздывание закрытия выпускного клапана составляет 5—40°, что улучшает очистку цилиндров. В процессе выпуска часть газов (остаточные газы) остается в цилиндре, перемешивается с воздушным зарядом и участвует в совершении следующего цикла. Параметры остаточных газов с некоторым допущением можно считать одинаковыми с параметрами газов, соответствующими точке r . Отработавшие газы удаляются из цилиндра двигателя с большой скоростью, что создает шум. Для уменьшения уровня шума на выпускном трубопроводе устанавливают глушитель, в котором газы расширяются, скорость их уменьшается, и они выбрасываются в атмосферу с меньшим уровнем шума. Использование глушителя создает дополнительное сопротивление на выпуске. В момент открытия выпускных устройств отработавшие газы имеют сравнительно высокие температуру и давление (для дизелей Tr  800  1100K ; для карбюраторных двигателей Tr  1000  1300K )/ Давление определяется гидравлическим сопротивлением выпускных устройств. С отработавшими газами теряется большое количество теплоты, часть которой можно использовать при наддуве. Для этого в выпускной тракт двигателя устанавливают турбину; ее мощность достаточна для привода нагнетателя. Использование турбины увеличивает сопротивление на выходе из двигателя, однако это компенсируется эффектом от применения наддува. Энергетические и экономические показатели двигателя Для оценки степени совершенства рабочего цикла и работы двигателя, а также для сравнения двигателей по их экономичности и эффективности использования рабочего объема цилиндра используются различные показатели. 26 Показатели, характеризующие рабочий цикл. Оценка эффективности использования рабочего объема цилиндров двигателя и степени преобразования выделяемой теплоты в полезную работу внутри цилиндров осуществляется с помощью индикаторных показателей. Часть тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топлива, в процессе расширения при осуществлении рабочего цикла преобразуется в полезную работу газа внутри цилиндра двигателя. Такую работу называют индикаторной. Индикаторная работа соответствует площади индикаторной диаграммы (рис.2.16), заключенной между линиями сжатия и расширения (сплошные линии). Индикаторная диаграмма расчетного цикла строится по параметрам рабочего тела в характерных точках, полученным из теплового расчета. Площадь индикаторной диаграммы, заключенная между линиями, соответствующими тактам впуска и выпуска, эквивалентна работе, затраченной на процесс газообмена («насосные» потери). Эти потери относятся к механическим. Отличия расчетных индикаторных диаграмм (сплошные линии) от действительных (штриховые линии) учитываются специальным коэффициентом скругления  индикаторной диаграммы. «Скругление» диаграмм расчетного цикла вблизи характерных точек вызывает уменьшение площади индикаторных диаграмм за процессы сжатия и расширения. В этом случае Wi  Wi ' где Wi и Wi '  индикаторная работа соответственно действительного и расчетного циклов за процесс сжатия и расширения, Дж/ц. Коэффициент скруглеиия  зависит от типа двигателя и изменяется от 0,92 до 0,97. Более низкие значения  соответствуют дизелям и высокооборотным карбюраторным двигателям. Индикаторная работа Wi зависит от размеров цилиндра, степени сжатия, частоты вращения коленчатого вала, способа смесеобразования. Работа Wi не характеризует эффективность использования рабочего объема двигателя. Индикаторными показателями называют показатели, характеризующие работу, совершаемую газами в цилиндре двигателя. Эти показатели определяют эффективность использования рабочего объема двигателя и степень преобразования выделяемой теплоты в полезную работу внутри цилиндров. К индикаторным показателям относятся: среднее индикаторное давление р i ; индикаторная мощность Pi ; индикаторный КПД  i ; удельный индикаторный расход топлива g i . Среднее индикаторное давление р i (МПа) представляет собой индикаторную работу за цикл Wi , отнесенную к единице рабочего объема цилиндра Vh (л), т. е. рi  (Wi / Vh )10 3 В практике этот показатель удобно использовать для оценки степени эффективности использования рабочего объема цилиндра. Среднее индикаторное давление р i можно получить путем обработки индикаторных диаграмм или по параметрам рабочего тела в характерных точках расчетного цикла. Уравнение для определения среднего индикаторного давления цикла будет иметь вид pi  i  pc [  (   1)      (1  Tb / Tz ) /( n2  1)  (1  Ta / Tc ) /( n2  1)] /(  1) Индикаторная мощность Pi - это мощность, развиваемая газами в цилиндрах двигателя, которая определяется по формуле Pi  piVл n / 30 ( кВт) где  — коэффициент тактности цикла (для четырехтактного цикла   4 , для двухтактного   2 ). 27 Индикаторный КПД  i характеризующий экономичность действительного цикла, представляет собой отношение количества теплоты Qi эквивалентной индикаторной работе Wi ко всей теплоте Q0 топлива, затраченной на получение этой работы. i  Qi / Q0  Wi /( Gт.ц  Н н ) где Gт.ц —цикловая подача топлива, кг; Н н - теплота сгорания топлива в Дж/кг. Индикаторный КПД  i всегда меньше термодинамического КПД вследствие дополнительных потерь в действительном цикле. Для оценки степени уменьшения использования теплоты в действительном цикле по сравнению с термодинамическим, вводится относительный КПД  0   i /  t . Кроме индикаторного КПД экономичность действительного цикла характеризуется индикаторным удельным расходом топлива g i  10 3 GT / Pt где GT - часовой расход топлива, кг/ч. Связь между индикаторным КПД  i и индикаторным удельным расходом топлива g i устанавливается в виде i  Wi ч /( GТ  Н н )  3.6  103 /( H н  g i ) где Wi ч - индикаторная работа за 1 ч (МДж/ч); Н н - теплота сгорания топлива в МДж/кг. Основными факторами, влияющими на индикаторные показатели являются степень сжатия, коэффициент избытка воздуха, степень повышения давления при сгорании. Лекция 5. Показатели, характеризующие работу двигателя. Часть индикаторной мощности Pi двигателя, расходуемая на преодоление различных сопротивлений внутри двигателя и на привод вспомогательных агрегатов (водяного, масляного, топливного насосов и т. п.), называется мощностью механических потерь Р П другая часть индикаторной мощности, снимаемой с коленчатого вала двигателя, называется эффективной мощностью Ре и расходуется на совершение внешней работы, т. е. Ре  Рi  РМП По аналогии со средним индикаторным давлением эффективной мощности и мощности механических потерь соответствуют средние удельные давления, которые можно представить ре  рi  рМП Мощность механических потерь состоит из следующих мощностей: мощности Ртр , затрачиваемой на преодоление трения в элементах кривошипно-шатунного механизма, на привод вспомогательных агрегатов, а также на преодоление аэродинамического сопротивления движению элементов двигателя; Рнаг , мощности Ргаз , затрачиваемой на осуществление процессов газообмена; мощности затрачиваемой на привод нагнетателя (для двигателей с наддувом) или продувочного насоса (для двухтактных двигателей). Тогда можно записать Относительное уменьшение индикаторной мощности Pi за счет мощности механических потерь РМП оценивается механическим КПД, который определяется по формуле  М  Ре / Рi  1  ( pМП / рi ) Эффективными показателями двигателя называются показатели, характеризующие работу двигателя, которая «снимается» с коленчатого вала и полезно используется. К числу которых относятся: среднее эффективное давление, эффективная мощность и крутящий момент. В результате механических потерь, индикаторная работа уменьшается, и с коленчатого вала снимается оставшееся работа, называемая эффективной работой, Если эффективную работу разделить на рабочий объем цилиндра, то получим среднее эффективное давление, которое совершает полезную работу ре  рi  рМП где ре  среднее эффективное давление, которое совершает полезную работу, полученную за цикл с единицы рабочего объема цилиндра. Если эффективную работы умножить на Vh ni /(30 ) , то получим выражение эффективной мощности, снимаемой с коленчатого вала N e  pe  Vh  n  i /(30 ) . Крутящий 28 момент, или момент силы, действующей по шатуну на радиусе кривошипа коленчатого вала, можно представить как М к  1000  pe  Vh  n  i /(   ) . Эффективный КПД  е и удельный эффективный расход топлива g e . Механический КПД двигателя  М показывает совершенство конструкции двигателя и представляет собой отношение полезно использованной работы к индикаторной работе  М  N e / N i  pe / pi . Таким образом, механический КПД определяет уменьшение мощности двигателя вследствие механических потерь  М  1  ( N e / N i ) Эффективная топливная экономичность двигателя в целом оценивается эффективным КПД  е . Эффективным КПД называют отношение количества теплоты Qе , преобразованной в эффективную работу ко всей подведенной теплоте т. е. Wе , Q0 ,  е  Qе / Q0  Wе /( Gт Н н )  3.6  103 /( Н н g e ) где g e  (Gm / Pe )  103 — удельный эффективный расход топлива. [г /( кВт  ч] . Выразив эффективную мощность N е через N i М , получим связь между всеми КПД двигателя  е   t 0 М где  t ,  0 и  М - соответственно термодинамический, относительный и механический КПД двигателя. Удельный эффективный расход топлива. Из уравнения коэффициента избытка воздуха с учетом частоты вращения коленчатого вала получим часовой расход топлива GT  kVh  n /(l0 ) Часовой расход топлива показывает только расход топлива по массе в единицу времени без учета вырабатываемой при этом эффективной работы. Поэтому для оценки экономичности двигателя наряду с эффективным КПД используется удельный эффективный расход топлива, который показывает, какое количество топлива расходует двигатель для выработки единицы мощности: g i  10 3  GT / N e  3600 /( e  H H ) Анализ формулы часового расхода топлива показывает, что часовой расход топлива возрастает с увеличением объема цилиндров, частоты вращения коленчатого вала, коэффициента наполнения и плотности воздуха. Таким образом, на расход топлива влияют различные факторы, совместное воздействие которых влияет на индикаторные показатели и механические потери двигателя. Литровая мощность. Для оценки эффективности использования рабочего объема цилиндра применяют литровую мощность N л (в кВт/л), представляющую собой отношение эффективной мощности N е к рабочему объему Vh (в л) N л  N e / Vh  pe  n /(30   ) Из данного уравнения видно, что литровая мощность, определяющая степень форсирования двигателя, может быть увеличена при повышении среднего эффективного давления и частоты вращения коленчатого вала. Двигатели, имеющие высокие значения литровой мощности, называют форсированными. В современных бензиновых и газовых двигателях частота вращения коленчатого вала достигает 6500 мин 1 и выше, дизели легковых автомобилей – ( 4500  5500 мин 1 ), а грузовых 2600 мин 1 . Отсюда литровая мощность бензиновых двигателей 20  50кВт / л дизелей легковых автомобилей до 20кВт / л , а грузовых автомобилей 12  15кВт / л . Лекция. 5 Тепловой баланс двигателя. Из значений эффективных показателей ДВС видно, что эффективный КПД различных двигателей может быть от 0,25 до 0,45. Это означает, что только 25—45 % вводимой в двигатель теплоты преобразуется в полезную работу, остальная же часть приходится на различные виды тепловых потерь. Распределение теплоты, вводимой в двигатель с топливом, на полезно используемую и уходящую на различные потери, называется внешним тепловым балансом. Внешний тепловой баланс имеет следующий вид Q0  Qe  QOXЛ  QМ  QГАЗ  QHC  QOCT где Q0 - общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом за определенный отрезок времени; Qe - количество теплоты, перешедшее в эффективную работу; QOXЛ количество теплоты, передаваемое охлаждающей жидкости; QМ - количество теплоты, 29 передаваемое в смазочный материал; Q ГАЗ - потери теплоты в отработавших газах; QHC потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива; QOCT - остаточные потери теплоты, не учтенные остальными составляющими теплового баланса. Общее количество теплоты Q0 определяется по низшей теплотворной способности топлива Н Н и его часовому расходу GT по формуле Q0  Н Н  GT Количество полезно используемой теплоты, эквивалентное эффективной работе двигателя за 1 ч, определяется по формуле Qе  Н Н  GT  е Потери теплоты в охлаждающей жидкости определяются по формуле Qохл  сохл (t вых  t вх )  Gохл где сохл - теплоемкость охлаждающей жидкости; Gохл расход охлаждающей жидкости; t вых ; t вх температуры охлаждающей жидкости на выходе и входе системы охлаждения соответственно. QМ  сМ (t вых  t вх )  GМ Потери теплоты в смазочном материале определяются при наличии на двигателе масляного радиатора, в противном случае QМ включают в остаточные потери теплоты. Потери в смазочном материале определяются аналогично QOXЛ . Потери теплоты в отработавших газах определяются по упрощенной формуле, предположив, что количество газов равно сумме количеств поступившего воздуха и топлива: QГАЗ  сср  (t Г  t 0 )  (GВ  GT ) где с cp - средняя теплоемкость отработавших газов при постоянном давлении; Gохл расход охлаждающей жидкости; t Г ;t 0 - температуры отработавших газов и температура окружающей среды. Потери вследствие неполноты сгорания топлива определяются только для карбюраторного двигателя при коэффициенте избытка воздуха  <1: QНС  120  (1   )  l0  GT Остаточные потери теплоты определяют следующим образом: QОСТ  Q0  (Qе  QОХЛ  QМ  QГАЗ  QНC ) На величину QOCT влияют погрешности при определении составляющих теплового баланса. Кроме того, к остаточным потерям теплоты относят: теплоту, передаваемую наружной поверхностью двигателя; теплоту, соответствующую кинетической энергии отработавших газов; теплоту лучеиспускания; теплоту, эквивалентную работе трения. Теплоту QOXЛ и QМ используют при расчете систем охлаждения, смазочного материала и наддува. По величине QHC можно судить о степени неполноты сгорания и определить пути повышения теплоиспользования. Количество теплоты по составляющим теплового баланса подсчитывают в кДж за единицу времени. Однако наиболее распространено составление теплового баланса в относительных величинах, где каждая составляющая выражена в процентах к введенному количеству теплоты с топливом. В этом случае уравнение теплового баланса имеет вид: q0  qe  qOXЛ  qМ  q ГАЗ  q HC  qOCT где qe  (Qe / Q0 )  100 ; qохл  (Qохл / Q0 )  100 и т.д. На распределение теплоты в двигателе оказывают влияние такие факторы как частота вращения коленчатого вала, нагрузка, состав смеси, угол опережения зажигания. Частота вращения коленчатого вала. С ростом частоты вращения коленчатого вала абсолютные величины всех составляющих теплового баланса увеличиваются, так как в двигатель за единицу времени поступает большее количество теплоты. Нагрузка. С увеличением нагрузки значение q е увеличивается до максимума. Дальнейшее уменьшение q е связано с обогащением смеси на полных нагрузках, при этом возрастает доля q нc . Наибольшие потери теплоты в охлаждающую среду наблюдаются на холостом ходу. С увеличением нагрузки возрастает и q газ в связи с ростом температуры и теплосодержания отработавших газов. 