studhelp.org.ua

ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

 

Часть I

ОСНОВЫ ТЕОРИИ ДВИГАТЕЛЕЙ

 

1. КЛАССИФИКАЦИЯ И ПРИНЦИП РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

 

    1. Общие сведения и классификация

 Поршневым двигателем внутреннего сгорания (ДВС) называют такую тепловую машину, в которой превращение химической энергии топлива в тепловую, а затем в механическую энергию, происходит внутри рабочего цилиндра. Превращение теплоты в работу в таких двигателях связано с реализацией целого комплекса сложных физико-химических, газодинамических и термодинамических процессов, которые определяют различие рабочих циклов и конструктивного исполнения.

Классификация поршневых двигателей внутреннего сгорания приведена на рис. 1.1. Исходным признаком классификации принят род топлива, на котором работает двигатель. Газообразным топливом для ДВС служат природный, сжиженный и генераторный газы. Жидкое топливо представляет собой продукты переработки нефти: бензин, керосин, дизельное топливо и др. Газожидкостные двигатели работают на смеси газообразного и жидкого топлива, причем основным топливом является газообразное, а жидкое используется как запальное в небольшом количестве. Многотопливные двигатели способны длительно работать на разных топливах в диапазоне от сырой нефти до высокооктанового бензина.

Двигатели внутреннего сгорания классифицируют также по следующим признакам:

Рис. 1.1. Классификация двигателей внутреннего сгорания.

Преобразование химической энергии топлива, сжигаемого в цилиндре двигателя, в механическую работу совершается с помощью газообразного тела – продуктов сгорания жидкого или газообразного топлива. Под действием давления газов поршень совершает возвратно-поступательное движение, которое преобразуется во вращательное движение коленчатого вала с помощью кривошипно-шатунного механизма ДВС. Прежде чем рассматривать рабочие процессы, остановимся на основных понятиях и определениях, принятых для двигателей внутреннего сгорания.

За один оборот коленчатого вала поршень дважды будет находиться в крайних положениях, где изменяется направление его движения (рис 1.2). Эти положения поршня принято называть мертвыми точками, так как усилие, приложенное к поршню в этот момент, не может вызвать вращательного движения коленчатого вала. Положение поршня в цилиндре, при котором расстояние его от оси вала двигателя достигает максимума, называется верхней мертвой точкой (ВМТ). Нижней мертвой точкой (НМТ) называют такое положение поршня в цилиндре, при котором расстояние его от оси вала двигателя достигает минимума.

Расстояние по оси цилиндра между мертвыми точками называют ходом поршня. Каждому ходу поршня соответствует поворот коленчатого вала на 180°.

Перемещение поршня в цилиндре вызывает изменение объема надпоршневого пространства. Объем внутренней полости цилиндра при положении поршня в ВМТ называют объемом камеры сгорания Vc.

Объем цилиндра, образуемый поршнем при его перемещении между мертвыми точками, называется рабочим объемом цилиндра Vh.

,

где D – диаметр цилиндра, мм;

S – ход поршня, мм

Объем надпоршневого пространства при положении поршня в НМТ называют полным объемом цилиндра Va.

.

 

Рис 1.2. Схема поршневого двигателя внутреннего сгорания

Рабочий объем двигателя представляет собой произведение рабочего объема цилиндра на число цилиндров.

Отношение полного объема цилиндра Va к объему камеры сгорания Vc называют степенью сжатия

.

При перемещении поршня в цилиндре кроме изменения объема рабочего тела изменяются его давление, температура, теплоемкость, внутренняя энергия. Рабочим циклом называют совокупность последовательных процессов, осуществляемых с целью превращения тепловой энергии топлива в механическую.

Достижение периодичности рабочих циклов обеспечивается с помощью специальных механизмов и систем двигателя.

Рабочий цикл любого поршневого двигателя внутреннего сгорания может быть осуществлен по одной из двух схем, изображенных на рис. 1.3.

По схеме, изображенной на рис. 1.3а, рабочий цикл осуществляется следующим образом. Топливо и воздух в определенных соотношениях перемешиваются вне цилиндра двигателя и образуют горючую смесь. Полученная смесь поступает в цилиндр (впуск), после чего она подвергается сжатию. Сжатие смеси, как будет показано ниже, необходимо для увеличения работы за цикл, так как при этом расширяются температурные пределы, в которых протекает рабочий процесс. Предварительное сжатие создает также лучшие условия для сгорания смеси воздуха с топливом.

Во время впуска и сжатия смеси в цилиндре происходит дополнительное перемешивание топлива с воздухом. Подготовленная горючая смесь воспламеняется в цилиндре при помощи электрической искры. Вследствие быстрого сгорания смеси в цилиндре резко повышается температура и, следовательно, давление, под воздействием которого происходит перемещение поршня от ВМТ к НМТ. В процессе расширения нагретые до высокой температуры газы совершают полезную работу. Давление, а вместе с ним и температура газов в цилиндре при этом понижаются. После расширения следует очистка цилиндра от продуктов сгорания (выпуск), и рабочий цикл повторяется.

а)                                              б)

Рис. 1.3. Схемы рабочего цикла двигателей

В рассмотренной схеме подготовка смеси воздуха с топливом, т. е. процесс смесеобразования, происходит в основном вне цилиндра, и наполнение цилиндра производится готовой горючей смесью, поэтому двигатели, работающие по этой схеме, называются двигателями с внешним смесеобразованием. К числу таких двигателей относятся карбюраторные двигатели, работающие на бензине, газовые двигатели, а также двигатели с впрыском топлива во впускной трубопровод, т. е. двигатели, в которых применяется топливо, легко испаряющееся и хорошо перемешивающееся с воздухом при обычных условиях.

Сжатие смеси в цилиндре у двигателей с внешним смесеобразованием должно быть таким, чтобы давление и температура в конце сжатия не достигали значений, при которых могли бы произойти преждевременная вспышка или слишком быстрое (детонационное) сгорание. В зависимости от применяемого топлива, состава смеси, условий теплопередачи в стенки цилиндра и т. д. давление конца сжатия у двигателей с внешним смесеобразованием находится в пределах 1.0–2.0 МПа.

Если рабочий цикл двигателя происходит по схеме, описанной выше, то обеспечивается хорошее смесеобразование и использование рабочего объема цилиндра. Однако ограниченность степени сжатия смеси не позволяет улучшить экономичность двигателя, а необходимость в принудительном зажигании усложняет его конструкцию.

В случае осуществления рабочего цикла по схеме, показанной на рис. 1.3б, процесс смесеобразования происходит только внутри цилиндра. Рабочий цилиндр в данном случае заполняется не смесью, а воздухом (впуск), который и подвергается сжатию. В конце процесса сжатия в цилиндр через форсунку под большим давлением впрыскивается топливо. При впрыскивании оно мелко распыляется и перемешивается с воздухом в цилиндре. Частицы топлива, соприкасаясь с горячим воздухом, испаряются, образуя топливовоздушную смесь. Воспламенение смеси при работе двигателя по этой схеме происходит в результате разогрева воздуха до температур, превышающих самовоспламенение топлива вследствие сжатия. Впрыск топлива во избежание преждевременной вспышки начинается только в конце такта сжатия. К моменту воспламенения обычно впрыск топлива еще не заканчивается. Топливовоздушная смесь, образующаяся в процессе впрыска, получается неоднородной, вследствие чего полное сгорание топлива возможно лишь при значительном избытке воздуха. В результате более высокой степени сжатия, допустимой при работе двигателя по данной схеме, обеспечивается и более высокий КПД. После сгорания топлива следует процесс расширения и очистка цилиндра от продуктов сгорания (выпуск). Таким образом, в двигателях, работающих по второй схеме, весь процесс смесеобразования и подготовка горючей смеси к сгоранию происходят внутри цилиндра. Такие двигатели называются двигателями с внутренним смесеобразованием. Двигатели, в которых воспламенение топлива происходит в результате высокого сжатия, называются двигателями с воспламенением от сжатия, или дизелями.

    1. Рабочий цикл четырехтактного ДВС

Двигатель, рабочий цикл которого осуществляется за четыре такта, или за два оборота коленчатого вала, называется четырехтактным. Рабочий цикл в таком двигателе происходит следующим образом.

Первый такт – впуск (рис. 1.4). В начале первого такта поршень находится в положении, близком к ВМТ. Впуск начинается с момента открытия впускного отверстия, за 10–30° до ВМТ.

Рис. 1.4. Впуск

Камера сгорания заполнена продуктами сгорания от предыдущего процесса, давление которых несколько больше атмосферного. На индикаторной диаграмме начальному положению поршня соответствует точка r. При вращении коленчатого вала (в направлении стрелки) шатун перемещает поршень к НМТ, а распределительный механизм полностью открывает впускной клапан и соединяет надпоршневое пространство цилиндра двигателя с впускным трубопроводом. В начальный момент впуска клапан только начинает подниматься и впускное отверстие представляет собой круглую узкую щель высотой в несколько десятых долей миллиметра. Поэтому в этот момент впуска горючая смесь (или воздух) в цилиндр почти не проходит. Однако опережение открытия впускного отверстия необходимо для того, чтобы к моменту начала опускания поршня после прохода им ВМТ оно было бы открыто возможно больше и не затрудняло бы поступления воздуха или смеси в цилиндр. В результате движения поршня к НМТ цилиндр заполняется свежим зарядом (воздухом или горючей смесью).

При этом вследствие сопротивления впускной системы и впускных клапанов давление в цилиндре становится на 0.01–0.03 МПа меньше давления во впускном трубопроводе. На индикаторной диаграмме такту впуска соответствует линия rа.

Такт впуска состоит из впуска газов, происходящего при ускорении движения опускающегося поршня, и впуска при замедлении его движения.

Впуск при ускорении движения поршня начинается в момент начала опускания поршня и заканчивается в момент достижения поршнем максимальной скорости приблизительно при 80° поворота вала после ВМТ. В начале опускания поршня вследствие малого открытия впускного отверстия в цилиндр проходит мало воздуха или смеси, а поэтому остаточные газы, оставшиеся в камере сгорания от предшествующего цикла, расширяются и давление в цилиндре падает. При опускании поршня горючая смесь или воздух, находившаяся в покое во впускном трубопроводе или двигавшаяся в нем с небольшой скоростью, начинает проходить в цилиндр с постепенно увеличивающейся скоростью, заполняя объем, освобождаемый поршнем. По мере опускания поршня его скорость постепенно увеличивается и достигает максимума при повороте коленчатого вала примерно на 80°. При этом впускное отверстие открывается все больше и больше и горючая смесь (или воздух) в цилиндр проходит в больших количествах.

Впуск при замедленном движении поршня начинается с момента достижения поршнем наибольшей скорости и оканчивается НМТ, когда скорость его равна нулю. По мере уменьшения скорости поршня скорость смеси (или воздуха), проходящей в цилиндр, несколько уменьшается, однако в НМТ она не равна нулю. При замедленном движении поршня горючая смесь (или воздух) поступает в цилиндр за счет увеличения объема цилиндра, освобождаемого поршнем, а также за счет своей силы инерции. При этом давление в цилиндре постепенно повышается и в НМТ может даже превышать давление во впускном трубо- проводе.