30 Угол опережения зажигания. Наибольшие значения q е соответствуют оптимальному значению угла опережения зажигания. Потери теплоты в систему охлаждения возрастают как при раннем, так и при позднем зажигании, так как сгорание в этих случаях происходит в невыгодных условиях. Состав горючей смеси. При экономичном составе смеси, когда  равно 1,05—1,1, значения q е становятся максимальными. Потери q охл возрастают при отклонениях в обе стороны от значений  , равных 0,8—0,9, что объясняется увеличением времени сгорания в обоих случаях. Потери q газ увеличиваются с изменением коэффициента избытка воздуха аналогично q охл из-за увеличения температуры газов при замедлении скорости сгорания. Смесеобразование в карбюраторном двигателе. Как уже отмечалось сгорание топлива может протекать только в присутствии окислителя, в качестве которого используется кислород, находящийся в воздухе. Следовательно, для полного сгорания определенного количества топлива необходимо иметь определенное количество воздуха, соотношение которых в смеси оценивается коэффициентом избытка воздуха. Смесеобразование — это процесс приготовления смеси топлива с воздухом для сжигания ее в цилиндрах двигателя. По способу смесеобразования ДВС разделяются на двигатели с внешним смесеобразованием и двигатели с внутренним смесеобразованием. В двигателях с внешним смесеобразованием приготовление смеси воздуха с топливом начинается за пределами цилиндра в специальном приборе — карбюраторе. Такие ДВС называются карбюраторными. В двигателях с внутренним смесеобразованием смесь приготавливается непосредственно в цилиндре. К таким ДВС относятся дизели. Карбюрацией называется процесс приготовления смеси из топлива и воздуха. Различают горючую смесь и рабочую смесь. Горючая смесь — это смесь влажных паров топлива с воздухом. Рабочая смесь образуется в результате смешивания горючей смеси с отработавшими газами, оставшимися от предыдущего цикла в цилиндре. В зависимости от соотношения топлива и воздуха горючие смеси могут быть различных составов. Для различных режимов работы двигателя необходимы смеси определенного состава. Так как полностью сгорает только испарившееся топливо, то при приготовлении горючей смеси необходимо стремиться получить полное испарение топлива. Таким образом, карбюратор должен выполнять следующие требования: обеспечивать необходимые условия для испарения топлива и перемешивания его с воздухом; автоматически поддерживать оптимальные составы горючей смеси для каждого из режимов работы двигателя и быстро переходить на любой из них; иметь минимальные гидравлические сопротивления; быть простым по устройству и доступным для регулировок. Процесс смесеобразования начинается в карбюраторе, где скорость воздуха достигает 150—200 м/с, а истечение топлива — 5—6 м/с. Вследствие разности скоростей топлива и воздуха топливо активно распыляется в слоях воздуха и частично испаряется. Дальнейшее испарение топлива продолжается при движении по впускному трубопроводу, стенки которого нагреты, прохождении клапанной щели и заканчивается в цилиндре. В основе работы всех современных автомобильных карбюраторов лежит процесс так называемого элементарного карбюратора. Принципиальная схема элементарного карбюратора представлена на рис.2.17. Основными элементами карбюратора являются поплавковая камера 8 с поплавком 2 и запорным клапаном 1. топливный жиклер 7, дроссельная заслонка 6, распылитель 4 и диффузор 5. Свободный от топлива объем поплавковой камеры сообщается, как показано на рисунке, с началом воздушного канала. В этом случае поплавковую камеру называют сбалансированной. С помощью поплавка 2 и игольчатого клапана 1 в поплавковой камере 8 поддерживается примерно 31 постоянный уровень топлива. Для предотвращения вытекания топлива через распылитель устье распылителя располагают выше уровня топлива в поплавковой камере на 2—8 мм ( h ). Топливный жиклер 7 дозирует топливо, поступающее через распылитель 4 в воздушный канал карбюратора. Дроссельной заслонкой регулируется количество горючей смеси, подаваемой из карбюратора во впускной тракт и цилиндры двигателя. На тракте впуска между окружающей средой и цилиндром создается перепад давлений, в результате которого воздух из окружающей среды поступает в воздушный канал карбюратора и движется по этому каналу. В диффузоре 5 сечение воздушного потока уменьшается, в результате чего повышается его скорость и создается местное разряжение. Максимального значения разряжение достигает в наиболее узкой части диффузора, где обычно устанавливается сопло распылителя 4. Под действием разряжения в диффузоре топливо из распылителя фонтанирует в воздушный канал. При выходе из сопла распылителя топливо подхватывается воздушным потоком и, перемещаясь по воздушному каналу со значительно меньшей скоростью, чем воздух, мелко распыляется. Затем в смесительной камере, которая находится в зоне дроссельной заслонки, распыленное топливо частично испаряется, образуя горючую смесь. В зависимости от направления потока горючей смеси различают карбюраторы с восходящим, падающим и горизонтальным потоками. Наибольшее распространение получили карбюраторы с падающим потоком, так как они обеспечивают более равномерное распределение горючей смеси по цилиндрам, что улучшает мощностные и экономические показатели двигателя. В зависимости от количества смесительных камер различают однокамерные и двухкамерные карбюраторы. Применение двух и более камер также позволяет улучшить смесеобразование. Рассмотрим течение воздуха по впускному тракту. Конструктивно воздушный канал карбюратора и впускной тракт представляют собой сложный трубопровод с целым рядом местных сопротивлений, на преодоление которых затрачивается часть энергии потока. Наиболее широкая часть воздушного канала находится на входе в карбюратор (сечение А—А) (рис.2.18), наиболее узкая — в сечении Б—Б (минимальный диаметр диффузора). Если пренебречь изменением плотности воздуха по длине впускного тракта, т. е. рассматривать воздух как несжимаемую жидкость, то согласно уравнению Бернулли где h0 и hд - высота h0  hд  ( pд /  в  g )  ( д2 / 2 g )     д2 / 2 g сечения на входе в карбюратор и высота сечения минимального диаметра диффузора соответственно относительно уровня, принятого за начало отсчета;  д - скорость воздуха в самом узком месте диффузора; p д - давление в сечении Б  Б ;  коэффициент сопротивления впускного тракта на участке от входа в канал до минимального сечения диффузора Учитывая небольшой удельный вес воздуха и незначительную разность уровней между рассматриваемыми сечениями и считая, что скорость на входе в канал равна нулю, то можно получить формулу для определения скорости воздуха в диффузоре  д   с  (2 g  рд / рв ) где  с - скоростной коэффициент, учитывающий потери скорости из-за гидравлических сопротивлений впускного тракта, а также поправку на сжимаемость воздуха. Принимают  с  0.75  0.9 . Если скорость воздуха в сечении диффузора составляет 150—200 м/с, то разряжение в диффузоре составит 20—35 кПа. Следовательно, давление p д действующее на топливо в распылителе (см. рис.2.17), становится меньше давления р0 в поплавковой камере. Под действием разности этих давлений происходит истечение топлива из распылителей со 32 скоростью примерно в 25 раз меньшей скорости воздуха, что обеспечивает хорошее распыление топлива и перемешивание его с воздухом. Так как разряжение в диффузоре p д определяет не только расход воздуха, но и истечение топлива, то при конструировании карбюратора стремятся к тому, чтобы это разряжение было наименьшим и в то же время обеспечивало поступление топлива из жиклера, распыление и достаточное испарение. Количество воздуха, проходящего по воздушному каналу, определяется уравнением Gв   д  f д  2pд   в где  д - коэффициент расхода диффузора. Величина  д определяется экспериментально и зависит от формы диффузора, состояния его поверхности, сопротивления на входе воздушного канала, разряжения и примерно равно 0,7—0,8. Истечение топлива из жиклера. При площади проходного сечения жиклера f Ж расход проходящего через него топлива определяется как GТ   Ж  f Ж  2pд   в где  Ж - коэффициент расхода жиклера. Величина  Ж определяется опытным путем, составляет 0,7—0,8 и зависит от состояния жиклера, соотношения его размеров, формы кромок жиклера, давления, температуры вытекающего топлива. Таким образом, и расход воздуха Gв , и расход топлива GТ при прочих равных условиях определяются коэффициентом расхода диффузора  д , и коэффициентом расхода жиклера  Ж . Состав смеси оценивается коэффициентом избытка воздуха, который представляет собой соотношение где с - величина определяемая по формуле   с  ( д /  Ж ) с  f д / l0  f Ж  (  в / Т ) . Следовательно, состав смеси зависит от соотношения коэффициентов расхода диффузора и жиклера. Характеристики элементарного и идеального карбюраторов. Под характеристикой карбюратора понимается зависимость коэффициента избытка воздуха от разряжения в диффузоре или расхода воздуха через карбюратор. Установлено, что с повышением разряжения в диффузоре коэффициент расхода диффузора  д достигает некоторого максимального значения и в дальнейшем или остается почти постоянным, или несколько убывает, в то время как коэффициент расхода жиклера  Ж стабильно повышается во всем диапазоне разряжения. Характеры изменения  д и  Ж приводят к тому, что отношение при увеличении разряжения в диффузоре непрерывно падает, приближаясь к некоторому постоянному для каждого карбюратора значению. Таким образом, коэффициент избытка воздуха в элементарном карбюраторе с увеличением расхода горючей смеси непрерывно уменьшается. Характеристика идеального карбюратора. Эксплуатационные режимы работы карбюраторных двигателей отличаются большим разнообразием, и для каждого из режимов должен быть приготовлен свой оптимальный состав смеси, который будет обеспечивать наивыгоднейшие показатели работы двигателя. Двигатель развивает максимальную мощность при а < 1. При этом, чем меньше нагрузка, тем больше сдвигается в сторону обогащения состав смеси, обеспечивающий максимальную мощность двигателя. Наиболее экономично двигатель работает при   1.1 , если дроссельная заслонка открыта полностью или частично. При незначительном открытии заслонки экономичная работа двигателя достигается при  < 1. Однако всегда значения  на экономичных режимах больше, чем на мощностных режимах. Кроме того, чтобы поддержать устойчивую работу двигателя с минимальной частотой вращения коленчатого вала на холостом ходу, необходимо приготовить смесь с коэффициентом избытка воздуха 0.7  0.8 , а для пуска холодного двигателя - 0.4  0.6 . Хактеристика идеального карбюратора совершенно не совпадает с характеристикой элементарного карбюратора (рис.2.19). Если на основном режиме работы (средние положения дроссельной заслонки) смесь должна быть обедненной, то элементарный карбюратор ее обогащает, при пуске двигателя вместо обогащения смесь обедняется и т. д. 33 Для того чтобы скорректировать характеристику элементарного карбюратора и приспособить его к работе на всех режимах в конструкцию карбюратора вводится ряд специальных устройств, которые обеспечивают приготовление оптимального состава смеси для каждого из режимов работы двигателя. Такими устройствами являются: корректирующие устройства главных дозирующих систем; приспособления для облегчения пуска; системы холостого хода; экономайзеры (обогатители); ускорительные насосы (ускорители обогащения). Главная дозирующая система предназначена для подачи основного количества топлива на всех режимах работы двигателя под нагрузкой. Она обеспечивает корректирование характеристики элементарного карбюратора, т. е. обедняет смесь при работе двигателя на неполных нагрузках. Достигается это одним из следующих способов: изменением соотношения проходных сечений жиклера и диффузора; пневматическим торможением топлива. Для реализации первого способа применяют два-три диффузора. При малых скоростях воздуха работает малый диффузор, а потом вступает в работу большой. При втором способе используют компенсационные колодцы. Колодец с воздушным жиклером размещают между главным жиклером и распылителем. Смесеобразование в дизеле. В дизелях смесеобразование происходит внутри цилиндров. Система смесеобразования обеспечивает: распыливание топлива; развитие топливного факела; прогрев, испарение и перегрев топливных паров; смешивание паров с воздухом. Смесеобразование начинается в момент начала впрыска топлива и заканчивается одновременно с окончанием сгорания. Процесс занимает короткий промежуток времени, составляющий 20  60 0 поворота коленчатого вала. В этом случае время на смесеобразование отводится в 5—10 раз меньше, чем в карбюраторном двигателе. И по всему объему образуется неоднородная смесь (есть участки очень обедненного состава, а есть участки сильно обогащенного состава). Поэтому горение протекает при больших суммарных значениях коэффициента избытка воздуха (   1.4  2.2 ). Развитие смесеобразования и получение оптимальных результатов в дизеле зависит от следующих факторов: способа смесеобразования; Формы и размеров камеры сгорания; температуры поверхностей камеры сгорания; взаимных направлений движения топливных струй и воздушного заряда. При этом степень их влияния зависит от типа камеры сгорания. Способы смесеобразования. В зависимости от характера испарения, перемешивания с воздушным зарядом и способа введения в зону горения основной массы впрыскиваемого топлива в дизелях различают объемный, пленочный и объемнопленочный способы смесеобразования. Объемный способ смесеобразования. При этом способе топливо вводится в мелко распыленном капельно-жидком состоянии непосредственно в воздушный заряд камеры сгорания, где затем оно испаряется и перемешивается с воздухом, образуя топливновоздушную смесь. При объемном смесеобразовании используют, как правило, неразделенные камеры сгорания (так называемый непосредственный впрыск). Качество смесеобразования в этом случае достигается в основном путем согласования формы камеры сгорания с формой и числом топливных факелов. При этом важное значение имеет распыление топлива при впрыске. Коэффициент избытка воздуха для таких двигателей ограничивается значениями 1,5—1,6 и выше. При предкамерном объемном способе смесеобразования камеры сгорания делятся на две части: предкамеру и основную камеру. П ре дк а м ер а о бычно ра з м е ша е т ся в го ло вк е ци линдр а , их форма представляет собой тело вращения. Объем предкамеры 20—40 % объема камеры сгорания. С основной камерой предкамера соединяется каналом 34 небольшого сечения. Смесеобразование осуществляется за счет кинетической энергии газов, протекающих с большими скоростями из основной ка меры в предкамеру в процессе сжатия и из предкамеры в основную в процессе сгорания. Вихрекамерное объемное смесеобразование отличается тем, что камера сгорания состоит из основной и вихревой камер. Вихревые камеры чаще всего выполняются в головке блока цилиндров и реже в блоке цилиндров. По форме они представляют собой шар или цилиндр. С основными камерами вихревые камеры сгорания соединяются одним или несколькими тангенциальными каналами круглой или овальной формы при относительно больших проходных сечениях. Объем вихревых камер — 50—80 % общего объема камеры сгорания. Особенностью вихрекамерных двигателей является сравнительно незначительный перепад давлений между вихревой и основной камерами сгорания и соответственно небольшие скорости перетекания газов из одной части камеры в другую. Поэтому качество смесеобразования обеспечивается в основном путем интенсивного вихревого движения заряда, которое организуется в периодах сжатия и сгорания. Пленочный и объемно-пленочный способы смесеобразования. Способ смесеобразования, при котором топливо попадает не в центр воздушного заряда, а на стенку камеры сгорания и растекается по ее поверхности в виде тонкой пленки толшиной 12—14 мкм. Называется пленочным. Затем пленка интенсивно испаряется и, перемешиваясь с воздухом, вводится в зону горения. Пленочное смесеобразование устраняет два из основных недостатков дизелей: «жесткость» работы и дымность при выпуске отработавших газов. При пленочном смесеобразовании используется камера сгорания сферической формы (рис.2.22.