Давление во впускном трубопроводе может быть близким к атмосферному в двигателях без наддува или выше него в зависимости от степени наддува (0.13–0.45 МПа) в двигателях с наддувом.

Впуск окончится в момент закрытия впускного отверстия (40–60°) после НМТ. Задержка закрытия впускного клапана происходит при постепенно поднимающемся поршне, т.е. уменьшающемся объеме газов в цилиндре. Следовательно, смесь (или воздух) поступает в цилиндр за счет ранее созданного разрежения или инерции потока газа, накопленной в процессе течения струи в цилиндр.

При малых числах оборотов вала, например при пуске двигателя, сила инерции газов во впускном трубопроводе почти полностью отсутствует, поэтому во время задержки впуска будет идти обратный выброс смеси (или воздуха), поступившей в цилиндр ранее во время основного впуска.

При средних числах оборотов инерция газов больше, поэтому в самом начале подъема поршня происходит дозарядка. Однако по мере подъема поршня давление газов в цилиндре увеличится и начавшаяся дозарядка может перейти в обратный выброс.

При больших числах оборотов сила инерции газов во впускном трубопроводе близка к максимуму, поэтому происходит интенсивная дозарядка цилиндра, а обратный выброс не наступает.

Второй такт – сжатие. При движении поршня от НМТ к ВМТ (рис. 1.5) производится сжатие поступившего в цилиндр заряда.

Давление и температура газов при этом повышаются, и при некотором перемещении поршня от НМТ давление в цилиндре становится одинаковым с давлением впуска (точка т на индикаторной диаграмме). После закрытия клапана при дальнейшем перемещении поршня давление и температура в цилиндре продолжают повышаться. Значение давления в конце сжатия (точка с) будет зависеть от степени сжатия, герметичности рабочей полости, теплоотдачи в стенки, а также от величины начального давления сжатия.

Рис 1.5. Сжатие

На воспламенение и процесс сгорания топлива как при внешнем, так и при внутреннем смесеобразовании требуется некоторое время, хотя и очень незначительное. Для наилучшего использования теплоты, выделяющейся при сгорании, необходимо, чтобы сгорание топлива заканчивалось при положении поршня, возможно близком к ВМТ. Поэтому воспламенение рабочей смеси от электрической искры в двигателях с внешним смесеобразованием и впрыск топлива в цилиндр двигателей с внутренним смесеобразованием обычно производятся до прихода поршня в ВМТ.

Таким образом, во время второго такта в цилиндре в основном производится сжатие заряда. Кроме того, в начале такта продолжается зарядка цилиндра, а в конце начинается сгорание топлива. На индикаторной диаграмме второму такту соответствует линия ас.

Третий такт – сгорание и расширение. Третий такт происходит при ходе поршня от ВМТ к НМТ (рис. 1.6). В начале такта интенсивно сгорает топливо, поступившее в цилиндр и подготовленное к этому в конце второго такта.

Вследствие выделения большого количества теплоты температура и давление в цилиндре резко повышаются, несмотря на некоторое увеличение внутри цилиндрового объема (участок сz на индикаторной диаграмме).

Под действием давления происходит дальнейшее перемещение поршня к НМТ и расширение газов. Во время расширения газы совершают полезную работу, поэтому третий такт называют также рабочим ходом. На индикаторной диаграмме третьему такту соответствует линия сzb.

Рис. 1.6. Расширение

Четвертый такт – выпуск. Во время четвертого такта происходит очистка цилиндра от выпускных газов (рис. 1.7). Поршень, перемещаясь от НМТ к ВМТ, вытесняет газы из цилиндра через открытый выпускной клапан. В четырехтактных двигателях открывают выпускное отверстие на 40–80° до прихода поршня в НМТ (точка b) и закрывают его через 20-40° после прохода поршнем ВМТ. Таким образом, продолжительность очистки цилиндра от отработавших газов составляет в разных двигателях от 240 до 300° угла поворота коленчатого вала.

Процесс выпуска можно разделить на предварение выпуска, происходящее при опускающемся поршне от момента открытия выпускного отверстия (точка b) до НМТ, т. е. в течение 40–80°, и основной выпуск, происходящий при перемещении поршня от НМТ до закрытия выпускного отверстия, т. е. в течение 200–220° поворота коленчатого вала.

Во время предварения выпуска поршень опускается, и удалять из цилиндра отработавшие газы не может.

Однако в начале предварения выпуска давление в цилиндре значительно выше, чем в выпускном коллекторе.

Поэтому отработавшие газы за счет собственного избыточного давления с критическими скоростями выбрасываются из цилиндра. Истечение газов с такими большими скоростями сопровождается звуковым эффектом, для поглощения которого устанавливают глушители.

Критическая скорость истечения отработавших газов при температурах 800 –1200 К составляет 500–600 м/сек.

Рис. 1.7. Выпуск

При подходе поршня к НМТ давление и температура газа в цилиндре понижаются и скорость истечения отработавших газов падает.

Когда поршень подойдет к НМТ, давление в цилиндре понизится. При этом критическое истечение окончится и начнется основной выпуск.

Истечение газов во время основного выпуска происходит с меньшими скоростями, достигающими в конце выпуска 60–160 м/сек.

Таким образом, предварение выпуска менее продолжительно, скорости газов очень велики, а основной выпуск примерно в три раза продолжительнее, но газы в это время выводят из цилиндра с меньшими скоростями.

Поэтому количества газов, выходящих из цилиндра во время предварения выпуска и основного выпуска, примерно одинаковы.

По мере уменьшения частоты вращения двигателя уменьшаются все давления цикла, а следовательно, и давления в момент открытия выпускного отверстия. Поэтому при средних частотах вращения сокращается, а при некоторых режимах (при малых оборотах) совершенно пропадает истечение газов с критическими скоростями, характерными для предварения выпуска.

Температура газов в трубопроводе по углу поворота кривошипа меняется от максимальной в начале выпуска до минимальной в конце. Предварение открытия выпускного отверстия несколько уменьшает полезную площадь индикаторной диаграммы. Однако более позднее открытие этого отверстия вызовет задержку газов с высоким давлением в цилиндре и на их удаление при перемещении поршня придется затратить дополнительную работу.

Небольшая задержка закрытия выпускного отверстия создает возможность использования инерции выпускных газов, ранее вышедших из цилиндра, для лучшей очистки цилиндра от сгоревших газов. Несмотря на это, часть продуктов сгорания неизбежно остается в головке цилиндра, переходя от каждого данного цикла к последующему в виде остаточных газов. На индикаторной диаграмме четвертому такту соответствует линия zb.

Четвертым тактом заканчивается рабочий цикл. При дальнейшем движении поршня в той же последовательности повторяются все процессы цикла.

Только такт сгорания и расширения является рабочим, остальные три такта осуществляются за счет кинетической энергии вращающегося коленчатого вала с маховиком и работы других цилиндров.

Чем полнее будет очищен цилиндр от выпускных газов и чем больше поступит в него свежего заряда, тем больше, следовательно, можно будет получить полезной работы за цикл.

Для улучшения очистки и наполнения цилиндра выпускной клапан закрывается не в конце такта выпуска (ВМТ), а несколько позднее (при повороте коленчатого вала на 5–30° после ВМТ), т. е. в начале первого такта. По этой же причине и впускной клапан открывается с некоторым опережением (за 10–30° до ВМТ, т. е. в конце четвертого такта). Таким образом, в конце четвертого такта в течение некоторого периода могут быть открыты оба клапана. Такое положение клапанов называется перекрытием клапанов. Оно способствует улучшению наполнения в результате эжектирующего действия потока газов в выпускном трубопроводе.

Из рассмотрения четырехтактного цикла работы следует, что четырехтактный двигатель только половину времени, затраченного на цикл, работает как тепловой двигатель (такты сжатия и расширения). Вторую половину времени (такты впуска и выпуска) двигатель работает как воздушный насос.

 

1.3. Рабочий цикл двухтактного ДВС

Более полно время, отводимое на рабочий цикл, используется в двухтактных двигателях, в которых рабочий цикл совершается за два такта, т. е. за один оборот коленчатого вала. В отличие от четырехтактных двигателей, в двухтактных очистка рабочего цилиндра от продуктов сгорания и наполнение его свежим зарядом, или, другими словами, процесс газообмена, происходят только при движении поршня вблизи НМТ. При этом очистка цилиндра от выпускных газов осуществляется путем вытеснения их не поршнем, а предварительно сжатым до определенного давления воздухом или горючей смесью. Предварительное сжатие воздуха или смеси производится в специальном продувочном насосе или компрессоре, исполняемом в виде отдельного агрегата. В небольших двигателях в качестве продувочного насоса иногда используются внутренняя полость картера (кривошипная камера) и поршень двигателя.

В процессе газообмена в двухтактных двигателях некоторая часть воздуха или горючей смеси неизбежно удаляется из цилиндра вместе с выпускными газами через выпускные органы. Эта утечка воздуха или горючей смеси учитывается при выборе производительности продувочного насоса или компрессора.

В двухтактных двигателях применяются различные схемы газообмена.

Прямоточная клапанно-щелевая схема газообмена (рис. 1.8). Основными особенностями устройства двигателя этого типа являются: 1) впускные окна (1), расположенные в нижней части цилиндра, высота которых составляет около 10–20 % хода поршня. Открытие и закрытие впускных окон производится поршнем (3) при его движении в цилиндре;

2) выпускные клапаны (4), размещенные в крышке цилиндра, с приводом от распределительного вала, частота вращения которого обеспечивает открытие клапанов один раз за один оборот коленчатого вала;

Рис. 1.8. Прямоточная клапанно-щелевая схема газообмена

 

3) продувочный насос нагнетает воздух под давлением через открытые окна (1) для очистки цилиндра от продуктов сгорания и наполнения свежим зарядом.

Петлевая схема газообмена (рис. 1.9) значительно упрощает конструкцию двигателя по сравнению с клапанно-щелевой, но при этом ухудшается качество газообмена и возникают потери воздуха или смеси при наполнении.

Петлевая схема газообмена отличается большим разнообразием конструктивного выполнения и широко применяется в двигателях различного назначения (от маломощных для мопедов до крупных, мощностью в несколько десятков тысяч киловатт для судов).

Рис 1.9. Петлевая схема газообмена

 

Прямоточная схема газообмена с противоположно движущимися поршнями (рис. 1.10), в которой один поршень (3) управляет впускными окнами, а другой – выпускными, обеспечивает высокое качество газообмена.

Рис 1.10. Прямоточная схема газообмена

Для предварительного сжатия горючей смеси или воздуха, как было указано выше, в двухтактных двигателях может быть использована внутренняя полость картера (кривошипная камера).

Такие двигатели называются двигателями с кривошипно-камерной схемой газообмена (рис. 1.11). Они имеют герметически закрытый картер, который и служит продувочным насосом.