а), в которой осуществляется интенсивное движение заряда: вращательное вокруг оси цилиндра и радиальное в поперечном направлении. Впрыск топлива осуществляется односопловой форсункой с давлением начала подъема иглы 20 Мпа. Впрыскиваемое топливо встречается с поверхностью стенки под острым углом и, почти не отражаясь от нее, растекается и «растягивается» попутными воздушными потоками в тонкую пленку. Имея большую поверхность контакта с нагретыми стенками камеры сгорания, пленка быстро прогревается и начинает интенсивно испаряться, и тем самым последовательно вводится в центр камеры сгорания, где к этому времени образуется очаг горения. К достоинствам пленочного смесеобразования можно отнести следующие: «мягкая» работа при максимальном давлении цикла; высокие экономические показатели на уровне двигателей с объемным смесеобразованием и непосредственным впрыском; сравнительно простая конструкция топливной аппаратуры. Основным недостатком пленочного смесеобразования являются низкие пусковые качества двигателя в холодном состоянии в связи с малым количеством топлива, участвующим в первоначальном сгорании. При объемно-пленочном смесеобразовании топливно-воздушная смесь приготавливается одновременно и объемным и пленочным способами. Этот способ приготовления смеси имеет место практически во всех дизелях и может рассматриваться как общий случай смесеобразования. Примером объемно-пленочного смесеобразования может служить камера сгорания, показанная на рис.2.22 б. 35 Топливо из отверстий форсунки под острым углом направляется к стенкам камеры сгорания. Однако поток воздуха, перетекающий из надпоршневого пространства в камеру сгорания, направлен навстречу движению топлива, препятствует образованию пленки и способствуя лишь быстрому испарению топлива. «Жесткость» работы двигателя при этом способе смесеобразования достигает 0.45  0.5МПа / град . А удельный расход топлива — 106  170г /( кВт  ч) . Сравнительная оценка различных способов смесеобразования. Каждому из способов смесеобразования присущи свои достоинства и недостатки. Так, двигатели с непосредственным впрыском обладают хорошими пусковыми качествами, наиболее высокими экономическими показателями и допускают значительное форсирование наддувом. В то же время для этих дизелей характерны высокие «жест кость» работы, уровень шума, нагрузки на детали и значения коэффициента избытка воздуха, повышенные требования к сорту топлива и ограниченные возможности форсирования по частоте вращения коленчатого вала без специальных изменений в конструкции. Двигатели с пленочным и объемно-пленочным смесеобразованием при достаточно высоких эффективных показателях, «мягкой» работе и нетребовательности к топливу имеют плохие пусковые качества. «Мягкая» работа, сравнительно низкие нагрузки на детали, меньшие значения коэффициента избытка воздуха и широкие возможности форсирования по частоте вращения коленчатого вала присущи двигателям с разделенными камерами сгорания, однако имеются значительные ухудшения экономических показателей и плохие пусковые качества. Распыление топлива. На свойство смесеобразования, особенно при объемном смесеобразовании, большое влияние оказывает качество распыления топлива при впрыске. Критериями оценки качества распыления являются дисперсность распыления и однородность. Распыление считается тонким, если средний диаметр капель 5—40 мкм. Тонкость и однородность распыления определяются давлением впрыска, противодавлением среды, частотой вращения вала насоса и конструктивными особенностями распылителя. Кроме качества распыления большое влияние на процесс смесеобразования в дизелях оказывает глубина проникновения факела распыленного топлива в воздушный заряд (так называемая «дальнобойность» факела). При объемном смесеобразовании она должна быть такой, чтобы топливо «пробивало» весь воздушный заряд, не осаждаясь при этом на стенках камеры сгорания. Форма факела (рис.2.23а) характеризуется его длиной lФ , углом конусности (  Ф и шириной bФ . Формирование факела происходит постепенно в процессе развития процесса впрыска. Длина факела увеличивается по мере продвижения новых частиц топлива к его вершине. Скорость продвижения вершины факела при увеличении сопротивления среды и уменьшении кинетической энергии частиц уменьшается, а ширина факела увеличивается. Угол конусности при цилиндрической форме соплового отверстия распылителя составляет 12—20°. Предельная длина факела должна соответствовать линейным размерам камеры сгорания и обеспечивать полный охват пространства камеры сгорания факелами. Обычно в факеле различают три зоны (рис.2.23.б): сердцевину (1), среднюю часть (2) и оболочку (3). Сердцевина состоит из крупных частиц топлива, которые в процессе формирования факела имеют наибольшую скорость движения. Средняя часть факела содержит большое количество мелких частиц, образовавшихся при дроблении передних частиц сердцевины силами аэродинамического сопротивления; Распыленные и утратившие кинетическую энергию частицы оттесняются и продолжают движение лишь под действием потока воздуха, увлекаемого по оси факела. В оболочке находятся 36 наиболее мелкие частицы, имеющие минимальную скорость движения. На распыление топлива оказывают влияние следующие факторы: конструкция распылителя; давление впрыска; состояние среды, в которую впрыскивается топливо; свойства топлива. Несмотря на то, что конструкция распылителей отличается большим разнообразием, наибольшее распространение получили распылители с цилиндрическими сопловыми отверстиями (рис.2.24.а) и штифтовые распылители (рис.2.24.б). Реже используются распылители со встречными струями и с винтовыми завихрителями. Распылители с цилиндрическими сопловыми отверстиями могут быть многодырчатыми и однодырчатыми, открытыми и закрытыми (с запорной иглой). Штифтовые распылители выполняются только однодырчатыми закрытого типа. Цилиндрические сопловые отверстия обеспечивают получение сравнительно компактных факелов с малыми конусами расширения и большой пробивной способностью. С увеличением диаметра отверстия сопла глубина проникновения факела возрастает. Распылитель открытого типа обеспечивает; меньшее качество распыления, чем закрытый. Штифтовые распылители имеют иглу с цилиндрическим или коническим штифтом на конце. Между штифтом и внутренней поверхностью соплового отверстия имеется кольцевая щель, отчего факел распыляемого топлива обретает форму полого конуса. Такие факелы хорошо распределяются в среде воздушного заряда, но имеют малую пробивную способность. Подобные распылители используются в разделенных камерах сгорания с небольшими размерами. Чем выше давление впрыска, тем больше пробивная способность и длина топливного факела, тем тоньше и равномернее распыление топлива. С повышением давления и температуры среды увеличивается сопротивление продвижению факела, что приводит к уменьшению его длины. Повышение температуры топлива приводит к уменьшению длины факела и более тонкому распылению, так как при нагреве топлива уменьшается его вязкость. Топлива, имеющие большую вязкость, распыляются хуже. Образование горючей смеси и воспламенение топлива. Распыленное топливо, попадая в слои горячего воздуха, нагревается и испаряется. При этом в первую очередь испаряются частицы топлива диаметром 10—20 мкм, а более крупные частицы испаряются уже в ходе процесса сгорания, постепенно вовлекаясь в него. Пары топлива, перемешиваясь с воздухом, образуют горючую смесь неоднородную по составу. Чем ближе к поверхности еще не испарившихся частиц топлива, тем смесь богаче и наоборот. Продвижение частиц топлива в слоях воздуха способствует некоторому выравниванию состава смеси по объему камеры сгорания, так как при этом происходит рассеивание паров по траектории движения топлива. После воспламенения процесс смесеобразования ускоряется, так как резко возрастает температура и скорость перемешивания топлива с воздухом. Большее влияние на работу двигателя оказывает смесеобразование, прошедшее до начала сгорания. До начала сгорания испарившееся топливо проходит стадию химической подготовки. При этом в отдельных зонах смеси возникают критические концентрации промежуточных продуктов окисления, что приводит к тепловому взрыву и появлению в нескольких местах первичных очагов пламени. Зоны с коэффициентом избытка воздуха 0,8—0,9 наиболее благоприятны для появления таких очагов. Эти зоны наиболее вероятны на периферии факела, так как химические и физические процессы подготовки топлива к сгоранию здесь заканчиваются раньше. Таким образом, воспламенение в дизеле возможно при любом суммарном коэффициенте избытка воздуха. Следовательно, в дизеле коэффициент избытка воздуха не характеризует условия воспламенения смеси, как это имеет место в карбюраторном двигателе (пределы воспламенения). 37 Лекция 6. Камеры сгорания. Условия протекания процессов смесеобразования и сгорания в дизеле во многом определяются типом камеры сгорания. Наряду с обеспечением оптимального смесеобразования камеры сгорания должны способствовать получению высоких экономических показателей и хороших пусковых качеств двигателей. В зависимости от конструкции и используемого способа смесеобразования Камеры сгорания подразделяются на неразделенные и разделенные. Неразделенные камеры сгорания представляют собой единый объем в надпоршневой полости цилиндра. Распыливание, смесеобразование и сгорание топлива осуществляются непосредственно в цилиндре, и двигатель с такой камерой называют двигателем с непосредственным впрыскиванием. Разделенные камеры сгорания обычно состоят из двух полостей: полости над поршнем (основной камеры) и дополнительной полости в головке (вихрекамеры или предкамеры). Эти полости соединены между собой одним или несколькими каналами. Двигатели с такими камерами называют вихрекамерными или предкамерными. Неразделенные камеры сгорания. Неразделенная камера сгорания располагается в надпоршневой полости цилиндра и имеет обычно симметричную относительно его оси форму. Поверхность камеры образуется фигурным днищем поршня, плоскостью головки и частично боковыми стенками цилиндра. Некоторые наиболее распространенные типы неразделенных камер сгорания представлены на рис.2.25. В дизелях широко применяются камеры с углублением в форме топливного факела, выполненным в днище поршня (рис.2.25.а). Топливо в такую камеру вводится с помощью многодырчатой форсунки. Для размещения образующихся при впрыскивании факелов (в форме полого конуса с углом при вершине  ) в днище поршня предусмотрена выемка, ограниченная с внешней стороны вытеснительным буртом, исключающим попадание топлива на сравнительно холодные стенки цилиндра и обеспечивающим образование радиального вихря воздуха. Эти камеры имеют минимальные поверхности охлаждения. Для них характерна низкая степень сжатия. Такие камеры сгорания используются в двухтактных и четырехтактных дизелях, устанавливаемых на большегрузных автомобилях. Таким образом, основным преимуществом двигателей с объемным смесеобразованием является высокая топливная экономичность, а основным недостатком высокое давление сгорания и большая жесткость работы. Для более интенсивного вихреобразования в камере сгорания увеличивают поверхность вытеснителя, а форсунку устанавливают асимметрично относительно оси цилиндра (рис.2.25.б). Топливные факелы в такой камере попадают на ее боковые стенки под входной кромкой. В таких камерах сгорания применяется объемно-пленочный способ смесеобразования, так как часть топлива при впрыскивании попадает на стенку камеры сгорания. Камера сгорания в поршне (рис.2.25.в) обеспечивает снижение жесткости работы двигателя путем образования пристеночного слоя переобогащенной смеси, уменьшающего количество топлива, подготовленного к сгоранию за период задержки воспламенения. В подобных камерах сгорания смесеобразование происходит пленочным способом. После начала воспламенения скорость смесеобразования возрастает. Для такой камеры давление впрыскивания может быть меньше, так как для образования переобогащенного пристеночного слоя смеси не нужно высокого качества распыливания и равномерного распределения топлива в факеле. Однако факел должен продвигаться на всю глубину камеры сгорания, а количество топлива, попадающею на ее днище, не должно быть чрезмерно большим. Такие камеры сгорания обеспечивают достаточно высокие пусковые качества двигателей, хорошую топливную экономичность. 38 Разделенные камеры сгорания. На рис.2.26.а представлена схема вихревой камеры сгорания, которая представляет собой шаровое или цилиндрическое пространство, соединенное с пространством цилиндра тангенциальным каналом. Объем вихревой камеры сгорания составляет примерно 60— 80 % общего объема сжатия. Как правило, в вихревых камерах сгорания используются закрытые форсунки (1) штифтового типа, обеспечивающие полый факел распыленного топлива. При поступлении воздуха из цилиндра в вихревую камеру во время такта сжатия воздух интенсивно завихряется. Воздушный вихрь, непрерывно воздействуя на формирующийся топливный факел, способствует лучшему распиливанию топлива и смешению его с воздухом. В ходе начавшегося горения воздушный вихрь обеспечивает подвод к факелу свежего воздуха и отвод от него продуктов сгорания. Вихрекамерный рабочий цикл обеспечивает бездымное сгорание топлива при малых коэффициентах избытка воздуха, менее чувствителен к качеству распиливания топлива, что позволяет использовать однодырчатые распылители. Основными недостатками вихрекамерного двигателя является повышенный удельный эффективный расход топлива, достигающий на режиме максимальной нагрузки, а также худшие по сравнению с двигателями с неразделенными камерами сгорания пусковые качества. Камера сгорания предкамерного дизеля (рис.2.26.б) разделена на основную часть, расположенную над поршнем, и дополнительную (2), называемую предкамерой. Объем предкамеры составляет 25— 35 % общего объема сжатия. В камере сгорания используется однодырчатая (обычно штифтовая) форсунка (1), обеспечивающая впрыскивание топлива в направлении соединительных каналов (3). В предкамерном дизеле воздух в процессе сжатия частично перетекает в предкамеру, где продолжает сжиматься. В предкамеру в конце сжатия впрыскивается топливо, которое воспламеняется и горит, вызывая быстрое повышение давления. В объеме предкамеры сгорает часть топлива, так как количество воздуха ограничено. Несгоревшее топливо продуктами сгорания выносится в цилиндр, где дополнительно распыливается и тщательно перемешивается с воздухом за счет образующихся интенсивных газовых потоков. Таким образом, в предкамерных дизелях для смесеобразования используется энергия газа, перетекающего из предкамеры вследствие предварительного сгорания части топлива в ее объеме. Другим важным преимуществом предкамерных дизелей является небольшая жесткость работы. Давление газа в надпоршневом пространстве не более 5,5—6 МПа вследствие дросселирования газа в соединительных каналах. К преимуществам предкамерных дизелей следует отнести также меньшую чувствительность рабочего цикла к виду применяемого топлива и к изменению скоростного режима работы. Основным недостатком предкамерного дизеля является низкая топливная экономичность вследствие тепловых и гидравлических потерь, возникающих при перетекании газов, растянутости процесса сгорания, а также увеличенной поверхности камеры. Характеристики двигателей внутреннего сгорания. Автомобильные двигатели работают в широком диапазоне изменения скоростных и нагрузочных режимов. Режим работы двигателя — это его состояние, характеризующееся совокупностью показателей. Основными показателями, определяющими рабочий режим, являются частота вращения коленчатого вала, нагрузка на двигатель и температура. Если значения этих показателей в процессе работы двигателя остаются неизменными, 39 режим называется установившимся. В случае изменения хотя бы одного из них режим считается неустановившимся. Характеристикой двигателя называется совокупность зависимостей основных показателей его работы от эксплуатационных, конструктивных и других факторов. Характеристики двигателя определяют его эксплуатационные качества, уровень технического совершенства, правильность регулировок, а также его назначение. Характеристики двигателя определяются, как правило, на установившихся режимах, несмотря на то, что в реальных условиях двигатели работают при их непрерывном изменении. Поэтому характеристики получают на специально оборудованных испытательных стендах, где возможно исследование различных показателей в зависимости от изменения одного фактора. Основными показателями работы двигателя являются эффективная мощность N e , крутящий момент M K . часовой расход топлива GT , и удельный эффективный расход топлива g e . В зависимости от параметра, принимаемого в качестве независимой переменной, различают три основные группы характеристик: скоростные, нагрузочные и регулировочные. Наиболее значимыми являются нагрузочные и скоростные характеристики, позволяющие оцепить экономические и мощностные качества двигателей на различных режимах работы. Нагрузочная характеристика. Нагрузочной характеристикой называется изменение часового и удельного расходов топлива в зависимости от нагрузки. Работа на режимах нагрузочной характеристики наиболее характерна для двигателей, которые используются для привода электрических агрегатов, насосов, компре ссоров, тракторов. В частности, нагрузочная характеристика имитирует работу двигателя на автомобиле, при его движении с постоянной скоростью на одной из передач в условиях переменного сопротивления со стороны дороги. Цель получения нагрузочной характеристики — определение топливной экономичности двигателя. Условия получения нагрузочной характеристики: независимая переменная величина — нагрузка на двигатель; постоянная величина — частота вращения коленчатого вала; зависимые переменные величины — удельный расход и часовой расход топлива (7Т. Нагрузочная характеристика карбюраторного двигателя Зависимости изменения параметров цикла от нагрузки показаны на рис.2.27.а. Удельный расход топлива зависит от произведения  i M . На холостом ходу вся развиваемая в цилиндрах двигателя индикаторная мощность затрачивается на преодоление внутренних потерь, а эффективная мощность с коленчатого вала двигателя не «снимается», поэтому g e   (рис.2.27.6). При переходе от холостого хода к частичным нагрузкам растут значения  i M , что приводит к уменьшению g e и в момент наибольшего значения произведения  i M удельный расход топлива g e достигает своего минимального значения. Поскольку одним из условий снятия нагрузочной характеристики является постоянство частоты вращения коленчатого вала, то понятно, что каждому значению частоты вращения будет соответствовать своя нагрузочная характеристика. В реальных условиях эксплуатации режимы работ, соответствующие экономической характеристике, используется крайне редко так как в карбюраторном двигателе большинство нагрузок имеют повышенные значения g e , что является их недостатком. 40 Для улучшения топливной экономичности карбюраторного двигателя используют работу на обедненных смесях или вовсе отказываются от карбюратора и переходят на систему с впрыском топлива. Нагрузочная характеристика дизельного двигателя. Особенностью изменения значений параметров  ; i ; M от нагрузки у дизелей является их плавный характер (рис.2.28,а). Поэтому удельный расход топлива имеет аналогичный характер изменения (рис.2.28.б), при котором на большинстве частичных нагрузок значения удельных расходов топлива близки к минимальным (точка 4). Так как при работе дизеля коэффициент наполнения меняется незначительно (рис.2.28.а), то часовой расход топлива зависит только от изменения коэффициента избытка воздуха а и имеет плавно нарастающий характер (рис.2.28.б). Заштрихованная область нагрузочной характеристики означает, что при данной нагрузке двигатель работает с дымлением (отработавшие газы выходят в виде черного дыма), что свидетельствует о сильном недогорании топлива, тепловых нагрузках внутри цилиндрового пространства, нагарообразовании и закоксовывании поршневых колец. При этом снижается экономичность работы двигателя, а при длительной работе с дымлением возможна его поломка. Поэтому эксплуатация дизеля на нагрузках, соответствующих зоне дымления, недопустима. Нагрузочные характеристики позволяют оценить топливную экономичность двигателей и определить способы ее улучшения. Она используется при проектировании топливной аппаратуры, и при контроле регулировок, технического состояния и качества ремонта двигателя. Скоростные характеристики. Скоростной характеристикой называется зависимость изменения показателей работы двигателя от частоты вращения коленчатого вала. С помощью скоростной характеристики определяют наиболее эффективные режимы движения автомобиля, его максимальную скорость. Она является своего рода паспортом двигателя, ее часто указывают в руководствах по эксплуатации двигателя или автомобиля. При работе двигателя частота вращения коленчатого вала изменяется также часто, как и нагрузка, при этом она оказывает значительное влияние на все показатели работы двигателя. Поэтому целью снятия скоростной характеристики и является установление зависимости изменения показателей работы двигателя от частоты вращения коленчатого вала. Условия снятия скоростной характеристики: независимая переменная величина — частота вращения коленчатого вала п ; постоянная величина — положение дроссельной заслонки; зависимые переменные величины — эффективная мощность N e , крутящий момент M K , часовой расход топлива GT и удельный расход топлива g e . Изменение частоты вращения коленчатого вала достигается изменением момента сопротивления на коленчатом валу двигателя путем его затормаживания. Так же как и в нагрузочных характеристиках скоростные характерис-тики имеют ряд характерных точек (рис.2.29): точка п х.тin минимальная частота вращения коленчатого вала; точка птin — минимальная частота вращения коленчатого вала при 41 полной нагрузке; точка п М - частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальному крутящему моменту; точка п НОМ — номинальная частота вращения коленчатого вала. т. е. частота, рекомендуемая заводом-изготовителем двигателя для длительной эксплуатации автомобиля; точка п х. рег — минимальная частота вращения коленчатого вала по регуляторной характеристике (т. е. максимальное значение частоты вращения коленчатого вала, которое ограничивается регулятором частоты вращения); точка п N — минимальная частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальной мощности; точка п x / max — максимальная частота вращения коленчатого вала на холстом ходу; точка п g . min — частота вращения коленчатого вала, соответствующая минимальному удельному расходу топлива. Ограничители максимальной частоты вращения, которые устанавливаются на двигателях грузовых автомобилей, исключают возможность увеличения частоты вращения коленчатого вала сверх допустимого при полной нагрузке и на холостом ходу. Дизели, оснащенные всережимным регулятором, при полной нагрузке работают в диапазоне частот от птin до п НОМ (рис.2.29.б), а на холостом ходу — от п х.тin до п х. рег Следует иметь в виду, что эксплуатационный диапазон значений частоты вращения коленчатого вала и значение характерных точек скоростных характеристик различных двигателей не одинаковы. Частные скоростные характеристики. Частичных скоростных характеристик может быть снято столько, сколько найдется положений для дроссельной заслонки. При этом надо иметь в виду, что степень открытия дроссельной заслонки (величины подачи топлива) непропорциональна получаемой мощности. Разница между ними увеличивается с уменьшением частоты вращения коленчатого вала. На рис.2.32.а показаны частичные скоростные характеристики карбюраторного двигателя. Каждое положение дроссельной заслонки при эксплуатации соответствует определенной нагрузке, поэтому на частичных скоростных характеристиках эти положения отмечаются в процентах от максимального открытия (полностью открытый дроссель соответствует 100 % развиваемой двигателем мощности или 100 % преодолеваемой нагрузке). На рис2.32.б показаны частичные скоростные характеристики дизеля. Так как в дизелях максимальные и минимальные значения частоты вращения коленчатого вала ограничиваются регуляторами, то и частичные характеристики находятся в диапазоне этих частот. Для дизелей сохраняется крутое изменение мощности по частичным характеристикам и пологое изменение крутящего момента, что соответствует улучшенной приемистости и ухудшенной самоприспособляемости по изменению внешней нагрузки. Приемистость и самоприспособляемость двигателей. Способность двигателя с ростом частоты вращения коленчатого вала наращивать мощность называется его приемистостью. Приемистость двигателя непосредственно влияет на приемистость автомобиля, т. е. на его способность разгоняться. Скоростная характеристика отражает степень приемистости двигателя: чем круче кривая N e , тем больше приемистость двигателя. 42 Способность двигателя с ростом внешней нагрузки сохранять частоту вращения коленчатого вала называется его самоприспособляемостью (эластичностью). Самоприспособляемость двигателя к изменению внешней нагрузки оценивается коэффициентом самоприспособляемости, который представляет собой отношение максимального крутящего момента к моменту на режиме максимальной мощности К  М К .MAX / M K .HOM . Карбюраторные двигатели имеют более высокую самоприспособляемость по сравнению с дизелями. Для карбюраторных двигателей К  1.25  1.35 , то время как для дизелей К  1.05  1.15 . Регулировочные характеристики. Целью получения регулировочной характеристики является регулировка узла, агрегата, элементов систем и т. д. Поэтому существую большое множество регулировочных характеристик. Наиболее часто используются регулировочные характеристики по составу смеси и углу опережения зажи гания. Регулировочная характеристика по составу смеси служит для определения влияния состава смеси на основные показатели работы двигателя и определения данных для регулировки главного дозирующего устройства карбюратора. Условия получения регулировочной характеристики по составу смеси: независимая переменная величина — состав смеси или часовой расход топлива; постоянные величины — положение дроссельной заслонки и частота вращения коленчатого вала; зависимые переменные величины — эффективная мощность, удельный расход топлива. Регулировочная характеристика по углу опережения зажигания. Угол опережения зажигания, соответствующий максимальной мощности и минимальному удельному расходу топлива, считается наивыгоднейшим. Для определения наивыгоднейшего угла опережения зажигания на данном режиме работы двигателя служат регулировочные характеристики по углу опережения зажигания. Условия получения характеристики: независимая переменная величина — угол опережения зажигания  опз ; постоянная величина — частота вращения коленчатого вала и положение дроссельной заслонки; зависимые переменные величины — эффективная мощность, удельный и часовой расходы топлива. Кинематика и динамика двигателя Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма. Кривошипно-шатунный механизм является основным механизмом поршневого двигателя, который воспринимает и передает значительные по величине нагрузки. Поэтому расчет прочности КШМ имеет важное значение. В свою очередь расчеты многих деталей двигателя зависят от кинематики и динамики КШМ. Кинематический анализ КШМ устанавливает законы движения его звеньев, в первую очередь поршня и шатуна. Для упрощения исследования КШМ считаем, что кривошипы коленчатого вала вращаются равномерно, т.е. с постоянной угловой скоростью. Различают несколько типов и разновидностей кривошипно-шатунных механизмов (Рис.2.35). Наибольший интерес с точки зрения кинематики представляет центральный (аксиальный), смещенный (дезаксиальный) и с прицепным шатуном. Центральным кривошипно-шатунным механизмом (рис.2.35.а) называется механизм, у которого ось цилиндра пересекается с осью коленчатого вала двигателя. Определяющими геометрическими размерами механизма являются радиус кривошипа r и длина шатуна l ш . Их отношение  представляет собой постоянную величину для всех геометрически подобных центральных кривошипно-шатунных механизмов, для современных автомобильных двигателей   0.31  0.24 . При кинематическом исследовании кривошипно-шатунного механизма обычно вводят в рассмотрение ход поршня S  2r , угол поворота кривошипа  , угол  отклонения оси шатуна в плоскости его качания от оси цилиндра (отклонение в направлении 43 вращения вала считается положительным, а в противоположном — отрицательным), угловая скорость  . Ход поршня и длина шатуна являются основными конструктивными параметрами центрального кривошипно-шатунного механизма. Кинематика центрального КШМ. Задача кинематического расчета заключается в нахождении аналитических зависимостей перемещения, скорости и ускорения поршня от угла поворота коленчатого вала. По данным кинематического расчета выполняют динамический расчет и определяют силы и моменты, действующие на детали двигателя. При кинематическом исследовании кривошипно-шатунного механизма предполагают, что   сопst , тогда угол поворота вала пропорционален времени, поэтому все кинематические величины могут быть выражены в функции угла поворота кривошипа. За исходное положение механизма принимают положение поршня в ВМТ. Перемещение поршня в зависимости от угла поворота кривошипа двигателя с центральным КШМ рассчитывается по формуле. х  r[(1  cos  )  ( / 4)(1  cos 2 )] (1) Лекция 7.Перемещение поршня для каждого из углов поворота может быть определено графическим путем, которое получило название метод Брикса. Для этого из центра окружности радиусом r  S / 2 откладывается в сторону НМТ поправка Брикса. находится новый центр O1 . Из центра O1 через определенные значения  (напри мер, через каждые 30°) проводят радиус-вектор до пересечения c окружностью. Проекции точек пересечения на ось цилиндра (линия ВМТ-НМТ) дают искомые положения поршня при данных значениях угла  . Рис.2.36 На рис.2.36 показана зависимость перемещения поршня от угла поворота коленчатого вала. Скорость поршня. Производная перемещения поршня — уравнение (1) по времени вращения дает скорость перемещения поршня: V  dx / dt  r[sin   ( / 2) sin 2 (2) Аналогично перемещению поршня скорость поршня может быть представлена также в виде двух составляющих: где V1 V  V1  V2 составляющая скорости поршня первого порядка, которая определяется V1  r sin  ; V2 составляющая скорости поршня второго порядка, которая определяется V2  r sin 2 Составляющая V1 представляет собой скорость поршня при бесконечно длинном шатуне. Составляющая V2 является поправкой к скорости поршня на конечную длину шатуна. Зависимость изменения скорости поршня от угла поворота коленчатого вала показана на рис.2.37. Максимальные значения скорость достигает при углах поворота коленчатого вала меньше 90 и больше 270°. Значение максимальной скорости поршня с достаточной точностью может быть определено как Vтах  1.62Sn / 30 Ускорение поршня определяется как первая производная скорости по времени или как вторая производная перемещения поршня по времени: 2 J  dV / dt  r (cos    cos 2 ) (3) где r 2 cos  и r 2  cos 2 — гармонические составляющие первого и второго порядка ускорения поршня соответственно. При этом первая составляющая выражает ускорение поршня при бесконечно длинном шатуне, а вторая составляющая — 44 поправку ускорения на конечную длину шатуна. Зависимости изменения ускорения поршня и его составляющих от угла поворота коленчатого вала показаны на рис.2.38. Ускорение достигает максимальных значений при положении поршня в ВМТ, а минимальных — в НМТ или около НМТ. Эти изменения кривой J на участке от 180 до ±45° зависят от величины  . Отношение хода поршня к диаметру цилиндра является одним м основных параметров, который определяет размеры и массу двигателя. В автомобильных двигателях значения S / D составляет от 0,8 до 1,2. Двигатели с S / D > 1 называются длинноходными, а с S / D < 1 — короткоходными. Данное отношение непосредственно влияет на скорость поршня, а значит и мощность двигателя. С уменьшением значения S / D очевидны следующие преимущества: уменьшается высота двигателя; за счет уменьшения средней скорости поршня снижаются механические потери и уменьшается износ деталей; улучшаются условия размещения клапанов и создаются предпосылки для увеличения их размеров; появляется возможность увеличения диаметра коренных и шатунных шеек,- что повышает жесткость коленчатого вала. Однако есть и отрицательные моменты: увеличивается длина двигателя и длина коленчатого вала; повышаются нагрузки на детали от сил давления газа и от сил инерции; уменьшается высота камеры сгорания и ухудшается ее форма, что в карбюраторных двигателях приводит к повышению склонности к детонации, а в дизелях — к ухудшению условий смесеобразования. Целесообразным считается уменьшение значения S / D при повышении быстроходности двигателя. Значения S / D для различных двигателей: карбюраторные двигатели - 0.7  1 ; дизели средней быстроходности - 1.0  1.4 ; быстроходные дизели - 0.75  1.05 . При выборе значений S / D следует учитывать, что силы, действующие в КШМ, в большей степени зависят от диаметра цилиндра и в меньшей — от хода поршня. Динамика кривошипно-шатунного механизма. При работе двигателя в КШМ действуют силы и моменты, которые не только воздействуют на детали КШМ и другие узлы, но и вызывают неравномерность хода двигателя. К таким силам относятся: сила давления газов уравновешивается в самом двигателе и на его опоры не передается; сила инерции приложена к центру возвратно-поступательно движущихся масс и направлена вдоль оси цилиндра, через подшипники коленчатого вала воздействуют на корпус двигателя, вызывая его вибрацию на опорах в направлении оси цилиндра; центробежная сила от вращающихся масс направлена по кривошипу в средней его плоскости, воздействуя через опоры коленчатого вала на корпус двигателя, вызывает колебания двигателя на опорах в направлении кривошипа. Кроме того, возникают такие силы, как давление на поршень со стороны картера, и силы тяжести КШМ, которые не учитываются в виду их относительно малой величины. Все действующие в двигателе силы взаимодействуют с сопротивлением на коленчатом валу, силами трения и воспринимаются опорами двигателя. В течение каждого рабочего цикла (720° — для четырехтактного и 360° для двухтактного двигателей) силы, действующие в КШМ, непрерывно меняются по величине и направлению и для установления характера изменения данных сил от угла поворота коленчатого вала их определяют через каждые 10÷300 для определенных положений коленчатого вала. Силы давления газов действуют на поршень, стенки и головку цилиндра. Для упрощения динамического расчета силы давления газов заменяются одной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Данную силу определяют для каждого момента времени (угла поворота коленчатого вала  ) по индикаторной диаграмме, полученной на основании теплового расчета или снятой непосредственно с двигателя с помощью специальной установки. На рис.2.39 показаны развернутые индикаторные диаграммы сил, действующих в КШМ, в частности 45 изменение силы давления газов ( Рг ) от величины угла поворота коленчатого вала. Силы инерции. Для определения сил инерции, действующих в КШМ, необходимо знать массы перемещающихся деталей. Для упрощения расчета массы движущихся деталей заменим системой условных масс, эквивалентных реально существующим массам. Такая замена называется приведением масс. Приведение масс деталей КШМ. По характеру движения массы деталей КШМ можно разделить на три группы: детали, движущиеся возвратнопоступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна); детали, совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя головка шатуна); детали, совершающие сложное плоско-параллельное движение (стержень шатуна). Массу поршневой группы ( тп ) считают сосредоточенной на оси поршневого пальца и точке А (рис.2.40.