При движении поршня от НМТ к ВМТ объем пространства под ним увеличивается и давление падает ниже атмосферного, т. е. в кривошипной камере создается разрежение.

Вследствие этого наружный воздух устремляется в картер через автоматически действующий впускной клапан. При обратном движении поршня до момента открытия впускных окон происходит сжатие свежего заряда в кривошипной камере. После открытия впускных окон сжатый свежий заряд вытесняется из камеры в цилиндр.

Рис. 1.11 Кривошипно-камерная схема газообмена

Преимущество двухтактных двигателей с кривошипно-камерной схемой газообмена – простота устройства. Однако при данном способе газообмена очистка цилиндра и наполнение его свежим зарядом по сравнению с другими способами происходят значительно хуже, в результате чего уменьшается мощность и ухудшается экономичность двигателя.

На рис. 1.12 и 1.13 показана схема работы двухтактного двигателя с внутренним смесеобразованием и прямоточной клапанно-щелевой схемой газообмена.

Первый такт. Первый такт соответствует ходу поршня ВМТ к НМТ (рис. 1.12). В цилиндре только что прошло сгорание (линия cz на индикаторной диаграмме) и начался процесс расширения газов, т. е. осуществляется рабочий ход. Несколько раньше момента прихода поршня к впускным окнам открываются выпускной клапан в крышке цилиндра, и продукты сгорания начинают вытекать из цилиндра в выпускной патрубок; при этом давление в цилиндре резко падает (участок тk на индикаторной диаграмме).

Рис 1.12. Первый такт двухтактного ДВС

 

Впускные окна открываются поршнем, когда давление в цилиндре становится примерно равным давлению предварительно сжатого воздуха в ресивере или немного выше его. Воздух, поступая в цилиндр через впускные окна, вытесняет через выпускные клапаны оставшиеся в цилиндре продукты сгорания и заполняет цилиндр (продувка), т. е. осуществляется газообмен. Таким образом, в течение первого такта в цилиндре происходит сгорание топлива, расширение газов, выпуск выпускных газов, продувка и наполнение цилиндра.

Второй такт. Второй такт соответствует ходу поршня от НМТ к ВМТ (рис. 1.13). В начале хода поршня продолжаются процессы удаления выпускных газов, продувки и наполнения цилиндра свежим зарядом. Конец продувки цилиндра определяется моментом закрытия впускных окон и выпускных клапанов. Последние закрываются или одновременно с впускными окнами, или несколько ранее.

Рис 1.13. Второй такт двухтактного ДВС

Давление в цилиндре к концу газообмена в двухтактных двигателях несколько выше атмосферного и зависит от давления воздуха в ресивере. С момента окончания газообмена и полного перекрытия поршнем впускных окон начинается процесс сжатия воздуха. Когда поршень не доходит на 10–30° по углу поворота коленчатого вала до ВМТ (точка с'), в цилиндр через форсунку начинает подаваться топливо. Следовательно, в течение второго такта в цилиндре происходит окончание выпуска, продувка и наполнение цилиндра в начале хода поршня и сжатие при его дальнейшем ходе.

В отличие от четырехтактного двигателя в двухтактном двигателе отсутствуют такты впуска и выпуска как самостоятельные такты, для которых требуется один оборот коленчатого вала. В двухтактных двигателях процессы выпуска и впуска осуществляются на небольших участках хода поршня, соответствующего основным тактам расширения и сжатия.

Из рассмотрения рабочего цикла двухтактного двигателя (индикаторная диаграмма на рис. 1.12) видно, что на части хода поршня, когда происходит газообмен, полезная работа не совершается. Объем VП, соответствующий этой части хода поршня, называется потерянным. Тогда объем, описываемый поршнем при движении от точки m, определяющей момент начала сжатия, до ВМТ и называемый действительным рабочим объемом, равен

.

С учетом сказанного действительная степень сжатия

.

 

Отношение потерянного объема VП к геометрическому рабочему объему Vh представляет собой долю потерянного объема на процесс газообмена

.

В двухтактных двигателях y » 10…38%.

Сравнение рабочих циклов четырех– и двухтактных двигателей показывает, что при одинаковых размерах цилиндра и частотах вращения мощность двухтактного двигателя значительно больше. Учитывая увеличение числа рабочих циклов в 2 раза, следовало бы ожидать и увеличения мощности в 2 раза. В действительности мощность двухтактного двигателя увеличивается приблизительно в 1.5–1.7 раза вследствие потери части рабочего объема, ухудшения очистки и наполнения, а также затраты мощности на приведение в действие продувочного насоса. К преимуществам двухтактных двигателей следует также отнести большую равномерность крутящего момента, так как полный рабочий цикл осуществляется при каждом обороте коленчатого вала. Существенным недостатком двухтактного процесса по сравнению с четырехтактным является малое время, отводимое на процесс газообмена. Очистка цилиндра от продуктов сгорания и наполнение его свежим зарядом более совершенно происходят в четырехтактных двигателях. Кроме того, в двухтактном двигателе температурная нагрузка на поршень, крышки цилиндра и клапана выше, чем в четырехтактном.

При внешнем смесеобразовании в результате продувки цилиндра горючей смесью она частично выбрасывается через выпускные окна, поэтому двухтактный процесс применяется чаще в дизелях. Исключение составляют мотоциклетные, лодочные и другие двигатели небольшой мощности, для которых большее значение имеет простота и компактность конструкции, чем экономичность.

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Тепловой расчет служит не только базой теории ДВС, но и эффективным методом комплексного изучения сложных процессов, происходящих в цилиндре при превращении тепловой энергии в механическую. Это обстоятельство определяет важную роль теплового расчета в формировании инженеров, будущая работа которых связана с эксплуатацией силовых установок с ДВС.

Метод теплового расчета рабочего цикла позволяет учесть изменение физических свойств рабочего тела, влияние теплообмена между рабочим телом и окружающей средой в процессе реализации рабочего цикла. В результате выполнения теплового расчета определяются основные параметры газа в характерных точках индикаторной диаграммы, что в итоге позволяет оценить степень совершенства цикла и целесообразность изготовления опытного образца двигателя. Некоторые параметры рабочего тела (давление, температура) и характер их изменения могут служить в качестве исходных данных при расчете деталей двигателя на прочность. По количеству получаемой в цикле работы и значению объема газа в конце процесса расширения можно судить не только об экономичности, но и о габарите и массе двигателя, т. е. о показателях, оказывающих влияние на общую компоновку лесных машин.

2.1. Теоретические термодинамические циклы ДВС

Экономические и мощностные показатели двигателей внутреннего сгорания, работающих по разным циклам, трудно сравнить в реальных условиях. В этих условиях особенность протекания отдельного процесса рабочего цикла или деталь конструкции двигателя могут повлиять на конечные результаты сравнения. Поэтому основные показатели разных циклов на первом этапе рассматривают в теоретических условиях, когда каждый цикл осуществляется в наивыгоднейших условиях, в воображаемой тепловой машине. На втором этапе в теоретические зависимости (т. е. в условиях воображаемой тепловой машины) вводятся коэффициенты, учитывающие действительные условия.

В теоретических циклах введены следующие допущения:

  1. В цикле используется в качестве рабочего тела идеальный газ, состав которого в цикле не изменяется.
  2. Циклы считаются замкнутыми, происходящими при постоянном количестве идеального газа.
  3. Теплоемкость газа в течение всего цикла постоянна, т. е. не зависит от температуры.
  4. Сгорание топлива в цилиндре заменяется мгновенным подводом тепла, а выпуск – мгновенным отводом теплоты в холодный источник.
  5. Процесс сжатия и расширения газа происходит без теплообмена с окружающей средой, и называются адиабатическими.

В соответствии с этими допущениями теоретический цикл представляет собой замкнутый цикл, осуществляемый в воображаемой тепловой машине постоянной несменяемой порцией рабочего тела. Вследствие замкнутости процессы сгорания и выпуска рабочего тела при действительном цикле заменяют подводом и отводом теплоты. Процессы сжатия и расширения предполагаются адиабатическими, т.к. это обеспечивает максимальное теплоиспользование.

Теоретические циклы имеют минимальное количество потерь, находящихся в строгом соответствии со вторым законом термодинамики. Существующие двигатели внутреннего сгорания работают по одному из трех циклов, имеющих свои характерные особенности.

2.1.1. Теоретический цикл двигателей с подводом теплоты при постоянном объеме

Автомобильные карбюраторные двигатели, а также двигатели газогенераторные, газобаллонные и с впрыском легкого топлива работают по циклу, в котором горючая смесь, вошедшая в цилиндр во время впуска, сжимается, поджигается искрой и быстро сгорает в момент нахождения поршня около ВМТ, т. е. при почти неизменяемом объеме.

Индикаторная диаграмма теоретического цикла показана на рис. 2.1.

Рис. 2.1. Индикаторная диаграмма теоретического цикла с подводом теплоты при постоянном объеме

Теоретический цикл с сообщением тепла при постоянном объеме осуществляется следующим образом. При движении поршня от НМТ (точка а диаграммы теоретического цикла) газ, заполняющий цилиндр, начинает сжиматься. Чтобы довести потери тепла до минимума, стенки цилиндра должны быть абсолютно нетеплопроводными, т. е. покрытыми идеальной тепловой изоляцией. В этом случае процесс сжатия (линия ас индикаторной диаграммы) будет адиабатическим, а внешняя механическая работа, затрачиваемая на сжатие, полностью пойдет на увеличение внутренней энергии сжимаемого газа.

Давление газа в цилиндре в конце процесса сжатия (точка с) равно:

,

где k – показатель адиабаты идеального газа.

Температура газа в цилиндре в конце процесса сжатия (точка с) равна:

.

В конце сжатия, с приходом поршня в ВМТ, происходит не процесс сгорания, как в действительном цикле, а простое мгновенное сообщение теплоты Q1 рабочему телу; результатом этого будет повышение его температуры и давления при постоянном объеме (изохоры сz). При положении поршня в ВМТ (точка z диаграммы) сообщение теплоты прекращается.

Степень повышения давления газа в цилиндре в конце процесса подвода теплоты

,

где Pz – давление газа в цилиндре в конце процесса подвода теплоты.

Температура газа в цилиндре в конце процесса подвода теплоты (точка z)

.

Затем газ адиабатически расширяется, его внутренняя энергия частично превращается во внешнюю механическую работу. В НМТ (точка b диаграмм) процесс расширения, графически изображенный адиабатой zb, заканчивается.

Давление газа в цилиндре в конце процесса расширения

.

Температура газа в цилиндре в конце процесса расширения

.

Для повторения цикла надо вернуть газ в начальное состояние, характеризуемое точкой a индикаторной диаграммы. Для этого необходимо охладить газ, заключенный в цилиндре, т. е. отнять теплоту, представляющую собой долю Q2 от ранее введенной теплоты Q1. Таким образом, даже при осуществлении теоретического цикла часть вводимой теплоты теряется и, следовательно, не может быть полного превращения теплоты в работу.

Степень преобразования теплоты в работу любого теоретического цикла оценивается термическим КПД, который представляет собой отношение теплоты, превращенной в полезную работу газов, к подведенной теплоте Q1.