а). Массу шатунной группы заменяю двумя массами: тшп сосредоточена на оси поршневого пальца в точке А , тшк - на оси кривошипа в точке В . Значения этих масс находят по формулам: тшп  ( Lшк / Lш )mш ; тшк  ( Lшп / Lш )mш где Lш - длина шатуна; Lшк - расстояние от центра кривошипной головки до центра тяжести шатуна. Для большинства существующих двигателей тшп находится в пределе (0.2  0.3)тш , а тшк в пределе (0.7  0.8)тш . Величина тш может быть определена через конструктивную массу, полученную на основании статистических данных. Приведенная масса всего кривошипа определяется суммой приведенных масс шатунной шейки и щек: тк  тшш  2тщ  / r После приведения масс кривошипный механизм можно представить в виде системы, состоящей из двух сосредоточенных масс, соединенных жесткой невесомой связью (рис.2.41.б). Массы сосредоточенные в точке А и совершающие возвратно-поступательное движение раны т А  тп  тшп . Массы сосредоточенные в точке В и совершающие вращательное движение раны тВ  тк  тшк . Для приближенного определения значения тп , тш и тк можно использовать конструктивные массы. Определение сил инерции. Силы инерции, действующие в КШМ, в соответствии с характером движения приведенных масс, делятся на силы инерции поступательно движущихся масс Р J и центробежные силы инерции вращающихся масс PЦ . Сила инерции от возвратнопоступательно движущихся масс может быть определена 2 по формуле РJ  т А  r    (cos     cos 2 ) (4). Знак минус указывает на то, что сила инерции направлена в сторону противоположную ускорению. Центробежная сила инерции вращающихся масс постоянна по величине и направлена от оси коленчатого вала. Ее величина определяется по формуле РЦ  тВ r 2 (5) Полное представление о нагрузках, действующих в деталях КШМ, может быть получено лишь в результате совокупности действия различных сил, возникающих при работе двигателя. Суммарные силы, действующие в КШМ. Силы, действующие в одноцилиндровом двигателе, показаны на рис.2.41. В КШМ действуют сила давления газов Рг , сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс Р J и центробежная сила PЦ . Силы Рг и Р J приложены к поршню и действуют по его оси. Сложив эти две силы, получим суммарную силу, действующую по оси цилиндра: Р  Рг  РJ (6). Перемещенная сила Р в центр 46 поршневого пальца раскладывается на две составляющие: Рш  Р  (1 / сos ) - сила, направленная по оси шатуна: PN  P  tg - сила, перпендикулярная стенке цилиндра. Сила PN воспринимается боковой поверхностью стенки цилиндра и обусловливает износ поршня и цилиндра. Сила Рш, , приложенная к шатунной шейке, раскладывается на две составляющие: (7) – тангенциальную силу, касательную к Т  Рш,  sin(   ) / cos  окружности радиуса кривошипа; (8) Z  Рш,  cos(   ) / cos  нормальную силу (радиальную), направленную по радиусу кривошипа. По величине Т определяют индикаторный крутящий момент одного цилиндра: М кi  Т  r  Рш,  r  sin(   ) / cos  (9) Нормальная и тангенциальная силы, перенесенные в центр коленчатого вала, образуют равнодействующую силу Рш" , которая параллельна и равна по величине силе Рш' . Сила Рш" нагружает коренные подшипники коленчатого вала. В свою очередь силу Рш" можно разложить на две составляющие: силу P'N, перпендикулярную к оси цилиндра, и силу Р', действующую по оси цилиндра. Силы P'N и PN образуют пару сил, момент которой называется опрокидывающим. Его величина определяется по формуле М опр   РN  H   P  H  tg (10) Данный момент равен индикаторному крутящему моменту и направлен в противоположную ему сторону: М опр  М кi . Крутящий момент передается через трансмиссию ведущим колесам, а опрокидывающий момент воспринимается опорами двигателя. Сила Р' равна силе Р, и аналогично последней ее можно представить как Р '  Рг'  РJ' . Составляющая Р г' уравновешивается силой давления газов, приложенной к головке цилиндра, а Р J' является свободной неуравновешенной силой, передающейся на опоры двигателя. Центробежная сила инерции прикладывается к шатунной шейке кривошипа и направлена в сторону от оси коленчатого вала. Она так же как и сила Р J' является неуравновешенной и передается через коренные подшипники на опоры двигателя. Силы, действующие на шейки коленчатого вала. На шатунную шейку действуют радиальная сила Z, тангенциальная сил а Т и центробежная сила Р Ц от вращающейся массы шатуна. Силы Z и Р Ц направлены по одной прямой, поэтому их равнодействующая Z "  Z  РЦ или Z "  mшк  r   2 (11) Равнодействующая всех сил, действующих на шатунную шейку, рассчитывается по формуле Rш  (Z " ) 2  T 2 (12) Действие силы Rш вызывает износ шатунной шейки. Результирующую силу, приложенную к коренной шейки коленчатого вала, находят графическим способом, как силы, передающиеся от двух cмежных колен. Аналитическое и графическое представление сил и моментов. Аналитическое представление сил и моментов, действующих в КШМ, представлено формулами (4) (12). Нагляднее изменение сил, действующих в КШМ в зависимости от угла поворота коленчатого вала, можно представить в качестве развернутых диаграмм, которые используются для расчета деталей КШМ на прочность, оценки износа трущихся поверхностей деталей, анализа равномерности хода и определения суммарного крутящего момента многоцилиндровых двигателей, а также построения полярных диаграмм нагрузок на шейку вала и его подшипники. 47 В многоцилиндровых двигателях переменные крутящие моменты отдельных цилиндров суммируются по длине коленчатого вала, в результате чего на конце вала действует суммарный крутящий момент. Значения этого момента можно определить графически. Для этого проекцию кривой Т  f ( ) на оси абсцисс разбивают на равные отрезки (число отрезков равняется числу цилиндров). Каждый отрезок делят на несколько равных частей (здесь на 8). Для каждой полученной точки абсциссы определяю алгебраическую сумму ординат двух кривых (над абсциссой значения со знаком «+», ниже абсциссы значения со знаком «-»). Полученные значения откладывают соответственно в координатах М к ,  и полученные точки соединяют кривой (рис.2.43). Эти кривая и является кривой результирующего крутящего момента за один рабочий цикл двигателя. Для определения среднего значения крутящего момента подсчитывается площадь ограниченная кривой крутящего момента и осью ординат (выше оси положительное, ниже – отрицательное: М кi  ( F / L)  м м где L - длина диаграммы по оси абсцисс; м м -масштаб. Так как при определении крутящего момента не учитывались потери внутри двигателя, то, выражая эффективный крутящий момент через индикаторный, получим М К  М кi  М где  М - механический КПД двигателя Порядок работы цилиндров двигателя в зависимости от расположения кривошипов и числа цилиндров. В многоцилиндровом двигателе расположение кривошипов коленчатого пала должно, во-первых, обеспечивать равномерность хода двигателя, и, во-вторых, обеспечить взаимную уравновешенность сил инерции вращающихся масс и возвратнопоступательно движущихся масс. Дли обеспечения равномерности хода необходимо создать условия для чередования в цилиндрах вспышек через равные интервалы угла поворота коленчатого вала. Поэтому для однорядного двигателя угол , соответствующий угловому интервалу между вспышками при четырехтактном цикле рассчитывается по формуле   720 / i , где i — число цилиндров, а при двухтактном по формуле   360 0 / i . На равномерность чередования вспышек в цилиндрах многорядного двигателя, кроме угла между кривошипами коленчатого вала, влияет и угол  между рядами цилиндров. Для удовлетворения требования уравновешенности необходимо, чтобы число цилиндров в одном ряду и соответственно число кривошипов коленчатого вала было четным, причем кривошипы должны быть расположены симметрично относительно середины коленчатого вала. Симметричное относительно середины коленчатого вала расположение кривошипов называется «зеркальным». При выборе формы коленчатого вала, кроме уравновешенности двигателя и равномерности его хода, учитывают также порядок работы цилиндров. На рис.2.44 приведены последовательности работ цилиндров однорядных (а) и V-образных (б) четырехтактных двигателей Оптимальный порядок работы цилиндров, когда очередной рабочий ход происходит в цилиндре, наиболее удаленном от предыдущего, позволяет снизить нагрузки на коренные подшипники коленчатого вала и улучшить охлаждение двигателя. Уравновешивание двигателей Силы и моменты, вызывающие неуравновешенность двигателя. Силы и моменты, действующие в КШМ, непрерывно меняются по величине и направлению. При этом, действуя на опоры двигателя, они вызывают вибрацию рамы и всего автомобиля, в результате чего ослабляются крепежные соединения, нарушаются 48 регулировки узлов и механизмов, затрудняется использование контрольно-измерительными приборами, повышается уровень шума. Данное отрицательное воздействие снижают различными способами, в том числе подбором числа и расположения цилиндров, формы коленчатого вала, а также используя уравновешивающие устройства, начиная от простых противовесов и кончая сложными уравновешивающими механизмами. Действия, направленные на устранение причин вибраций, т. е. неуравновешенности двигателя, называются уравновешиванием двигателя. Уравновешивание двигателя сводится к созданию такой системы, в которой равнодействующие силы и их моменты постоянны по величине или равны нулю. Двигатель считается полностью уравновешенным, если при установившемся режиме работы силы и моменты, действующие на его опоры, постоянны по величине и направлению. У всех поршневых ДВС возникает реактивный момент, противоположный крутящему моменту, который называется опрокидывающим. Поэтому абсолютной уравновешенности поршневого ДВС достигнуть невозможно. Однако в зависимости от того, в какой степени устраняются причины, вызывающие неуравновешенность двигателя, различают двигатели полностью уравновешенные, частично уравновешенные и неуравновешенные. Уравновешенными считаются такие двигатели, в которых уравновешены все силы и моменты. Условия уравновешенности двигателя с любым числом цилиндров: а) результирующие силы первого порядка поступательно движущихся масс и их моменты равны нулю; б) результирующие силы инерции второго порядка поступательно движущихся масс и их моменты равны нулю; в) результирующие центробежные силы инерции вращающихся масс и их моменты равны нулю. Таким образом, решение уравновешивания двигателя сводится к уравновешиванию лишь наиболее значительных сил и их моментов. Способы уравновешивания. Силы инерции первого и второю порядков и их моменты уравновешиваются подбором оптимального числа цилиндров, их расположения и выбором соответствующей схемы коленчатого вала. Если этого недостаточно, то силы инерции уравновешивают противовесами, расположенными на дополнительных валах, имеющих механическую связь с коленчатым валом. Это приводит к значительному усложнению конструкции двигателя и поэтому используется редко. Центробежные силы инерции вращающихся масс можно уравновесить в двигателе с любым числом цилиндров установкой противовесов на коленчатом валу. Предусмотренная конструкторами двигателя уравновешенность может быть сведена к нулю, если не будут выполняться следующие требования к производству деталей двигателя, сборке и регулировке его узлов: равенство масс поршневых групп; равенство масс и одинаковое расположение центров тяжести шатунов; статическая и динамическая сбалансированность коленчатого вала. При эксплуатации двигателя необходимо, чтобы идентичные рабочие процессы во всех его цилиндрах протекали одинаково. А это зависит от состава смеси, углов опережения зажигания или впрыска топлива, наполнения цилиндров, теплового режима, равномерности распределения смеси по цилиндрам и т. д. Балансировка коленчатого вала. Коленчатый вал, как и маховик, являясь массивной подвижной частью кривошипно-шатунного механизма, должен вращаться равномерно, без биений. Для этого выполняют его балансировку, которая заключается в выявлении неуравновешенности вала относительно оси вращения и подборе и креплении уравновешивающих грузов. Балансировка вращающихся деталей подразделяется на статическую и динамическую. Тела считаются уравновешены статически, если центр масс тела лежит на оси вращения. Статической балансировке подвергают вращающиеся детали дисковой формы, диаметр которых больше толщины. Динамическая балансировка обеспечивается при соблюдении условия статической балансировки и выполнении второго условия — сумма моментов центробежных сил вращающихся масс относительно любой точки оси вала должна равняться нулю. При выполнении этих двух условий ось вращения совпадает с одной из главных осей инерции тела. Динамическая балансировка осуществляется при вращении вала на 49 специальных балансировочных станках. Динамическая балансировка обеспечивает большую точность, чем статическая. Поэтому коленчатые валы, к которым предъявляются повышенные требования относительно уравновешенности, подвергаются динамической балансировке. Динамическую балансировку выполняют на специальных балансировочных станках. Балансировочные станки оборудованы специальной измерительной аппаратурой — устройством, которое определяет нужное положение уравновешивающего груза. Массу груза определяют последовательными пробами, ориентируясь на показания приборов. Во время работы двигателя на каждый кривошип коленчатого вала действуют непрерывно и периодически изменяющиеся тангенциальные и нормальные силы, вызывающие в упругой системе узла коленвала переменные деформации кручения и изгиба. Относительные угловые колебания сосредоточенных на валу масс, вызывающие закручивание отдельных участков вала, называются крутильными колебаниями. При известных условиях знакопеременные напряжения, вызываемые крутильными и изгибными колебаниями, могут привести к усталостной поломке вала. Крутильные колебания коленчатых валов сопровождаются также потерей мощности двигателя и отрицательно влияют на работу связанных с ним механизмов. Поэтому при проектировании двигателей, как правило, выполняется расчет коленчатых валов на крутильные колебания и при необходимости изменяют конструкцию и размеры элементов коленчатого вала так чтобы увеличить его жесткость и уменьшить моменты инерции. Если же указанные изменения не дают желаемого результата, могут быть применены специальные гасители крутильных коле6аний — демпферы. Их работа основывается на двух принципах: энергия колебаний не поглощается, а гасится за счет динамического воздействия в противофазе; энергия колебаний поглощается. На первом принципе основаны маятниковые гасители крутильных колебаний, которые