В теоретическом цикле какие-либо дополнительные тепловые потери, за исключением количества теплоты Q2, отсутствуют.

Поэтому в полезную работу превращается разность количеств теплоты Q1 – Q2, тогда термический КПД можно выразить формулой:

В цикле с сообщением теплоты при постоянном объеме вводимое количество Q1 теплоты и отводимое Q2 пропорциональны его изохорной теплоемкости Сν и соответствующим разностям температур:

Термический КПД можно определять, подставив найденные значения температур:

Согласно уравнению термического КПД, экономичность цикла с подводом теплоты при постоянном объеме возрастает при увеличении степени сжатия и показателя адиабаты идеального газа.

2.1.2. Теоретический цикл двигателей с подводом теплоты при постоянном давлении

По этому циклу работают стационарные и судовые компрессорные двигатели с воспламенением от сжатия или компрессорные дизели.

В дизели в процессе впуска поступает воздух, давление и температура которого повышаются в процессе сжатия. Вследствие применения в дизелях высоких степеней сжатия (от 14 до 20) давление конца сжатия приближается к 3–4 МПа и соответствующая температура значительно превышает температуру самовоспламенения топлива. Топливо впрыскивается в конце сжатия через форсунку, мелко распыляется и, приходя в соприкосновение с сильно нагретым воздухом, начинает гореть.

В этих двигателях для обеспечения хорошего распыливания топлива используют сжатый воздух с давлением около 6 МПа, получаемый в специальных компрессорах, включенных в конструктивную схему двигателя. Насос подает топливо в форсунку, в которую из компрессора подводится сжатый воздух, и в нужный момент внутренняя полость форсунки сообщается с цилиндром, куда поступает смесь распыляющего воздуха и топлива.

Ввиду постепенной подачи топлива через форсунку нельзя получить резкого повышения давления при сгорании, как в цикле с сообщением теплоты при V = const, где все топливо перед сгоранием находится в цилиндре. В двигателях, работающих по циклу с подводом теплоты при P = const, топливо горит постепенно по мере его поступления в цилиндр, в результате чего процесс сгорания происходит при перемещающемся поршне, при почти постоянном давлении.

Диаграмма теоретического цикла с подводом тепла при постоянном давлении показана на рис. 2.2.

При движении поршня от НМТ (точка a диаграммы теоретического цикла) газ, заполняющий цилиндр, начинает сжиматься. В этом случае процесс сжатия (линия ас индикаторной диаграммы) будет адиабатическим. Давление и температура в конце этого процесса определяется так же, как и при термодинамическом цикле с подводом теплоты при постоянном давлении.

В конце сжатия, с приходом поршня в ВМТ, происходит, как в ранее рассмотренном теоретическом цикле, мгновенное сообщение теплоты Q1 рабочему телу; результатом этого будет повышение его температуры при постоянном давлении (изобара сz).

Рис. 2.2. Индикаторная диаграмма теоретического цикла с подводом теплоты при постоянном давлении

При положении поршня, когда объем надпоршневого пространства равен VZ (точка z диаграммы), сообщение теплоты прекращается.

Степень предварительного расширения газа в цилиндре в конце процесса подвода теплоты:

.

Тогда температура газа в цилиндре в конце процесса подвода теплоты (точка z)

.

Затем газ адиабатически расширяется (линия zb диаграммы).

Давление газа в цилиндре в конце процесса расширения

.

Температура газа в цилиндре в конце процесса расширения

.

Для повторения цикла необходимо охладить газ, заключенный в цилиндре, т. е. отнять теплоту Q2 от введенной теплоты Q1 при постоянном объеме Va.

Термический КПД выражается формулой:

.

В цикле с сообщением теплоты при постоянном объеме вводимое количество Q1 теплоты пропорционально его изобарной теплоемкости СP, а отводимое Q2 пропорционально его изохорной теплоемкости Сν и соответствующим разностям температур:

Термический КПД можно определять подставив значения температур с учетом того, что:

Двигатели этого типа в качестве транспортных не использовались вследствие громоздкости установки, снабженной компрессором, имевшим две или три ступени давления. Поэтому данный цикл в дальнейшем рассматриваться не будет.

2.1.3. Теоретический цикл двигателей с подводом тепла при постоянном объеме и постоянном давлении (смешанный цикл)

Тракторные и автомобильные двигатели работают по смешанному циклу на дизельном топливе. Для самовоспламенения впрыскиваемого топлива степень сжатия должна быть не ниже 14.

Индикаторная диаграмма теоретического цикла представлена на рис. 2.3.

В теоретическом цикле кривая ас диаграммы изображает адиабатическое сжатие рабочего тела, заключенного в цилиндре, сz и zz' – сообщение теплоты, z'b – адиабатическое расширение и ba – отдачу части сообщенной теплоты холодному источнику в соответствии со вторым законом термодинамики.

Рис. 2.3. Индикаторная диаграмма смешанного

теоретического цикла

Значения температуры и давления в конце процесса сжатия аналогичны предшествующим формулам:

; .

Максимальное давление смешанного цикла:

.

Температура в ВМТ равна:

.

Температура в конце процесса подвода теплоты равна:

.

Давление в конце адиабатного расширения равно:

.

Температура в конце адиабатного расширения определяется формулой:

Термический КПД теоретического цикла можно определить по разности количества теплоты: Q1' + Q1'', введенных соответственно при V = const (по изохоре сz) и при р = const (по изобаре zz') и Q2, отданного холодному источнику при V = const (по изохоре ba):

.

Теплота, сообщаемая соответственно по изохоре и изобаре, и отводимая теплота равны

Подставляя Q1', Q1'' и Q2 в уравнение, определяющее термический КПД смешанного цикла, заменяя все температуры через температуру начала сжатия Tа, аналогично предшествующим выводам и учитывая, что

,

получаем

Это уравнение позволяет утверждать, что использование тепла в смешанном цикле зависит от степени сжатия, предварительного расширения и повышения давления, а также показателя адиабаты.

В смешанном цикле повышение степени сжатия улучшает экономические и мощностные показатели. Однако по мере увеличения степени сжатия прирост использования теплоты постепенно замедляется и после значений степени сжатия 10–12 становится малоощутимым. В дизельных двигателях значении степени сжатия больше 15 объясняются желанием облегчить пуск холодных двигателей. При повышении степени сжатия растет температура конца сжатия, что обеспечивает самовоспламенение топлива даже при низких температурах стенок цилиндра и засасываемого воздуха.

2.2. Действительные циклы ДВС

Действительный (рабочий) цикл, осуществляемый в реальном двигателе внутреннего сгорания, представляет собой разомкнутый цикл. Для изучения действительного (рабочего) цикла нужно рассмотреть весь комплекс сложных процессов, связанных с превращением термохимической энергии топлива в механическую работу в реальном двигателе. Исходными для изучения действительного (рабочего) цикла являются материалы, полученные в основном путем лабораторных испытаний двигателей внутреннего сгорания.

2.2.1. Рабочие тела и их свойства

В поршневых двигателях внутреннего сгорания рабочее тело состоит из окислителя, топлива и продуктов его сгорания. Окислителем для большинства двигателей служит атмосферный воздух, содержащий 21 % (по объему) кислорода и 79 % инертных газов, в основном азота. При реализации цикла рабочее тело претерпевает физические и химические изменения. В зависимости от типа двигателя, в период впуска в цилиндр поступает либо воздух, либо горючая смесь, состоящая из газообразного или жидкого топлива и воздуха. Воздух или горючую смесь, поступающие в цилиндр и остающиеся в нем к моменту начала сжатия, называют свежим зарядом. В процессе сжатия в цилиндре находится смесь свежего заряда с остаточными газами, которая называется рабочей. В процессе расширения и выпуска рабочим телом являются продукты сгорания топлива.

При расчете рабочего цикла двигателя необходимо знать низшую теплоту сгорания топлива, которая зависит от композиционного состава топлива и количественного соотношения элементов, составляющих его горючую часть. Подвод теплоты к рабочему телу в действительном цикле осуществляется в результате сгорания топлива непосредственно в цилиндре двигателя, что предъявляет определенные требования к физическим и химическим свойствам топлива, которые приведены в таблице 2.1.

 Таблица 2.1

Характеристики жидких топлив для двигателей внутреннего сгорания

Топливо

Элементарный состав (средний) 1 кг топлива, кг

Молекулярная масса, mT,

Кг/кмоль

Низшая теплота сгорания, hu,

MДж/кг

С

Н

0Т

Автомобильные бензины

Дизельное

0.855

 

0.870

0.145

 

0.126

 

0.004

110–120

 

180–200

44

 

42.5

Сгорание топлива в цилиндрах двигателя протекает согласно следующим реакциям:

; .

Количество кислорода, необходимое для полного сгорания топлива, можно подсчитать следующим образом:

Для топлива, имеющего состав по весу:

весовое количество кислорода, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, составит:

, или

или, исчисляя в кмоль,

.

При расчете состав сухого атмосферного воздуха принимают равным: в % по весу О – 23, N – 77, а в % по объему О – 21, N – 79.

Тогда теоретически необходимое количество сухого атмосферного воздуха для полного сгорания 1 кг жидкого топлива может быть определено по следующим формулам:

В весовом выражении

В молярном выражении

.

Связь между l0 и L0 имеет вид:

.

Сгорание топлива в двигателе обычно происходит при некотором недостатке или некотором избытке воздуха по сравнению с теоретически необходимым количеством.

Отношение количества воздуха L (l) в горючей смеси к количеству воздуха L0 (l0), которое необходимо для полного сгорания топлива, называется коэффициентом избытка воздуха:

При работе двигателя состав горючей смееи изменяется. Горючую смесь принято называть нормальной, если α = 1, бедной, если α > 1 и богатой, если α < 1.

Коэффициент избытка воздуха находится в следующих пределах: для карбюраторных двигателей α = 0.8–1.3, для дизельных – α = 1.2 – 5.

Количество свежего заряда, приходящегося на 1 кг топлива, составляет:

для карбюраторного двигателя

[кг воздуха / кг топл.]

или

[кмоль воздуха / кг топл.],

где тТ молекулярная масса топлива.

Для дизельного двигателя

[кг воздуха / кг топл.]

или

[кмоль воздуха / кг топл.].

Молекулярная масса автомобильного бензина тТ =114. Поэтому величиной обычно пренебрегают.

В конце сжатия перед сгоранием цилиндр двигателя заполнен рабочей смесью, количество которой равно:

,

где Мr - количество кмолей остаточных газов.

Отношение количества остаточных газов к действительному количеству свежего заряда называется коэффициентом остаточных газов:

.

Подставив выражение в выражение для Ма, получим:

.

Процесс сгорания сопровождается тепловыми потерями. Часть тепла в процессе сгорания передается в охлаждающую среду через стенки цилиндра. Часть топлива проникает в картер через неплотности поршневых колец. Из-за недостатка времени и несовершенства смесеобразования часть топлива не успевает сгореть и догорает во время расширения. В то же время под влиянием высоких температур происходит расщепление молекул Н2О и CO2 продуктов сгорания, расщеплению сопутствует поглощение тепла.

Коэффициентом использования тепла называется часть теплотворной способности топлива, которая действительно используется для повышения энергии газов при сгорании:

,

где: hu низшая теплотворная способность топлива;

Δ Q – потери тепла в процессе сгорания.

Коэффициент использования тепла всегда меньше единицы. Он тем выше, чем совершеннее смесеобразование, выше скорость распространения пламени, короче промежуток времени, затрачиваемый на сгорание.

Коэффициент использования тепла, в зависимости от режима работы двигателя, изменяется в карбюраторных двигателях в пределах 0.85–0.95, в дизельных от 0.7 до 0.9.

При полном сгорании жидкого топлива, когда α≥ 1, образуются следующие основные продукты сгорания: CO2 и Н2О – продукты полного сгорания углерода и водорода, содержащихся в топливе, N2 – азот воздуха и O2 – свободный кислород воздуха.

Суммарное количество продуктов сгорания 1 кг топлива равно:

.

Подставив в правую часть уравнения значения слагаемых:

получим:

В процессе сгорания происходит увеличение количества кмоль газов.

.

Это увеличение зависит от состава топлива и коэффициента избытка воздуха.

Для карбюраторных ДВС

Для дизельных ДВС

Отношение количества кмоль продуктов сгорания М2 к количеству кмоль смеси до сгорания М1 называется коэффициентом молекулярного изменения.

В зависимости от того, учитывается ли при вычислении коэффициента молекулярного изменения количество остаточных газов или нет, различают коэффициент молекулярного изменения горючей смеси

и коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси.

или .

Следовательно, у карбюраторных и дизельных двигателей коэффициент молекулярного изменения всегда больше единицы.

Увеличение количества кмолей газов при сгорании, оцениваемое коэффициентом молекулярного изменения, вызывает увеличение полезной работы при расширении продуктов сгорания в цилиндре, что повышает мощность двигателя. Следовательно, чем выше коэффициент молекулярного изменения, тем больше мощность, развиваемая двигателем.

Средняя мольная изохорная теплоемкость заряда в конце сжатия для карбюраторных и дизельных двигателях может быть определена по следующей формуле:

кДж/кмоль ·К.

Средняя молекулярная теплоемкость продуктов сгорания определяется по формуле (кДж/кмоль К):

процесс сгорания при V = const

;

процесс сгорания при p = const

.

2.2.2. Процесс впуска

Давление и температура остаточных газов в начале впуска зависит главным образом от проходного сечения и коэффициента сопротивления выпускной системы, а также от числа оборотов двигателя. С увеличением числа оборотов давление остаточных газов возрастает. Это объясняется тем, что с увеличением оборотов продолжительность процесса выпуска сокращается, а скорость газов в выпускной системе увеличивается. С увеличением сопротивления выпускной системы давление остаточных газов возрастает, наполнение цилиндров ухудшается и мощность двигателя понижается.

Давление остаточных газов в начале впуска для двигателя без глушителя составляет по опытным данным:

,

где Р0 — давление окружающей среды.

Меньшие значения здесь относятся к малым и средним оборотам, большие – к оборотам двигателя, соответствующим максимальной мощности.

При установке глушителя давление остаточных газов возрастает.

Температура остаточных газов в начале впуска зависит главным образом от состава смеси и числа оборотов двигателя. С увеличением числа оборотов температура остаточных газов возрастает. Происходит это в основном вследствие ухудшения охлаждения продуктов сгорания из-за сокращения продолжительности цикла. По опытным данным, температура остаточных газов Tr в начале впуска при оборотах двигателя, соответствующих максимальной мощности, находится в следующих пределах: у карбюраторных двигателей 900–1200 К, у дизельных двигателей 600–800 К.

Действительное количество свежего заряда, поступившего в цилиндр двигателя за период впуска, значительно меньше теоретически возможного количества, которое могло бы заполнить рабочий объем цилиндра.

Качество газообмена оценивается не абсолютным, а относительным количеством свежего заряда, поступившего в цилиндр при впуске.

Отношение количества свежего заряда, поступившего в цилиндр за один цикл, к количеству, который имел бы заряд, заполняющий рабочий объем цилиндра при давлении и температуре на входе в систему впуска (Ро, То), называется коэффициентом наполнения.

.

У карбюраторных двигателей количество топлива, содержащегося в заряде, по сравнению с количеством воздуха сравнительно невелико. Поэтому коэффициент наполнения часто определяют по отношению количеств воздуха. Ошибка при этом не превышает 1–2%.

У карбюраторных и дизельных двигателей, работающих без наддува, параметры свежего заряда при поступлении его в систему впуска совпадают с параметрами окружающей среды (при расчетах двигателей без наддува принимают Ро = 0.101 МПа; Т0 =273 +15 = 288 К).

Количество газов, заполняющих цилиндр двигателя в конце впуска, составляет:

.

Характеристические уравнения для Ma, M0, Mr имеют следующий вид:

; ; ,

где: Рa , Тa давление и температура газов в конце впуска;

Ra, R0, Rr – соответствующие газовые постоянные.

После подстановки характеристических уравнений в уравнение для Ma получим

.

Если допустить равенство газовых постоянных Ra, R0, Rr и разделить обе части полученного выражения на Vc, можно написать

.

Учитывая, что

,

после соответствующих преобразований получим:

.

Коэффициент наполнения зависит главным образом от давления и температуры газов в конце впуска, числа оборотов и нагрузки двигателя (рис. 2.4).

С понижением давления и повышением температуры заряда коэффициент наполнения резко уменьшается. С увеличением числа оборотов двигателя коэффициент наполнения из-за сокращения продолжительности впуска понижается.

Коэффициент наполнения дизельных двигателей выше, чем карбюраторных, т. к. впускная система у первых конструктивно более проста, а подогрев свежего заряда менее интенсивен.

Коэффициент наполнения карбюраторных двигателей при работе с полной нагрузкой находится в зависимости от числа оборотов в пределах 0.65–0.85, дизельных двигателей 0.7–0.9.

При работе двигателя с наддувом коэффициент наполнения значительно повышается.

Рис. 2.4. Зависимость коэффициента наполнения от числа оборотов

Степень загрязненности свежего заряда остаточными газами горючей смеси характеризует коэффициентом остаточных газов, который равен:

.

Произведя соответствующие преобразования, получим:

.

Из данного выражения следует, что коэффициент остаточных газов уменьшается при повышении степени сжатия, повышении коэффициента наполнения, увеличении температуры и понижении давления остаточных газов.

На коэффициент остаточных газов оказывают влияние число оборотов и нагрузка двигателя. С увеличением числа оборотов и уменьшением нагрузки коэффициент остаточных газов возрастает.

Коэффициент остаточных газов при полной нагрузке двигателя колеблется в пределах: для карбюраторных двигателей от 0.06 до 0.18, для дизельных – от 0.02 до 0.06.

Температура свежего заряда на входе в цилиндр зависит от температуры окружающей среды Т0 и приращения температуры Δ вследствие подогрева заряда от соприкосновения с горячими стенками впускного тракта (впускной коллектор и клапанные каналы).

Температура свежего заряда различных двигателей неодинакова. Для улучшения испаряемости топлива у карбюраторных двигателей применяется подогрев горючей смеси. Приращение температуры заряда Δ характеризуется следующими данными:

Давление и температура газов в конце впуска Тa, когда цилиндр двигателя заполнен газами, представляющими смесь свежезасосанного заряда и остаточных газов, могут быть определены при решении уравнения теплового баланса:

.

Поставив в уравнение теплового баланса выражения для его составляющих, получим:

.

Поделим каждое слагаемое на M1 и, считая, что , получаем:

.

С изменением условий окружающей среды, интенсивности подогрева, сопротивления впускного и выпускного трактов температура газов в конце впуска заметно изменяется. Значительно изменяется она также в зависимости от нагрузки и числа оборотов двигателя.

При изменении числа оборотов температура в конце впуска находится в следующих пределах: в карбюраторных двигателях 340–400 К, в дизельных 310–360 К.

Давление газов в конце впуска Pa определяется опытным путем и составляет.

.

Большие из значений давления газов в конце впуска следует принимать для дизелей, а меньшие - для карбюраторных двигателей.

Кроме того, давление газов в конце впуска Pa можно определить при известном коэффициенте наполнения ηυ по формуле:

.

2.2.3. Процесс сжатия

Процесс сжатия происходит при закрытых впускном и выпускном клапанах и служит для увеличения температурного перепада цикла и степени расширения продуктов сгорания топлива. Это создает благоприятные условия для воспламенения и сгорания рабочей смеси и обеспечивает эффективное преобразование теплоты в механическую работу.

В теоретическом цикле предполагается, что линия сжатия представляет собой адиабату с переменным показателем. В действительном цикле процесс сжатия протекает сложнее. Он характерен непрерывным изменением температуры заряда и наличием теплообмена между газами и стенками цилиндра, т. е. является политропным.

В начале сжатия, до момента, пока не сравняется температура газов и стенок цилиндра, газы нагреваются. При этом показатель политропы сжатия повышается. В последующий период за счет более высокой температуры газов происходит переход тепла от газов к стенкам цилиндра. Это вызывает понижение показателя политропы сжатия.

Таким образом, за период сжатия между газами и стенками цилиндра происходит теплообмен, различный не только по величине, но и по знаку.

При расчетах, с некоторым приближением, принято считать показатель политропы сжатия постоянным и равным среднему показателю п1.

Величина показателя политропы сжатия зависит от частоты вращения коленчатого вала, степени сжатия, интенсивности охлаждения цилиндров, нагрузки на двигатель, степени износа цилиндропоршневой группы двигателя. С повышением частоты вращения коленчатого вала и степени сжатия показатель поли-тропы сжатия п1 увеличивается. При интенсивном охлаждении цилиндров, увеличении зазоров между поршневыми кольцами и цилиндрами вследствие их износа валичина п1 уменьшается.

Данные, полученные при испытаниях двигателей, показывают, что средний показатель п1, в зависимости от числа оборотов, изменяется в следующих пределах: у карбюраторных двигателей 1.30–1.40; у дизельных 1.20–1.35.

При расчете карбюраторных двигателей для определения политропического показателя обычно используют формулу, предложенную профессором В. А. Петровым:

,

где n - частота вращения двигателя [об./мин].

Давление в конце процесса сжатия равно:

.

Температура в конце процесса сжатия составляет:

.

В карбюраторных двигателях температура газов в конце сжатия находится в пределах 500–700 К, в дизельных двигателях 750–950 К. В карбюраторных двигателях температура газов в конце сжатия во избежание детонационного сгорания не должна превышать температуру самовоспламенения топлива.

В дизельных двигателях для улучшения процесса сгорания температура газов в конце сжатия должна на 300–400 °С превышать температуру самовоспламенения впрыскиваемого топлива.