выполняются и виде противовесов и соединяются с бандажами, установленными на щеках первого колена с помощью штифтов. Маятниковый гаситель не поглощает энергию колебаний, а лишь аккумулирует ее во время закручивания вала и отдает запасенную энергию при его раскручивании до нейтрального положения. Гасители крутильных колебаний, работающие с поглощением энергии, выполняют свои функции в основном за счет использования силы трения и делятся на следующие группы: гасители сухого трения; гасители жидкостного трения; гасители молекулярного (внутреннего) трения. Данные гасители обычно представляют собой свободную массу, соединенную с системой вала в зоне наибольших крутильных колебаний нежесткой связью. Основы конструкции двигателей Конструкция кривошипно-шатунного механизма. Одной из основных составляющих двигателя внутреннего сгорания является кривошипно-шатунный механизм. В состав кривошипно-шатунного механизма входят: блок цилиндров, картер, головка блока цилиндров, поддон картера, поршни с кольцами и пальцами, шатуны, коленчатый вал, маховик. Блок цилиндров, картер, головка блока цилиндров, поддон картера, детали крепления и уплотнения газовых и жидкостных стыков образуют корпус двигателя и относятся к неподвижным узлам КШМ. Блок цилиндров (рис.2.49) у V-образных двигателей представляет собой прочную, массивную и достаточно сложную отливку. Блок цилиндров объединяет все цилиндры, а также шатунно-поршневую систему. Здесь происходит вращение коленчатого вала. По внутренней системе блоков проходят масляные каналы системы смазки двигателя, и циркулирует жидкость системы охлаждения. Навесное оборудование (большая часть) также крепится на блоке цилиндров. У нижней части блока имеется 50 свое название – картер. Плоскость разъема блока может проходить по оси коленчатого вала или быть смещенной относительно нее вниз. Стальной штампованный поддон, служащий резервуаром для масла, крепится к нижней части блок-картера. По каналам в блоке масло из поддона подается к трущимся деталям двигателя. Блоки цилиндров отливаются из серого чугуна или из алюминиевого сплава. Цилиндры двигателя являются направляющими при возвратно-поступательном движении поршней, кроме того, в цилиндрах двигателя протекают рабочие процессы, сопровождающиеся значительным повышением давления и температуры, которые воспринимаются стенками цилиндра. Все это вызывает усиленный износ рабочей поверхности цилиндра, поэтому материал цилиндров должен обладать высокой прочностью и сопротивляемостью истиранию. Цилиндры изготавливают отдельно от блока 1 в виде вставных гильз или отливают как одно целое со стенками рубашки охлаждения (2) (рис.2.50). Вставные гильзы подразделяются на «сухие» гильзы 5, запрессованные в расточенный блок (рис.2.50.а), и сменные «мокрые» гильзы 6 (рис. 2.50.в), омываемые с наружной стороны охлаждающей жидкостью. Верхняя часть цилиндров сильно нагревается при сгорании рабочей смеси и подвергается окислительному воздействию продуктов сгорания, поэтому в верхнюю часть блока цилиндров или гильз, как правило, запрессовывают короткие вставки 3 — сухие гильзы длиной 40-50 мм. Вставки 3 (рис.2.50.б) производят из легированного чугуна, обладающего высокой износо- и коррозионной стойкостью. При установке мокрой гильзы ее бурт 2 (рис.2.50.в) выступает над плоскостью разъема на 0,02-0,15 мм. Это предназначено для уплотнения гильзы путем прижатия бурта через прокладку 8 между блоком и головкой цилиндра. В нижней части гильза уплотняется двумя резиновыми кольцами 7. Преимущественное применение в двигателях мокрых гильз связано с тем, что они обеспечивают лучший отвод тепла, в результате чего повышаются работоспособность и срок службы деталей цилиндропоршневой группы, снижаются затраты, связанные с ремонтом двигателей. Головка блока цилиндров устанавливается сверху блока цилиндров. В головке блока цилиндров, отливаемой обычно из чугуна или алюминиевого сплава, расположены вихревые камеры сгорания или предкамеры, в которых установлены впускные и выпускные клапаны, свечи зажигания или форсунки. Детали и узлы привода клапанного механизма крепятся на головке блока цилиндров. Основными требованиями к конструкции головки являются высокая прочность и жесткость при механических и термических перегрузках; исключение местных перегревов и коробления при рабочих температурах; рациональное размещение по размерам и форме клапанов, удобство регулировки клапанного механизма, технологичность конструкции и малый расход металла. В большинстве двигателей применяют общие головки для каждого ряда цилиндров. Коренные подшипники коленчатого вала. Работа в тяжелых условиях характеризуется воздействием больших переменных по величине и направлению динамических нагрузок. Высокие скорости вращения коленчатого вала способствуют значительному нагреву подшипникового узла и вызывают механический износ подшипников. В автомобильных двигателях применяют коренные подшипники качения и скольжения. Преимуществами подшипников качения, в большинстве случаев роликовых, являются меньшая чувствительность к недостатку смазочного материала и меньшее сопротивление вращению вала при пуске холодного двигателя. Коренные подшипники скольжения выполняют виде сменных вкладышей, которые устанавливают в соответствующих гнездах картера. К преимуществам подшипников скольжения относятся простота конструкции, незначительная чувствительность к ударным нагрузкам и малое, по сравнению с подшипниками качения, гидродинамическое сопротивление при высоких скоростях вращения коленчатого вала. 51 Детали поршневой группы воспринимают силу давления газов и передают ее шатуну. Эта группа деталей обеспечивает уплотнение рабочей полости цилиндре. К деталям поршневой группы относится поршень с поршневыми кольцами и поршневой палец. Условия работы поршня характеризуются большими механическими и тепловыми нагрузками. Трение поршня о стенки цилиндра вызывает механический износ поршня, а воздействие на его поверхность газов высокой температуры, содержащих агрессивные соединения, — эрозионный и коррозийный износ. Конструкция поршня (рис.2.51) в сочетании с элементами конструкции цилиндра должна обеспечить высокую жесткость при малой массе; надежную герметизацию рабочей полости цилиндра; долговечность; малый расход масла; минимальную тепловосприимчивость днища поршня и хороший отвод теплоты от днища поршня. К основным элементам поршня относятся днище и боковые стенки. Днища поршней могут иметь разнообразную форму. На боковых стенках поршня размещены основные конструктивные элементы поршневой группы. В стенках поршня проточены канавки для поршневых колец и обработаны бобышки для установки поршневого пальца. Боковые стенки поршня должны быть жесткими и прочными при минимально возможной массе поршня. Основные размеры поршня обусловлены конструктивными соображениями. Поршневой палец относится к числу наиболее нагруженных деталей кривошипно-шатунного механизма. Он подвергается действию сил давления газов и сил инерции, а также нагревается теплотой, передающейся от поршня и выделяющейся при трении пальца во втулке шатуна и в бобышках поршня, Поршневой, палец представляет собой гладкий цилиндрический стержень. Для снижения массы он выполняется пустотелым. Поршневые кольца (рис.2.51) обеспечивают герметичность рабочей полости цилиндра, отвод теплоты от головки поршня и предотвращают перекачку масла из картера в камеру сгорания. Поршневые кольца современных двигателей работают в тяжелых условиях, характеризующихся воздействием высокого давления и температуры газов, сил инерции и трения. По назначению поршневые кольца делятся на компрессионные и маслосъемные. Основное назначение компрессионных колец заключается в уплотнении рабочей полости цилиндра. Маслосъемные кольца предназначены для снятия излишнего масла с поверхности цилиндра и предотвращения его проникновения в камеру сгорания. Для всех форм колец характерна малая опорная поверхность, что обеспечивает достаточно высокое давление кольца на стенку цилиндра, необходимое для эффективного удаления смазочного материала. Для изготовления поршней применяют литейные и деформируемые алюминиевые сплавы типа АЛ и АК . Для изготовления чугунных поршней используют серые и ковкие чугуны. Поршневые пальцы форсированных двигателей изготовляют из легированных, пригодных для цементации, сталей 20Х, 12ХНЗА, 18Х2Н4МА (ГОСТ 4543—71*). Детали шатунной группы и коленчатого вала. Детали шатунной группы соединяют поршни, совершающие возвратно-поступательное движение, с вращающимся коленчатым валом. К деталям шатунной группы относятся шатун, крышки кривошипной головки с деталями крепления и шатунные подшипники. Шатун передает усилия от поршня на коленчатый вал. При осуществлении рабочего цикла шатун подвергается воздействию сил давления газов и инерционных сил, изменяющихся по величине и направлению. К конструкции шатуна предъявляют следующие требования: высокие прочность и жесткость; 52 простота конструкции; возможность прохода кривошипной головки через цилиндр при сборке двигателя. Шатун (рис.2.52) имеет поршневую и кривошипную головки и стержень. Поршневая головка шатуна, как правило, выполняется неразъемной. Конструкция поршневой головки зависит от размера и способа установки поршневого пальца. Стержень шатуна изготовляют двутаврового сечения с полками, перпендикулярными к плоскости качания шатуна. Такой стержень хорошо штампуется и имеет большую жесткость при относительно малой массе. Шатуны карбюраторных двигателей изготовляют из углеродистых легированных сталей марок 40 и 45 или 4 0 Х Н . Шатуны форсированных дизелей выполняют из сталей 45 40Х, а в отдельных конструкциях — из легированных сталей 18Х2Н4МА. Кривошипная головка шатуна обычно изготовляется разъемной. Разъем кривошипной головки расположен в плоскости, перпендикулярной оси стержня, или под углом 30, 45 или 60° к оси стержня. Шатунные подшипники современных автомобильных двигателей выполнены в виде вкладышей, конструкция и материалы которых аналогичны коренным подшипникам коленчатого вала. Шатунные болты обеспечивают соединение крышки кривошипной головки с шатуном и изготовляют из хромистых сталей (38ХА), обладающих высокими механическими свойствами. В группу деталей коленчатого вала входит коленчатый вал, противовесы, маховик, распределительная шестерня, шкив привода вспомогательных механизмов, узел осевой фиксации и детали маслоуплотняющих устройств. Коленчатый вал воспринимает совершаемую в цилиндрах работу газов, передает ее в виде крутящего момента на трансмиссию и приводит в действие различные механизмы и агрегаты двигателя. Условия работы вала отличаются значительными знакопеременными механическими нагрузками, большими силами трения в опорах и высокой скоростью вращения. Сложные условия нагружения и необходимость равномерного изменения крутящего момента и равномерности хода двигателя определяют основные требования к конструкции коленчатых валов, которые должны обеспечить равномерное изменение крутящего момента, хорошую уравновешенность, высокую изгибную и крутильную жесткость, усталостную прочность, износостойкость трущихся поверхностей, умеренные напряжения от крутильных колебаний. Основными элементами коленчатого вала (рис.2.53) являются коренные и шатунные шейки, щеки, устройства для отбора мощности и фиксации коленчатого вала, а также уплотнения. Коренные и шатунные шейки вместе со щеками образуют кривошипы коленчатого вала. Коленчатый вал обычно изготовляют в виде цельной штампованной детали из углеродистой или легированной стали. В зависимости от числа опор различают полноопорные и неполноопорные валы. В первых коренные шейки выполняют после каждого цилиндра или отсека цилиндров. Коренные шейки, как правило, имеют одинаковый диаметр. Маховик служит для облегчения пуска двигателя и более равномерного вращения коленчатого вала многоцилиндрового двигателя при его работе в режиме холостого хода для обеспечения вывода поршней из мертвых точек, снижения кратковременных перегрузок при трогании автомобиля с места и передачи крутящего момента агрегатам трансмиссии на всех режимах работы двигателя. Маховик изготавливают из чугуна и динамически балансируют в сборе с коленчатым валом. 53 Механизм газораспределения. предназначен для обеспечения своевременного действия впускных и выпускных органов двигателя, для максимально возможного наполнения цилиндров свежим зарядом (в дизеле — воздухом, в карбюраторном двигателе — горючей смесью) и наилучшей очистки цилиндров от отработавших газов. Различают клапанные и золотниковые механизмы газораспределения. В ДВС широкое распространение получили клапанные механизмы газораспределения, которые отличаются простотой конструкции и высокой надежностью в работе. Основными элементами клапанного механизма являются впускные и выпускные клапаны и распределительный вал. В зависимости от размещения клапанов различают механизмы с нижним и верхним расположением клапанов. По месту размещения распределительного вала механизмы газораспределения разделяются на механизмы с верхним и нижним расположением распределительных валов. При нижнем расположении клапана конструкция механизма упрощается, распределительный вал располагается в картере вблизи коленчатого вала, высота головки цилиндров и двигателя в целом уменьшается. Однако при нижнем расположении клапанов невозможно получить высокую степень сжатия. При верхнем расположении клапаны размещены в головке цилиндра над поршнем параллельно оси цилиндра или под углом к ней. Камера сгорания в этом случае компактна, а степень сжатия высокая. Число клапанов в цилиндре зависит главным образом от размера цилиндра. В двигателях с диаметром цилиндра менее 120 мм предусмотрено два клапана. При диаметрах 140 мм и выше для увеличения проходных сечений и уменьшения массы клапанов, их число возрастает до четырех. Детали механизма газораспределения. К деталям механизма газораспределения относятся клапаны с седлами и направляющими втулками, пружины с деталями крепления, коромысла, траверсы, рычаги, штанги, толкатели, распределительные валы, шестерни, цепи, натяжные механизмы и т. д. Клапаны механизма газораспределения работают в наиболее тяжелых условиях. Головки клапанов, образующие часть внутренней поверхности камеры сгорания, подвергаются значительным механическим и тепловым нагрузкам. Поэтому для изготовления выпускных клапанов применяются жаростойкие стали. Впускные клапаны, омываемые в процессе впуска воздухом или горючей смесью, нагреваются меньше, их температура обычно не превышает 573—673 К. Для изготовления впускных клапанов используют хромистые стали. Пружины клапанов предназначены для удержания клапанов в закрытом состоянии после прекращения воздействия кулачков распределительного вала или других деталей привода. Пружины клапанов работают при резко меняющихся динамических нагрузках. Этим определяется выбор материала, качество обработки и конструкция пружин. Для их изготовления используют высококачественную проволоку из сталей 65Г, 50ХГА. Для предохранения от коррозии поверхность пружин подвергают лужению, оцинковыванию или кадмированию, а для повышения усталостной прочности пружины подвергаются дробеструйной обработке. Направляющая втулка клапана запрессована в головку блока цилиндров или в блок цилиндров и предохраняет их от износа при возвратно-поступательном движении клапана. Движение клапана во втулке происходит в условиях недостаточного смазывания и повышенных температур. Через втулку осуществляется также отвод теплоты от клапана. Поэтому материал втулки должен быть износостойким и теплопроводным. Для изготовления втулок используют перлитовый чугун, бронзу и порошковые материалы. Седла клапанов предназначены для повышения износостойкости опорной поверхности гнезда клапана. При работе двигателя седла находятся под воздействием горячих газов и подвергаются ударным нагрузкам при периодическом действии клапанов. Через седла осуществляется основной отвод теплоты от головки клапана. Поэтому материалы седла должны обладать высокими теплопроводностью, износостойкостью и твердостью. Для изготовления седел используют специальный чугун, легированные стали, а в некоторых случаях порошковые материалы. Коромысло представляет собой двуплечий рычаг, на один конец которого воздействует ведущая деталь, обычно штанга, а на другой конец — стержень клапана. Надежная работа 54 механизма газораспределения может быть