2.2.4. Процесс сгорания

Развитие реакций окисления в цилиндре двигателя с требуемой скоростью обеспечивается гомогенной (равномерной) смесью топлива с воздухом. Ввиду различий свойств топлива, способов смесеобразования и воспламенения рабочей смеси, рассмотрим отдельно процессы сгорания топлива в цилиндрах карбюраторных и дизельных двигателей. Процесс сгорания топлива удобнее анализировать по индикаторной диаграмме в координатах р-α°, на которой изображается зависимость давления газа внутри цилиндра от угла поворота коленчатого вала. Такая диаграмма называется развернутой.

Процесс сгорания топлива в карбюраторном двигателе.

На рис. 2.5 представлена часть развернутой индикаторной диаграммы, где показаны фаза процесса сгорания в карбюраторных двигателях.

Рис. 2.5. Процесс сгорания карбюраторного ДВС

Зажигание производится в конце такта сжатия с опережением, равным углу φ. Моменту зажигания соответствует точка а. Видимое повышение давления начинается в точке б. Точкой в отмечено максимальное давление.

Период от точки а до точки б называется первым периодом сгорания, периодом образования очага горения, или периодом задержки воспламенения. Продолжительность его изменяется в зависимости от свойств топлива, состава смеси, степени сжатия, числа оборотов, вихревого состояния смеси и интенсивности искрового разряда, а также ряда других факторов. Чем меньше первый период сгорания, тем медленнее нарастает давление во второй период, тем “мягче” и с меньшим износом работает двигатель.

Период от точки б до точки в называется вторым периодом сгорания, периодом распространения пламени, или периодом видимого сгорания. Этот период характеризуется значительным повышением давления и обычно заканчивается на 12–18° после ВМТ. После прохождения поршнем точки в, соответствующей максимальному давлению сгорания, начинается процесс расширения. При этом давление падает, а газы расширяются. Часть смеси, не успевшая сгореть своевременно, догорает в процессе расширения.

Продолжительность сгорания характеризуется скоростью сгорания и скоростью распространения пламени.

Скорость сгорания характеризует интенсивность протекания реакций сгорания и оценивается количеством тепла, выделяющимся в единицу времени. Скорость сгорания может быть определена по индикаторной диаграмме как продолжительность всего процесса сгорания от момента зажигания до момента образования конечных продуктов, т. е. практически до момента, соответствующего максимальному давлению сгорания.

Скорость распространения пламени характеризует быстроту перемещения по камере сгорания фронта пламени от места его возникновения (фронтом пламени называется зона реакции сгорания, отделяющая свежую смесь от продуктов сгорания).

Скорость сгорания пропорциональна скорости распространения пламени. Последняя изменяется в значительных пределах (от 25 до 40 м/сек) и зависит от конструкции двигателя (формы камеры сгорания, степени сжатия, расположения свечи) и его эксплуатационных особенностей (свойств топлива, состава смеси, числа оборотов, нагрузки).

Скорость нарастания давления зависит от интенсивности сгорания, т. е. от количества тепла, выделяющегося в единицу времени. В первый период сгорания количество теплоты, выделяющееся в единицу времени, незначительно. Поэтому линия, характеризующая первый период сгорания на индикаторной диаграмме, не отличается от линии сжатия при выключенном зажигании. Второй период сгорания характерен значительным повышением давления. Скорость нарастания давления в этот период характеризуется отношением dP/dα, оценивающим приращение давления в период сгорания на 1° угла поворота коленчатого вала. Это отношение называется также показателем жесткости работы двигателя.

Установлено, что скорость нарастания давления у карбюраторных двигателей не должна превышать 0.25 МПа на 1° поворота вала. С увеличением скорости нарастания давления динамические нагрузки на кривошипно-шатунный механизм значительно возрастают и возникают явления вибрации двигателя. При этом увеличивается износ сопряженных узлов, и долговечность двигателя резко сокращается.

Время, отводимое для сгорания в цилиндрах двигателя, определяется всего несколькими тысячными долями секунды. При этом максимальная мощность двигателя достигается только в том случае, если воспламенение смеси происходит в конце такта сжатия, несколько раньше того момента, когда поршень придет в ВМТ.

Углом опережения зажигания называется угол поворота коленчатого вала от момента зажигания до ВМТ, измеряемый в градусах.

Если угол опережения зажигания выбран правильно, к моменту, когда поршень придет в ВМТ, процесс сгорания смеси будет развиваться благоприятно. При этом сгорание смеси заканчивается на 12–18° после ВМТ, а мощность, развиваемая двигателем, достигает максимального значения. Наивыгоднейший момент зажигания должен соответствовать максимальной мощности для каждого режима работы двигателя. Подбор наивыгоднейшего момента зажигания производится опытным путем.

При определенных условиях нормальный процесс сгорания в карбюраторных двигателях может быть нарушен явлениями детонации. Детонационное сгорание возникает после зажигания смеси и характерно высокими скоростями распространения пламени и значительным повышением температуры и давления газов. Если при нормальном сгорании скорость распространения пламени составляет 25–40 м/сек, то при детонации она достигает 2000 м/сек. Давление газов при детонационном сгорании повышается до 15–20 МПа, что значительно превышает давление, соответствующее нормальному сгоранию (2.5–5.0 МПа). Индикаторная диаграмма, снятая при работе двигателя с детонацией, показана на рис. 2.6

Рис. 2.6. Процесс сгорания с детонацией

Детонационное сгорание сопровождается падением мощности и ухудшением экономичности двигателя. При таком сгорании нарушается жидкостное трение в подшипниках и деформируется антифрикционный материал. Работа двигателя при детонационном сгорании недопустима, так как детонация вызывает не только ускоренный износ, но и разрушение узлов кривошипно-шатунного механизма. Основными признаками детонации являются: неустойчивая работа и перегрев двигателя, возникновение в цилиндрах резких металлических стуков, появление черного дыма в отработавших газах.

Детонационное сгорание возникает при несоответствии между степенью сжатия двигателя и детонационной стойкостью применяемого топлива. Кроме свойств топлива, на возникновение детонации оказывают влияние конструктивные особенности двигателя – размер цилиндра, форма камеры сгорания, расположение свечи и др., а также ряд эксплуатационных факторов – состав смеси, число оборотов, положение дросселя, угол опережения зажигания и др.

Появление детонации зависит от состава смеси. Опытные данные показывают, что наибольшая склонность к детонации наблюдается при коэффициенте избытка воздуха равном 0.8–0.9, когда скорость распространения пламени наибольшая.

С увеличением числа оборотов и по мере прикрытия дросселя (уменьшения нагрузки) склонность к детонации понижается, так как при этом увеличивается количество остаточных газов. Наибольшая склонность к детонации наблюдается при полной нагрузке.

Переход к более раннему (по сравнению с наивыгоднейшим) моменту зажигания вызывает повышение температуры и давления в цилиндре и способствует возникновению детонации.

Значительно ускоряет возникновение детонации отложение нагара на стенках камеры сгорания, клапанах и поршне, так как температурный режим двигателя при этом возрастает.

Детонация во время эксплуатации двигателей может быть устранена прикрытием дросселя, изменением состава смеси, уменьшением угла опережения зажигания или переходом на более высокие обороты.

Кроме явления детонационного горения в процессе работы двигателя могут возникнуть преждевременные вспышки, которые возникают вследствие самовоспламенения смеси в процессе сжатия, происходящего до момента зажигания. Преждевременные вспышки возникают в тех случаях, когда температура сжатой смеси достигает температуры самовоспламенения топлива. Появлению преждевременных вспышек способствует перегрев двигателя, нагарообразование, а также детонационное сгорание. Работа двигателя с преждевременными вспышками сопровождается падением мощности, перегревом и характерна значительной неравномерностью.

Для определения температуры газов в карбюраторном двигателе составим уравнение теплового баланса

,

где QC - теплота газов в конце процесса сжатия;

Qhu- теплота, выделившаяся из топлива в процессе сгорания;

QZ - теплота газов в конце процесса сгорания.

Выразим составляющие уравнения:

и подставив их в уравнение теплового баланса, получим:

.

Разделив полученное уравнение на Ma, имеем следующий вид уравнения:

.

После преобразований получаем уравнение сгорания для карбюраторных двигателей:

при полном сгорании a ³ 1

;

 

при неполном сгорании a < 1

,

где Δhu потери теплоты из-за неполного сгорания топлива.

.

Решая уравнение сгорания, определяем TZ.

Для определения давления в конце процесса сгорания карбюраторного двигателя выразим количество газов в цилиндре двигателя до и после сгорания:

Определим коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

,

и из полученного выражения выразим степень повышения давления:

.

Тогда давление в конце процесса сгорания для карбюраторного ДВС можно определить по формуле:

.

Процесс сгорания топлива в дизельном двигателе.

Развернутая индикаторная диаграмма дизельного двигателя показана на рис. 2.7.

Рис. 2.7. Процесс сгорания в дизельном ДВС

Впрыск топлива производится с опережением, равным углу φ, который составляет 10–20° до прихода поршня в ВМТ. Моменту начала впрыска соответствует точка а. Резкое повышение давления начинается в точке б, соответствующей началу самовоспламенения топлива. В точке в характер нарастания давления изменяется. Точкой г отмечен момент конца впрыска. Следовательно, впрыск топлива производится в период, соответствующий повороту вала от точки а до точки г. Максимальному давлению сгорания соответствует точка д. Весь период сгорания принято разделять на три фазы. Первая фаза – период сгорания от точки а до точки б – называется периодом образования зон сгорания, или периодом задержки воспламенения. В этот период температура топлива, впрыскиваемого под давлением в среду сжатого (3.5–4.5 Мпа) и нагретого воздуха (600–700 °С), повышается и достигает температуры самовоспламенения (200–300 °С).

Продолжительность первой фазы сгорания составляет от 0.002 до 0.006 с или от 10 до 30° поворота коленчатого вала и зависит главным образом от физико-химических свойств топлива (и в значительной мере от его цетанового числа), степени сжатия двигателя, интенсивности распыливания топлива и вихревого движения в камере сгорания.

Вторая фаза – период сгорания от точки б до точки в – называется периодом распространения пламени по объему сгорания, или периодом быстрого сгорания. В этот период давление стремительно возрастает. Скорость нарастания давления в этот период оценивается показателем жесткости dP/dα. Продолжительность второй фазы сгорания зависит главным образом от продолжительности первой фазы, скорости подачи топлива, однородности и вихревого движения смеси.

Третья фаза – период сгорания от точки в до точки д – называется третьим периодом сгорания, или периодом медленного сгорания. Этот период характерен незначительным повышением давления. Продолжительность третьей фазы сгорания зависит главным образом от скорости движения частиц топлива и воздуха. Увеличение скорости достигается высокими давлениями и рациональным направлением струи впрыскиваемого топлива.

Период сгорания от точки б до точки д называют периодом видимого сгорания. После точки д начинается процесс расширения, при котором давление падает. Часть топлива догорает в процессе расширения.

У дизельных двигателей скорость нарастания давления должна быть не более 0.4–0.6 МПа на 1 градус поворота коленчатого вала. Работа при большей скорости нарастания давления сопровождается стуками. Испытаниями дизельных двигателей установлено, что стуки возникают вследствие повышенной скорости нарастания давления в начале второй фазы. Чем больше период задержки воспламенения, тем больше топлива поступает в цилиндр, тем выше скорость нарастания давления и выше максимальное давление цикла. Плавная работа двигателя и понижение максимального давления цикла достигаются сокращением периода задержки воспламенения. На сокращение периода задержки воспламенения в значительной мере оказывают влияние следующие причины:

На индикаторной диаграмме (рис. 2.7) нанесены кривые, характеризующие подачу топлива х = f(a) и сгорание топлива у = f(a). Как видно из диаграммы и кривых, для данного двигателя угол опережения впрыска составляет ~ 10°, продолжительность впрыска равна 17°, т. е. впрыск заканчивается позже ВМТ. Около 50% топлива впрыскивается до ВМТ; период задержки воспламенения равен ~ 7°. До ВМТ сгорает сравнительно небольшая часть топлива – около 7%, к моменту, соответствующему концу впрыска, сгорает около 40% топлива; догорание топлива происходит в процессе расширения.

Сгорание в дизельном двигателе происходит при переменном давлении и изменяющемся объеме газов. Для облегчения расчетов обычно предполагается, что процесс сгорания протекает при V = const и P = const. При этом для определения температуры в конце процесса сгорания уравнение сгорания может быть выведено из баланса внесенной и использованной теплоты:

,

где Qc – теплота, содержащаяся в газах до сгорания;

Qhu– теплота, сообщаемая газам при сгорании топлива;

Qz' – теплота, содержащаяся в газах после сгорания;

Qр – теплота, эквивалентная работе расширения газов, совершаемой за период сгорания при р = const.

Выразим составляющие уравнения

и, подставив в уравнение теплового баланса, получим

Разделив полученное уравнение на Ma, имеем следующий вид уравнения:

.

После преобразований получаем уравнение сгорания для дизельных двигателей:

.

Для решения этого уравнения и определения TZ необходимо задаться степенью повышения давления λ, зависящей от количества топлива, сгорающего при изохорическом и изобарическом процессах. Выличина степени повышения давления составляет у двигателей с раздельными камерами сгорания 1.1–1.4, у двигателей с нераздельными камерами 1.4–2.2.

Давления в конце процесса сгорания дизельного двигателя можно определить по формуле:

.

Для определения степени предварительного расширения продуктов сгорания дизельного двигателя выразим количество газов в цилиндре двигателя до и после сгорания:

Определим коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

и из полученного выражения выразим степень предварительного расширения продуктов сгорания:

На основании опытных данных установлено, что температура в конце процесса сгорания изменяется в следующих пределах: для карбюраторных двигателей – от 2400 до 2800 К, для дизельных двигателей с нераздельными камерами сгорания – от 1800 до 2200 К , для дизельных двигателей с раздельными камерами сгорания – от 1700 до 2100 К; давление газов для карбюраторных двигателей от 4.0 до 6.0 МПа, для дизельных двигателей с нераздельными камерами сгорания от 6.5 до 12 МПа, для дизельных двигателей с раздельными камерами сгорания от 5.5 до 7.5 МПа.

2.2.5. Процесс расширения

Процесс расширения протекает с переменным теплообменом по еще более сложному закону, чем процесс сжатия, так как кроме охлаждения расширяющихся газов добавляются явления догорания топлива и восстановления продуктов диссоциации. В начале политропного процесса расширения подвод теплоты к газу вследствие догорания топлива превалирует над отводом ее в стенки камеры сгорания, и этот участок процесса расширения приближается к изотермическому (показатель политропы расширения близок по значению к единице). В дальнейшем, по мере снижения интенсивности догорания топлива, наступает момент, когда процесс расширения становится адиабатным и показатель политропы будет равен показателю адиабаты, определенному по средней температуре процесса. Конечная фаза процесса расширения сопровождается интенсивным отводом теплоты от рабочего тела, и показатель политропы становится больше показателя адиабаты. При определении параметров рабочего тела и работы расширения пользуются некоторым постоянным по значению показателем, равным среднему значению. Средний показатель политропы расширения n2 оценивают с учетом опытных данных: для дизельных двигателей n2 = 1.15 – 1.3; для карбюраторных двигателей n2 = 1.22 – 1.28. При расчете карбюраторных двигателей для определения показателя политропы расширения используют формулу, предложенную В. А. Петровым:

,

где n - частота вращения, об./мин.

Давление в конце процесса расширения может быть определено на основании известных термодинамических соотношений для политропического процесса

,

откуда

.

Для карбюраторных двигателей, в которых все тепло сообщается при V = const, а следовательно,

, ,

;

для дизельного двигателя:

, ,

.

Величина называется степенью последующего расширения, тогда

.

В карбюраторных двигателях при полностью открытой дроссельной заслонке давление в конце процесса расширения близко к 0.4 МПа. По мере дросселирования это давление понижается прямо пропорционально давлению всасывания и на холостом ходу двигателя составляет примерно 0.15 МПа. В дизелях давление конца расширения также близко к 0.4 МПа и при уменьшении нагрузки понижается незначительно.

Для определения температуры конца расширения можно использовать соотношение

,

откуда

.

Тогда для карбюраторных двигателей:

;

для дизелей:

.

Температура в конце процесса расширения перед открытием выпускного клапана для карбюраторных двигателей примерно равна 1200–1500 К. По мере дросселирования температуры несколько понижаются вследствие уменьшения количества тепла, выделяющегося при горении топлива.

В двигателях с высокими степенями сжатия температуры и давления в конце процесса расширения понижаются, так как сгоревшие газы сильнее расширяются.

В дизелях степени сжатия выше, чем в карбюраторных двигателях, а потому температура в конце процесса расширения на 200–300° ниже. Особенно резко понижается температура конца расширения дизелей при уменьшении нагрузки, что объясняется уменьшением количества впрыскиваемого топлива.

 

2.2.6. Процесс выпуска

Выпускной клапан начинает открываться в конце процесса расширения с опережением относительно НМТ на угол 40 ... 75° и закрывается после ВМТ с запаздыванием на угол 10 ... 40°. Процесс выпуска в четырехтактных двигателях условно можно разделить на три периода:

1. Свободный выпуск.

В начале открытия выпускного клапана давление в цилиндре составляет 0.4 ... 0.6 МПа, а давление в выпускном трубопроводе 0.105 ... 0.12 МПа. Под действием этого перепада давлений происходит истечение газов из цилиндра с начальной скоростью 500 ... 700 м/с. Продолжительность первого периода соответствует примерно углу опережения открытия выпускного клапана. При свободном выпуске за относительно малое время из цилиндра удаляется 50 ... 65% отработавших газов.

2. Принудительный выпуск.

Считается, что принудительный выпуск продолжается во время движения поршня от НМТ к ВМТ. Истечение газа из цилиндра в этот период происходит главным образом вследствие изменения объема цилиндра в соответствии с законом движения поршня. Скорость истечения газа и перепад давления в выпускном клапане определяются скоростью перемещения поршня, отношением площади поперечного сечения клапанной щели к площади поршня, характером нестационарного потока газа в выпускном трубопроводе. Температура и давление газа в цилиндре в период принудительного выпуска изменяются незначительно.

3. Продувка.

Продувка осуществляется в период перекрытия клапанов, когда в зависимости от соотношения давления газа в цилиндре, во впускном и выпускном трубопроводах движение отработанных газов может быть в разных направлениях. Качественная очистка цилиндров от отработавших газов обеспечивается в двигателях с настроенной системой газообмена.

2.3. Индикаторные и эффективные показатели двигателя

2.3.1. Индикаторные показатели рабочего цикла

Индикаторные показатели характеризуют эффективность действительного рабочего цикла. К индикаторным показателям относятся среднее индикаторное давление Pi, индикаторная мощность Ni, индикаторный КПД ηi и индикаторный удельный расход топлива gi.

Средним индикаторным давлением называют такое условное, постоянное по величине давление Pi, которое, действуя на поршень, совершает работу за один его ход от ВМТ до НМТ, равную полезной работе газов за рабочий цикл (рис. 2.8). Работа газов равна площади заключенной внутри индикаторной диаграммы. Полезная работа газов за один цикл определяется разностью площадей F1 и F2.

Рис. 2.8. Индикаторная диаграмма и среднее индикаторное давление

Расчетная работа газов в цикле дизеля, без учета работы насосных ходов, равна сумме работ изобарного процесса предварительного расширения и политропного процесса расширения, исключая работу политропного процесса сжатия:

.

Выразив составляющие:

и подставив в них выведенные ранее формулы:

получим выражение:

.

Как видно из рис. 2.8, расчетную работу за цикл можно выразить следующим образом через расчетное среднее индикаторное давление Ppi:

.

Приравняв два выражения расчетной работы газов за цикл и подставив известные соотношения:

; ,

получим выражение для расчетного среднего индикаторного давления для дизельного двигателя:

или

.

Для карбюраторных ДВС, где , , расчетное среднее индикаторное давление определяется следующей формулой:

,

, j д = 0,92…0,97.

Индикаторная мощность– это мощность, развиваемая газами в цилиндре двигателя.

где τ – число тактов рабочего цикла.

В реальном цикле помимо теоретически неизбежных тепловых потерь (отвод теплоты холодному источнику) часть теплоты теряется вследствие неполного сгорания топлива, отвода тепла в окружающую среду и с отработанными газами. Степень использования теплоты в реальном цикле оценивается индикаторным КПД – это отношение индикаторной работы, к расчетной теплоте сгорания топлива.

где G – количество топлива сгоревшего в цикле.

Связь между индикаторным КПД и средним индикаторным давлением выражается формулой:

,

где ρо – плотность воздуха.

Показателем, который характеризует экономичность действительного цикла, является удельный индикаторный расход топлива, равный отношению часового расхода топлива GТ к индикаторной мощности

.

Связь между удельным индикаторным расходом топлива и индикаторным КПД выражается формулой:

.

2.3.2. Эффективные показатели рабочего цикла

Часть индикаторной мощности двигателя затрачивается на преодоление трения в сопряженных узлах двигателя и на привод вспомогательных механизмов. Поэтому мощность, развиваемая на валу двигателя и отдаваемая силовой передаче машины, всегда меньше индикаторной. Эта мощность называется эффективной мощностью двигателя:

,

где Ne – эффективная мощность в кВт;

NM – мощность, затрачиваемая на преодоление трения в сопряженных узлах двигателя и на привод вспомогательных механизмов.

Средним эффективным давлением Pe называют условно постоянное давление, при котором работа газов, произведенная в цилиндрах двигателя за один ход поршня, равна эффективной работе за цикл.

Если составляющие потерь выразить через среднее давление трения, равное работе трения, отнесенной к 1м3 рабочего объема цилиндра, то

,

где Pe – среднее эффективное давление МПа;

PM – среднее давление трения, МПа.

Между средним давлением трения и числом оборотов двигателя, на основании опытных данных, установлены следующие соотношения:

для карбюраторных ДВС

где n – частота вращения двигателя, об./мин;

для дизельных ДВС

Эффективная мощность и среднее эффективное давление связаны между собой следующей зависимостью:

.