обеспечена только при коромыслах, которые имеют возможно минимальные моменты инерции, высокую прочность и достаточную жесткость. Штанга представляет собой стержень или тонкостенную трубку, с помощью которой осуществляется передача движения от толкателя к коромыслу или рычагу. Основными требованиями к штанге являются устойчивость по отношению к продольному изгибу, износостойкость рабочих поверхностей и малая масса. Толкатель служит для передачи усилия на штангу (при верхних клапанах) или непосредственно клапану. При передаче усилия на штангу толкатель разгружает ее от воздействия боковых сил набегающего кулачка распределительного валя. Толкатели подвергаются действию переменных нагрузок, имеющих динамический характер. В соответствии с условиями работы толкатель должен иметь износостойкие рабочие поверхности и обладать возможно малой массой. Для уменьшения массы толкатели выполняют пустотелыми. В зависимости от формы головки толкатели делятся на плоские, сферические и роликовые. Распределительный вал осуществляет передачу движения от коленчатого вала к клапанам непосредственно или через детали привода (толкатель, штангу, коромысло). В процессе работы распределительные валы подвергаются изгибу и скручиванию; на кулачки вала действуют контактные нагрузки, способствующие износу рабочих поверхностей кулачков. Лекция 16. Система охлаждения представляет собой совокупность агрегатов, устройств и механизмов, обеспечивающих поддержание температуры деталей двигателя, соприкасающихся с горячими газами, в допустимых пределах. В ДВС находят применение системы воздушного и жидкостного охлаждения. В системе воздушного охлаждения теплота от стенок цилиндра и головок передается воздуху, обдувающему двигатель, и рассеивается в атмосфере. В системе жидкостного охлаждения теплота, отводимая от двигателя, передается жидкости, прокачиваемой через двигатель, затем от жидкости воздуху; после этого теплота рассеивается в окружающей среде. Обе системы охлаждения способны обеспечить нормальное тепловое состояние двигателя. Так как системы имеют различные свойства, при выборе того или другого типа системы необходимо учитывать назначение двигателя, условия эксплуатации и т. п. Основным преимуществом воздушной системы охлаждения является отсутствие жидкостной системы, водяной рубашки, водяного насоса и радиатора. Таким образом, объемно-массовые показатели системы воздушного охлаждения меньше, а эксплуатационная надежность выше. Двигатели воздушного охлаждения быстрее прогреваются после пуска, что приводит к снижению износа цилиндров и поршневых колец. Однако воздушная система охлаждения уступает жидкостной. Преимуществами жидкостной системы являются более равномерное охлаждение цилиндров, легкий пуск двигателя вследствие меньших зазоров между поршнем и цилиндром, а также возможность выполнения блочной конструкции цилиндров, способствующей повышению жесткости двигателя. Система жидкостного охлаждения находит широкое применение для форсированных карбюраторных двигателей и дизелей. Жидкостная система охлаждения имеет следующие основные элементы: рубашка охлаждения двигателя, центробежный насос, трубопроводы, радиатор, вентилятор, расширительный бачок, термостат и датчик с указателем температуры охлаждающей жидкости (рис.2.56). Для обеспечения принудительной циркуляции охлаждающей жидкости в системе охлаждения на входе в рубашку охлаждения двигателя установлен одноступенчатый насос центробежного типа. Центробежные насосы имеют простую 55 конструкцию, компактны; они способны свободно пропускать охлаждающую жидкость при неработающем двигателе, что создает термосифонную циркуляцию жидкости после остановки прогретого двигателя и исключает опасность местных перегревов. Привод водяного насоса автомобильных двигателей обеспечивают с помощью шкивов и клиновых ремней. Радиатор предназначен для рассеивания (отвода) теплоты, отдаваемой от двигателя охлаждающей жидкостью, и представляет собой теплообменный аппарат с перекрестным током теплоносителей. Главными элементами радиатора являются коллекторы для охлаждающей жидкости и расположенная между ними охлаждающая решетка. В системах охлаждения двигателей преимущественное распространение получили радиаторы с трубчато-пластинчатыми и трубчато-ленточными охлаждающими решетками. Воздушные тракты жидкостной системы охлаждения двигателей обеспечивают необходимую теплоотдачу от радиатора и рассеивание полученной теплоты в окружающей среде. К основным элементам воздушной системы относятся воздуховоды, подводящие воздух к радиатору и отводящие нагретый воздух в атмосферу, а также воздушные каналы в радиаторе, различные устройства для регулирования количества воздуха, проходящего по системе, и вентилятор, создающий непрерывный воздушный поток В жидкостных системах охлаждения двигателей применяются исключительно осевые вентиляторы с 4—6 лопастями. Вентиляторы такого типа имеют небольшие размеры в осевом направлении и легко размещаются между радиатором и двигателем. Расчет системы охлаждения. Исходная величина для расчета элементов системы охлаждения – количество теплоты ( Дж / с) , которое необходимо отвести от двигателя в ' ' охлаждающую среду. Qж  qж  N eN  QТ  qж где q ж - удельное количество  GТ  H H  qж / 3600 теплоты ( Дж / кВт  с ); N eN - эффективная мощность ( кВт ); GТ - количество теплоты, введенной в ' ' цилиндры ( Дж / с ); q ж - коэффициент относительного отвода теплоты, q ж  0.32 ; GТ - часовой расход топлива ( кг / ч ); H H - низшая теплота сгорания топлива ( Дж / кг ). На основании статистических данных для различных типов двигателей удельное количество теплоты составляет: qж  800  1200 Дж / кВт  с - для карбюраторных; qж  630  1000 Дж / кВт  с - для дизелей. Для ориентировочных расчетов четырехтактных двигателей количество теплоты может быть подсчитано по эмпирической формуле в зависимости от параметров двигателя где C  0.41  0.47 - коэффициент пропорциональности; i - число Qж  С  i  D (1 2m)  n m   1 цилиндров; D - диаметр цилиндра ( cм ); п - частота вращения коленчатого вала ( об / мин );  коэффициент избытка воздуха; т  0.6  0.7 - показатель степени. Расчет системы охлаждения сводится к расчету основных параметров радиатора, к которым относятся: поверхность охлаждения радиатора F p , омываемая воздухом; фронтальная поверхность радиатора Fфp ; глубина радиатора – расстояние между передней и задней стенками его решетки по ходу воздуха l . 1. Количество жидкости ( кг / с ), циркулирующей в системе охлаждения в единицу времени Gж  Qж /(cж  Tж ) где c ж - теплоемкость циркулирующей жидкости: сж  4.178 Дж /( кг  К ) - для воды; сж  2.093 Дж /( кг  К ) - для этиленгликолиевых смесей; Т ж  5  10К - перепад температур охлаждающей жидкости в радиаторе, т.е. Т ж  Т ж.вх  Т ж.вых ; 2. Поверхность охлаждающего радиатора ( м 2 ) Fp  Gж /[ k  (Tж.ср  Tв.ср )] где k - полный коэффициент теплопередачи, который зависит от многих факторов: конструкции радиатора (трубок, ребер, качества пайки), скорости жидкости и воздуха. Однако его можно принять: k  140  180 Вт / м 2  град - для карбюраторных; k  80  100 Вт / м 2  град - для дизелей; 56 Т ж.ср  (Т ж.вх  Т ж.вых ) / 2  353  368К - средняя температура жидкости в радиаторе; Т в.ср  (Т в.вх  Т в.вых ) / 2  323  328К - средняя температура воздуха, проходящего через радиатор. Для существующих конструкций систем жидкостного охлаждения удельная поверхность охлаждения радиатора f p  Fp / N eN составляет: f p  0.136  0.313м 2 / кВт - для легковых автомобилей; f p  0.204  0.408 м 2 / кВт - для грузовых автомобилей. Удельная емкость системы охлаждения составляет: vж  0.613  0.354 л / кВт - для легковых автомобилей; vж  0.272  0.816 л / кВт - для грузовых автомобилей. 3. Расход воздуха через радиатор, при этом принимаем, что количество теплоты отводимой от двигателя и передаваемой через охлаждающую жидкость равными. Gв  Qв /(  в  cв  Tв ) где св  1000 Дж /( кг  К ) - теплоемкость воздуха; Т в  20  30К - перепад температур воздуха в радиаторе, т.е. Т в  Т в.вх  Т в.вых при этом Т в.вх  313К ;  в - плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе, которая определяется по формуле  в   0  10 6 /( RB  Т в.ср ) ;  0 - атмосферное давление МПа ; RB  287 Дж /( кг  К ) - удельная газовая постоянная для воздуха; Т в.ср  323  328К - средняя температура воздуха, проходящего через радиатор. 4. Фронтальная поверхность решетки радиатора, выполненная в виде квадрата с целью получения коэффициента обдува равным единицы определяется по формуле Fфр  Gв / Vв где Vв  6  24 м / с - скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения машины. 5. Глубину радиатора определяют по найденным значениям поверхности охлаждения радиатора и фронтальной поверхности решетки радиатора l р  Fр / Fфр   где   600  900 м 2 / м 2 коэффициент компактности радиатора. Система смазки двигателя. Подвод к трущимся деталям достаточного количества масла необходим для уменьшения трения за счет создания масляной пленки между сопряженными деталями, для охлаждения их поверхности, удаления частиц металла, образующихся вследствие износа, и защиты деталей от коррозии. К смазочной системе предъявляют следующие требования: надежная бесперебойная подача масла к трущимся деталям в количестве, достаточном для отвода теплоты, выделяющейся в результате трения; постоянная очистка масла от продуктов износа, механических примесей и продуктов разложения масла; поддержание в заданных пределах температуры масла, поступающего в двигатель; возможность быстрого прогрева масла после пуска холодного двигателя; простота и удобство эксплуатации при минимальных затратах па обслуживание. Наиболее нагруженные сопряжения в ДВС — коренные и шатунные подшипники коленчатого и распределительного валов. Поэтому способ подвода масла к ним лежит в основе классификации смазочных систем. По данному признаку смазочные системы подразделяют на три вида: принудительные, разбрызгиванием и комбинированные. Комбинированная смазочная система применяется в двигателях большинства автомобилей, при которой наиболее нагруженные детали смазываются под давлением, а остальные — разбрызгиванием. Смазочная система двигателя включает: масляный шестеренный насос, фильтр (маслоочиститель), маслозаливную горловину с пробкой, стержень для измерения уровня масла, поддон картера двигателя, датчик и указатель давления (температуры) масла или контрольную лампу давления и систему вентиляции картера. ния. 57 Масляные насосы применяются для подачи под давлением масла в смазочной системе. В автомобильных двигателях наибольшее распространение получили шестеренные насосы. Насосы такого типа обеспечивают возможность создания равномерного потока масла с заданным давлением и расходом, имеют небольшие размеры и массу, просты в изготовлении и надежны в работе. В смазочных системах с мокрым картером шестеренные насосы выполняются с одной парой зубчатых ко лес— односекционными. Основу масляного насоса (рис.2.58) составляют два цилиндрических зубчатых колеса, находящихся в постоянном зацеплении и вращающихся в разные стороны. Ведущая и ведомая шестерни размещены в корпусе с минимальными торцовыми и радиальными зазорами. Ведомая шестерня свободно сидит на оси. При работе насоса масло, поступая в корпус, заполняет полость разрежения А . При вращении шестерен масло в полости А заполняет объем впадин, которые освобождаются выходящими из зацепления зубьями, и переносится в полость Б , где зубья входят в зацепление и нагнетания вытесняют масло из впадин. Путь масла показан на схеме стрелками. Масляные фильтры (маслоочистители) применяются для очистки масла от продуктов износа и других механических примесей и представляет собой фильтр, через который проходит все масло, подаваемое насосом. Такие фильтры называ.тся полнопоточными. В автомобильных двигателях применяют фильтры грубой и тонкой очистки с фильтрующими элементами различной конструкции и центробежные фильтры (центрифуги). На рис.2.59 представлен полнопоточный фильтр грубой и тонкой очистки масла. Фильтр состоит из корпуса 5, сменного картонного фильтрующего элемента 6, крышки 9, резиновых уплотнительных колец 2 и 7, перепускного клапана 8, центрального стяжного болта 3, спускной пробки 1. На фильтре двигателя ГАЗ-24 установлены два преобразователя давления масла в системе и лампы аварийного падения давления масла. Фильтры тонкой очистки обеспечивают очистку масла от механических частиц размером до 0,001 мм. В зависимости от материала фильтрующего элемента они делятся на бумажные, картонные и фильтры с поглощающими массами. Наряду с фильтрами тонкой очистим контактного типа широкое распространение получили центробежные фильтры (центрифуги), которые имеют важные преимущества по сравнению с контактными фильтрами (отсутствие сменных элементов; высокая фильтрующая способность при малом сопротивлении фильтра; небольшие размеры. Следует отметить, что недостатком центрифуг является резкое ухудшение фильтрации масла при понижении его температуры и повышении вязкости, Масляные радиаторы. Для охлаждения масла в двигателях применяют масляные радиаторы. Они могут быть водомасляными и воздушно-масляными. В радиаторах первого 58 типа трубки с нагретым маслом омываются охлаждающей жидкостью. В радиаторах второго типа масляные трубки обдуваются потоком воздуха, создаваемым вентилятором. Воздушно-масляные радиаторы получили наибольшее распространение, так как они надежны в эксплуатации, интенсивно охлаждают масло и удобно компонуются с водяным радиатором. Вентиляция картера. При работе двигателя отработавшие газы через неплотности поршневых колец проникают в картер, создают избыточное давление и опасность выбрасывания масла из картера через уплотнения. Вентиляция картера предназначена для удаления картерных газов. Отсос картерных газов уменьшает старение масла, а также, создавая разрежение в поддоне, предотвращает возможность утечки масла через уплотнения. На автомобильных двигателях применяют открытые и закрытые системы вентиляции картеров. Открытая вентиляция (рис.2.60) картерных газов осуществляется через сапун, который представляет собой стакан, установленный на блоке цилиндров двигателя. Для предотвращения выброса масла из картера и попадания в него пыли и других механических частиц, находящихся в воздухе, в стакане имеются перегородки и воздушные фильтры. Недостатком открытой вентиляции является ее низкая интенсивность и возможность попадания отработавших газов в кабину или кузов при работе двигателя на стоянке. Другой недостаток состоит в том, что всасывающий тракт, включая карбюратор, загрязняется отложениями картерных газов, что нарушает работу карбюратора. При закрытой системе вентиляции интенсивность отсоса картерных газов значительно повышается, а в поддоне создается разрежение, надежно предотвращающее утечку масла через уплотнения. Расчет системы смазки сводится к расчету масляного насоса, который заключается в определении размеров его шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла в системе. Циркуляционный расход V Ц масла зависит от количества отводимой им от двигателя теплоты QМ . В соответствии с данными теплового баланса величина QМ (кДж/с) для современных автомобильных двигателей составляет 1,5-3,0% от общего количества теплоты Q0 , введенной в двигатель с топливом: QМ  (0.015  0.03)  Q0 . Количество теплоты, выделяемой топливом в течение 1 с: Q0  Н Н  GТ / 3600 . Циркуляционный расход масла (м3/с) при заданной величине QМ будет равен VЦ  QМ /  М  cМ  TМ где  М  900кг / м 3 — плотность масла; сМ  2.094кДж / кг  К - средняя теплоемкость масла; Т М  10  15К - температура нагрева масла в двигателе. Для стабилизации давления масла в системе двигателя циркуляционный расход масла обычно увеличивают в 2 раза. В связи с утечкой масла через торцовые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его определяют с учетом объемного коэффициента подачи  Н , который изменяется в пределах 0,6+0,8 по формуле: V p  2QМ  Н /  М  cМ  TМ . При расчете насоса принимают, что объем зуба шестерни (м3) равен объему впадины между зубьями: V    D0  h  b . где D0  Z  m — диаметр начальной окружности шестерни; h  2  m — высота зуба; b — длина зуба; m - модуль заципления, который принимается 3  6 мм ; Z  6  12 - число зубьев шестерни. Расчетная производительность насоса V р  2  Z  т 2  b  п Ш / 60 , 59 где nш — частота вращения шестерни, мин 1 . Окружная скорость вращения шестерни на внешнем диаметре не должна превышать 8-10 м/с. При больших значениях скорости коэффициент подачи насоса значительно уменьшается. Задавшись значениями m , z и окружной скорость вращения шестерни, определяют длину зуба (м): b  60  QМ  Н /  М  cМ  TМ    Z  m 2  n Ш Мощность (кВт), затрачиваемая на привод масляного насоса: N H  V p  p /( мн 10 3 ) , где р — рабочее давление масла в системе (в карбюраторных двигателях р  0.3  0.5МПа ; в дизелях р  0.3  0.7МПа );  мн  0.85  0.9 - механический КПД масляного насоса. Лекция 17. Система питания двигателя обеспечивает хранение и транспортировку топлива, очистку топлива и подачу его из баков к карбюратору или топливному насосу высокого давления, дозирование и подачу топлива или топливовоздушной смеси в цилиндры двигателя в соответствии с нагрузкой и порядком работы цилиндров, снабжение двигателя очищенным от пыли воздухом и отвод в атмосферу отработавших газов. Основными требованиями к системе питания являются обеспечение длительной работы двигателя без дозаправки и без изменения начальных регулировок и заметных износов; простота конструкции, удобство обслуживания и ремонта. Системы питания автомобильных карбюраторных двигателей и дизелей имеют много общих агрегатов и узлов. Однако в конструкциях этих систем имеются принципиальные различия. Приготовление и подача к цилиндрам карбюраторного двигателя горючей смеси, регулирование ее количества и состава осуществляется системой питания, работа которой оказывает большое влияние на все основные показатели двигателя (мощность, экономичность, токсичность отработавших газов и т. п.). Принципиальная схема системы питания карбюраторных двигателей представлена на рис.2.61. Принцип работы системы питания заключается в следующем. Топливный насос 1 начинает работать при вращении коленчатого вала двигателя. Насос засасывает через сетчатый фильтр 12 топливо из бака 11 и по топливопроводу 13 нагнетает его в поплавковую камеру 2 карбюратора. Топливо вытекает при движении поршня вниз под действием разрежения из распылителя 4 поплавковой камеры, а через воздухоочиститель 3 засасывается очищенный воздух. В смесительной камере 5 струя воздуха распыляет топливо и, смешиваясь с ним, образует горючую смесь, которая по трубопроводу через открывающийся впускной клапан 7 поступает в цилиндр 9 (такт впуска). В цилиндре горючая смесь сжимается (такт сжатия) и сгорает (рабочий ход). Через открывающийся выпускной клапан 8 и трубопровод 6, глушитель шума 10 продукты сгорания поступают в атмосферу. Основными элементами системы питания являются: топливный бак, датчик и указатель количества топлива, топливопроводы, фильтры очистки топлива, топливный насос, воздухоочиститель, система выпуска отработанных газов. Топливный бак служит для хранения запаса топлива и изготовляется из освинцованного стального листа. Заливная горловина бака герметично закрывается крышкой, отвод пара и топлива и поддержание нормального давления осуществляется при помощи вентиляционной трубки, выведенной в люк заливной горловины, или отверстия в крышке горловины. Фланец с реостатным датчиком указателя уровня топлива в сборе с топливозаборной трубкой, имеющей на конце сетчатый фильтр, укреплен на верхней стенке бака. Поплавок реостатного датчика помещен внутри бака. Из бака бензин по топливопроводам поступает к карбюратору. Бензин проходит очистку через специальные фильтры на этапе заливки в бак, через сетку, которая расположена на топливозаборнике внутри бака и через топливный фильтр, расположенный в моторном отсеке. 60 Топливный насос предназначен для подачи топлива из бака в карбюратор под давлением. Наибольшее распространение в карбюраторных двигателях в настоящее время получили диафрагменные бензиновые насосы (рис.2.62). Насос состоит из трех основных частей: корпуса, который состоит из верхней и нижней частей, и крышки, которая образует вмести с верхней частью корпуса отстойник. Между верхней и нижней частями корпуса установлены три диафрагмы, соединенные с верхним концом штока 12. Являясь рабочими, две верхние диафрагмы служат для подачи топлива, а нижняя, предохранительная, не допускает попадания топлива в картер двигателя при разрыве верхних диафрагм. На шток под диафрагмами закрепляется сжатая пружина 11. Шток 12 своим Г-образным хвостовиком устанавливается в прорезь балансира, что позволяет вынимать узел с диафрагмами без разборки рычажного привода. Сетчатый фильтр, впускной и выпускной клапаны с пружинами помещены в верхней части корпуса. Воздухоочиститель очищает воздух, поступающий в карбюратор для приготовления горючей смеси, от механических примесей. Воздухоочиститель со сменным сухим фильтрующим элементом устанавливается на входной патрубок карбюратора. Он имеет корпус 10 (рис.2.63), приемный патрубок 13, фильтрующий элемент 3, крышку 4 и патрубки 9 и 8 соответственно для подвода и отвода картерных газов. К приемному патрубку 13 присоединяется терморегулятор 2 с заборниками 11 теплого воздуха и 1 — холодного. Для автоматического управления термосиловым элементом в терморегуляторе устанавливается заслонка. Трубопроводы. Впускной трубопровод предназначен для подогрева горючей смеси для лучшего испарения топлива. Для этого впускной трубопровод в средней части имеет двойные стенки, между которыми циркулирует жидкость из системы охлаждения двигателя. Для подогрева горючей смеси к корпусу карбюратора крепится специальный блок, через который циркулирует жидкость системы охлаждения. За счет поверхностного контакта блока подогревается стенка зоны дроссельной заслонки первичной камеры карбюратора на выходе эмульсии из системы холостого хода. Система выпуска отработавших газов состоит из выпускного трубопровода, глушителей шума газов (основной и дополнительный) с приемной и выпускной трубами. Выпускной трубопровод обычно отливают из чугуна и крепят к блоку или головке двигателя, соединяя с каналами выпускных клапанов и приемной трубой глушителя. Глушитель служит для уменьшения шума при выходе отработавших газов, гасит пламя и искры (рис.2.64). Отработавшие газы, поступая в глушитель, расширяются, давление на выходе падает, и шум уменьшается. Глушитель состоит из внутренней трубы с отверстиями и кожуха. Полость между трубой и кожухом разделена несколькими перегородками. Вследствие 61 прохождения через отверстия и камеры (камеры расположены в шахматном порядке) внутри глушителей, газы уменьшают свою скорость, а следовательно, уменьшается и шум при выхлопах. Глушитель и трубы крепят на кузове автомобиля с помощью кронштейнов и хомутов с эластичными соединениями. Расчет системы питания автомобильных карбюраторных двигателей сводится к определению основных конструктивных размеров диффузора и жиклера. Действительный секундный расход воздуха ( кг / с ) через диффузор исходя из его размеров определяется уравнением: Gв   д    d д2  2  pд   в / 4 где d д - диаметр диффузора ( м );  д  0.75  0.88 - коэффициент расхода диффузора; pд - разряжение диффузора;  в - плотность воздуха. С другой стороны, расход воздуха через диффузор равен количеству воздуха, поступающему в каждую секунду в цилиндры двигателя при данной частоте вращения. где D, S - диаметр и ход поршня; п - частота вращения; Gв   v  (  D 2 / 4)  S  (n  i / 120)   в  v - коэффициент наполнения; i - число цилиндров в двигателе. Из вышеприведенных уравнений устанавливается взаимосвязь между разряжением в диффузоре и частотой вращения коленчатого вала р  0.5( D / d ) 4   в [ v  S  n  i /   120]2 и определяется диаметр диффузора d  D  (  в / 2  p) 0.25  ( v  S  n  i /   120) 0.5 Диаметр диффузора подбирается таким образом, чтобы при малой частоте вращения и прикрытой дроссельной заслонке получить скорость воздуха не менее 40  50 м / с , а при высокой частоте вращения и полностью открытой дроссельной заслонке — не выше 120  130 м / с . При скорости воздуха меньше 40 м/с возможно ухудшение распыления топлива и, следовательно, увеличение удельного расхода топлива, а при скорости воздуха выше 130 м/с возможно снижение наполнения и мощности двигателя. Расчет жиклеров. Диаметр жиклера должен быть таким, чтобы при данном разряжении в диффузоре обеспечивался необходимый расход топлива. Секундный расход топлива должен быть равен GTC  GT / 3600 где GT - часовой расход топлива. Этим требованиям должна соответствовать и производительность жиклера, которая 2 определяется по формуле GTЖ  (  d Ж где d Ж - диаметр жиклера, м; TЖ / 4)  TЖ  T скорость топлива при истечении из жиклера, м/с;  T - плотность топлива (для бензина рт = 730... 750 кг/м3). Из равенства GTЖ и GTC , определяем диаметр жиклера d Ж  [GT / 900    ТЖ  Т ]0.5 Скорость истечения топлива из жиклера в значительной степени зависит от его формы. Расчет скорости ведется по формуле  ЖТ  [2(р  g  h  Т / T ]0.5 где h  (0.002  0.005) м расстояние между уровнем топлива в поплавковой камере и устьем распылителя. С учетом коэффициента расхода жиклера  ЖГ скорость топлива при истечении из главного жиклера  ЖГ   ЖГ  ТЖ , где  ЖГ  (0.75  0.8) . Тогда диаметр главного жиклера будет равен d ЖГ  [GT / 900     ЖГ  Т ]0.5 Системы питания дизельных двигателей. По конструктивному исполнению основных элементов системы топливоподачи автомобильных дизелей выполняют двух типов: топливные системы разделенного типа и топливные системы неразделенного типа. Наибольшее применение получила система топливоподачи разделенного типа, когда нагнетательная секция топливного насоса высокого давления и форсунка конструктивно выполнены отдельно и соединены нагнетательным топливопроводом. В топливной системе неразделенного типа используют насосы-форсунки, у которых нагнетательная секция насоса высокого давления и форсунка объединены в одном узле Топливоподающая аппаратура любого типа имеет агрегаты и узлы низкого и высокого давления. К агрегатам и узлам низкого давления относятся топливный бак, фильтры грубой и тонкой очистки, топливоподкачивающий насос, трубопроводы низкого давления. К агрегатам и 62 узлам высокого давления относятся насос высокого давления, топливные форсунки и трубопроводы высокого давления. Топливные насосы высокого давления предназначены для дозирования топлива в соответствии с режимом работы двигателя и подачи топлива к форсункам. В автомобильных двигателях наибольшее распространение получили плунжерные. Эти насосы компактны, удобны в эксплуатации, имеют простую конструкцию, обеспечивают точную регулировку подачи топлива. Топливные насосы высокого давления различаются также по методам дозирования топлива. В дизелях изменение цикловой подачи осуществляется отсечкой или дросселированием на впуске. Наиболее широкое применение получили насосы с регулированием подаваемого топлива посредством отсечки топлива за счет плунжера. Топливные форсунки предназначены для введения топлива в цилиндр, распыления его и распределения по камере сгорания. Форсунки дизелей делятся на открытые и закрытые. В открытых форсунках между трубопроводом высокого давления и сопловыми отверстиями распылителя нет запорного клапана или запорной иглы. Поэтому внутренняя полость открытой форсунки постоянно сообщается с полостью цилиндра. Давление впрыскивания в открытых форсунках создается вследствие гидравлического сопротивления сопловых отверстий. В закрытых форсунках сопловые отверстия распылителя закрываются иглой (клапаном), нагруженной пружиной и открывающейся под действием давления топлива. Такие форсунки называют форсунками с гидравлическим управлением. Качество распиливания топлива считается удовлетворительным, если топливо впрыскивается в атмосферу в туманообразном состоянии и равномерно распределяется по поперечному сечению конуса струи На некоторых двигателях применяется топливоподающая система, в которой насосный элемент и форсунка объединены в один общий конструктивный элемент, называемый насосом-форсункой (рис.2.66). Насос-форсунка имеет корпус, в котором установлена гильза с плунжером. Гильза крепится к корпусу посредством накидной гайки совместно с седлом нагнетательного клапана, проставкой и распылителем. Распылитель насоса-форсунки многодырчатый, закрытого типа. Игла распылителя нагружена пружиной. Давление пружины передается на иглу через щеку, установленную в тарелке пружины. Нагнетательный ход плунжер совершает под действием кулачка через промежуточные элементы привода и толкатель. Пружина служит для перемещения плунжера вверх. Регулирование количества подаваемого топлива достигается поворотом плунжера посредством поворотной втулки 3, последняя связана с приводом управления насоса-форсунки. Принцип действия насосного элемента и форсунки не отличается от описанного выше. Расчет элементов топливной системы дизеля сводится к расчету топливного насоса, который заключается в определении диаметра и хода плунжера, и расчету форсунки. Расчет секции топливного насоса заключается в определении диаметра и хода плунжера, которые зависят от цикловой подачи насоса на режиме номинальной мощности дизеля. Цикловую подачу или расход топлива за цикл определяем по формуле VЦ  g e  N e   / 0.12  n  i  T 63 где g e - удельный эффективный расход топлива;  T - плотность топлива. Производительность насоса должна быть больше величины V Ц , чтобы перекрыть потери изза деформации трубопроводов и утечек через неплотности, а также из-за сжатия топлива. Влияние указанных выше факторов на величину цикловой подачи учитывается коэффициентом подачи насоса  Н , представляющим отношение объема цикловой подачи к объему, описанному плунжером на геометрическом активном ходу. Таким образом, теоретическая подача секции топливного насоса будет равна VT  VЦ /  Н Полная производительность секции топливного насоса с учетом перепуска топлива, перегрузки дизеля и обеспечения надежного пуска при низких температурах определяется по формуле VН  К  VТ  (2.5  3.2)  VT где K  2.5  3.2 — коэффициент увеличения цикловой подачи топлива. Это количество топлива должно быть равно объему, соответствующему полному ходу плунжера. Тогда основные размеры насоса определяются из выражений 1/ 3 d пл  [4  VH /(  S пл / d пл )] Отношение S пл / d пл изменяется в пределах 1.0  1.7 . Диаметр плунжера насоса должен бынь не менее 6 мм , так как при меньших диаметрах затрудняется обработка и подгонка плунжера в гильзе. Тогда полный ход плунжера будет равен S пл  (S пл / d пл )  d пл . При выбранном диаметре плунжера его активный ход равен S акт  VT / f пл Расчет форсунки сводится к определению диаметра сопловых отверстий. Объем топлива, впрыскиваемого форсункой за один рабочий ход четырехтактного дизеля (цикловая подача): VЦ  g e  N e  103 / 30  n  i  T . Время истечения топлива t   /(6  n) где  - угол поворота коленчатого вала, град. Продолжительность подачи  задают в зависимости от типа смесеобразования дизеля. При пленочном смесеобразовании   15  250 поворота коленчатого вала, а при объемном, где требуется более высокая скорость впрыска,   10  20 0 . Средняя скорость истечения топлива через сопловые отверстия распылителя определяется по формуле Ф  [(2 / T )  ( pФ  p Ц )]0.5 где p Ц - среднее давление газа в цилиндре в период впрыска, которое равно полусумме давлений в конце сжатия и сгорания (определяются по данным теплового расчета); pФ - среднее давление впрыска. Величина средней скорости истечения топлива изменяется в широких пределах: от 150 до 300 м/с. В дизелях без наддува р Ц  3  6МПа , а в двигателях с наддувом может быть значительно выше. Среднее давление впрыска зависит от величины затяжки пружины форсунки, гидравлического сопротивления сопел, диаметра и скорости движения плунжера и др. Чем выше давление впрыска, тем больше скорость истечения топлива и лучше его распыление. В дизелях автомобильного и тракторного типов должно быть рФ  15  40МПа . Суммарная площадь сопловых отверстий форсунки находится из выражения f c  VЦ /(103  Ф  Ф  t ) где  Ф - коэффициент расхода топлива, равный 0,65.. .0,85. Зная площадь сопловых отверстий можно определить диаметр соплового отверстия форсунки d c  [4  f c /(  m)]0.5 , где m - число сопловых отверстий. При выборе числа и расположения сопловых отверстий исходят из формы камеры сгорания и способа смесеобразования. Одно- и двухдырчатые распылители с диаметром отверстия 0,4...0,6 мм применяют в дизелях с пленочным смесеобразованием, а многодырчатые распылители с диаметром отверстий 0,2 мм и более — в дизелях с объемным смесеобразованием. 64