Отношение эффективной мощности к индикаторной мощности называется механическим КПД двигателя.

.

Заменив Ne и Pe, получим:

;

.

Механический КПД оценивает затраты на преодоление трения в сопряженных узлах двигателя и на привод вспомогательных механизмов. К этим затратам относятся потери на трение: поршня о стенки цилиндра, в подшипниках коленчатого и кулачкового валов, деталей распределения, а также потери на привод вентилятора, масляного и водяного насосов, генератора, магнето, прерывателя-распределителя, компрессора, нагнетателя и т. д.

Механический КПД зависит от конструктивных параметров двигателя, материала и качества обработки деталей, качества масла и смазочной системы, температурного режима, числа оборотов и нагрузки двигателя, числа и конструкции вспомогательных механизмов и ряда других факторов.

Механический КПД тем выше, чем меньше давления, передаваемые через сопряженные узлы, совершеннее система смазки и выше качество масла, лучше материалы и качество обработки деталей, меньше затрат на привод вспомогательных механизмов.

С увеличением числа оборотов и понижением нагрузки механический КПД уменьшается.

Эффективный КПД является показателем, характеризующим экономичность двигателя. Эффективным КПД называется отношение эффективной работы, выраженной в единицах теплоты, к расчетной теплоте сгорания топлива, затраченного на получение этой работы.

.

Если учесть, что

,

получим:

или

.

Если индикаторный КПД учитывает только тепловые потери, то эффективный КПД учитывает и тепловые и механические потери. Для повышения эффективного КПД необходимо повышать как индикаторный, так и механический КПД. Повышение индикаторного КПД может быть достигнуто совершенствованием рабочего цикла двигателя, а улучшение механического КПД – понижением механических потерь.

Эффективный КПД для одного и того же двигателя не остается постоянной величиной. Он изменяется в зависимости от режима работы, состава смеси, технического состояния двигателя и других факторов.

Эффективный КПД при полной нагрузке находится в следующих пределах:

карбюраторные двигатели ......... 0.22–0.28;

дизельные двигатели ..........…… 0.26–0.38.

Удельный эффективный расход топлива ge является вторым показателем экономичности работы двигателя. Он определяется по формуле:

.

Связь между обоими показателями экономичности работы двигателей ηe и ge устанавливается формулой:

или

.

Из этих выражений следует, что удельный расход топлива тем меньше, чем выше эффективный КПД и теплотворная способность топлива.

Связь между ηi, gi и ge можно определить, используя выражение

.

Тогда

или

Удельный расход топлива в карбюраторных двигателях находится в пределах 280–330 г/кВт · ч, в дизельных двигателях 210–260 г/кВт · ч.

Часовой расход топлива можно определить по формуле:

.

2.4. Особенности рабочего цикла и теплового расчета двухтактных двигателей

Двухтактные двигатели обладают по сравнению с четырехтактными следующими преимуществами:

Основные недостатки двухтактных двигателей по сравнению с четырехтактными заключаются в следующем:

Указанные недостатки в значительной мере уменьшаются у двухтактных дизельных двигателей с прямоточно-клапанной продувкой при помощи нагнетателя. Это объясняется тем, что по сравнению с кривошипно-камерной продувкой при прямоточно-клапанной продувке происходит в основном замещение отработавших газов свежим зарядом (продувочный воздух), при этом перемешивание отработавших газов и воздуха незначительно и достигается хорошая очистка цилиндров от продуктов сгорания. Потери топлива в процессе прямоточно-клапанной продувки практически исключаются, экономичность двигателя значительно возрастает, днище поршня и выпускные клапаны в конце продувки охлаждаются воздухом, что снижает их температуру.

Однако двухтактные дизельные двигатели с прямоточно-клапанной продувкой при помощи нагнетателя довольно сложны по конструкции и недостаточно долговечны.

Двигатель с бесклапанной продувкой (в том числе с петлевой) прост по конструкции, так как не имеет клапанного механизма. Нагнетатель двигателя работает при невысоком давлении продувочного воздуха и поэтому не требует значительных затрат мощности на привод. Его экономичность находится в близком соответствии с экономичностью современных четырехтактных дизелей, но среднее эффективное давление меньше (до 0.5 МПа), а габариты и вес значительно больше.

Основные особенности рабочего цикла двухтактных двигателей по сравнению с четырехтактными заключаются в следующем:

1. Рабочий цикл у них осуществляется за один оборот коленчатого вала, т. е. за два хода поршня.

2. Часть хода поршня используется для перезарядки цилиндра. Этот процесс осуществляется в конце такта расширения (выпуск продуктов сгорания) и начале такта сжатия (впуск свежего воздуха).

3. Время, отводимое на впуск свежего заряда и выпуск продуктов сгорания, крайне ограничено.

4. Процесс удаления продуктов сгорания из цилиндра двигателя (продувка) производится путем замещения их свежим зарядом – горючей смесью у карбюраторных двигателей и воздухом у дизельных двигателей.

5. Индикаторная диаграмма отличается иной конфигурацией части линии расширения и части линии сжатия, характеризующих процесс перезарядки (см. рис. 1.12, 1.13).

Все величины теплового расчета двухтактных двигателей, за исключением параметров процессов выпуска и продувки, определяются так же, как и у четырехтактных дизельных двигателей.

Порядок расчета следующий.

Для расчета принимаются:

Коэффициент остаточных газов у карбюраторных двигателей с кривошипной камерной продувкой составляет от 0.25 до 0.35. У дизельных двигателей с прямоточной продувкой при помощи нагнетателя – от 0.02 до 0.10.

Коэффициент наполнения у карбюраторных двигателей с кривошипно-камерной продувкой равен 0.5–0.7, а у дизельных двигателей с прямоточной продувкой при помощи нагнетателя – 0.8–0.85.

Коэффициент избытка воздуха принимается: для двигателя без наддува 1.2–1.7, с наддувом 1.7–2.2.

Коэффициент неполноты диаграммы составляет 0.98–1. Среднее индикаторное давление у карбюраторных двигателей с кривошипно-камерной продувкой не превышает 0.45–0.5 МПа. У дизельных двигателей с прямоточной продувкой при помощи нагнетателя – 0.65–0.8 МПа.

Механический КПД двигателя без наддува 0.7–0.8; с наддувом (без учета затраты мощности на привод нагнетателя) 0.75–0.85; с наддувом с учетом мощности, затрачиваемой на привод нагнетателя, 0.65–0.75.

Все другие величины определяются, по формулам, применяемым для четырехтактных двигателей.

Удельный эффективный расход топлива составляет: для карбюраторных двигателей с кривошипно-камерной продувкой 260–370 г/кВт · ч; для дизельных двигателей с прямоточной продувкой при помощи нагнетателя 130–170 г/кВт · ч.

 

 

3. ПАРАМЕТРЫ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

3.1. Тепловой баланс двигателей

Тепловой баланс двигателя дает представление о распределении теплоты, выделяющейся при сгорании топлива. Тепловой баланс может быть составлен на основании данных испытаний двигателя или со значительными допущениями подсчитан аналитическим методом.

Уравнение теплового баланса имеет следующий вид:

,

где: Q количество теплоты, заключенное в сгоревшем топливе;

QЕ – количество теплоты, эквивалентное эффективной работе двигателя;

QВ – часть полных тепловых потерь, соответствующая количеству теплоты, отводимое системой охлаждения и смазки;

QГ – часть полных тепловых потерь, соответствующая количеству теплоты, отводимое с отработавшими газами;

QН – часть полных тепловых потерь, обусловленная неполным или несовершенным сгоранием топлива в цилиндре двигателя;

QОСТ – остаточный член теплового баланса, учитывающий количество теплоты, теряемое вследствие теплового излучения в окружающую среду, количество теплоты, соответствующее неиспользованной кинетической энергии отработавших газов, количество теплоты, соответствующее потерям на трение и на привод вспомогательных механизмов, а также другие неучтенные потери.

Тепловой баланс карбюраторного двигателя показан на рис. 3.1а, дизельного – на рис. 3.1б.

Количество теплоты, преобразованное в эффективную работу у карбюраторного ДВС, составляет 23–30%, у дизельного ДВС – 36–38 %.

 

а) б)

Рис. 3.1. Тепловой баланс карбюраторного и дизельного двигателя

Остальная часть теплоты, выделяющаяся при сгорании топлива, поглощается различными тепловыми потерями.

Тепловой баланс в значительной мере зависит от конструктивных особенностей двигателя (тип, основные размеры, степень сжатия, система охлаждения, смазки и др.), а также от ряда эксплуатационных факторов (условия окружающей среды, число оборотов, нагрузка и др.).

 

3.2. Определение основных размеров двигателей

Основными конструктивными размерами ДВС, определяющими его габариты, массу, стоимость, срок службы и другие показатели, являются диаметр цилиндра и ход поршня.

Рабочий объем цилиндра (м3) при заданной эффективной мощности равен:

Диаметр цилиндра определяется по формуле:

Обозначим отношение хода поршня к диаметру цилиндра

Тогда

.

Такой способ определения основных размеров двигателя базируется на обоснованном выборе величины отношения хода поршня к диаметру цилиндра, числа цилиндров и частоты вращения коленчатого вала двигателя.

При выборе отношения y необходимо учитывать, что снижение y имеет преимущества и недостатки.

Преимущества:

  1. Позволяет обеспечить умеренную скорость поршня при высоких оборотах и несколько повысить механический КПД.
  2. Снижает износ цилиндро-поршневой группы.
  3. Повышает коэффициент наполнения.
  4. Повышает индикаторный КПД.
  5. Понижает высоту и вес двигателя.

Недостатки:

  1. Ухудшается форма камеры сгорания.
  2. Увеличиваются усилия на поршень.
  3. Увеличивается габаритная длина двигателя.

Для современных ДВС значение y = 0.8–1.3

Повышение частоты вращения коленчатого вала позволяет при прочих равных условиях уменьшить рабочий объем двигателя, следовательно, его габарит и массу. Однако при этом возрастают средняя скорость поршня и силы инерции движущихся масс двигателя, снижается механический КПД и экономичность, возрастают требования к топливоподающей аппаратуре дизелей.

Номинальная частота вращения коленчатого вала современных автотракторных ДВС характеризуется следующими данными, мин-1: карбюраторные четырехтактные двигатели грузовых автомобилей 3000–4000; автомобильные дизели 2000–3000; тракторные дизели 1600–2100. Данные по основным размерам наиболее распространенных ДВС приведены в табл. 3.1.

Таблица 3.1

Основные размеры двигателей внутреннего сгорания

Основные размеры

Двигатели

СМД14/

20Н

СМД

60/ 72

ЗИЛ-130

ЗИЛ-357

ЯМЗ-236/ 238/ 240

Камаз-740

Cummins L 10

Vh, л

1.583

1.525

0.75

0.875

1.85

1.356

1.67

S, мм

140

115

95

95

140

120

136

D, мм

120

130

100

108

130

120

125

y , при

ne, мин-1

1.17

0.88

0.95

0.88

1.08

1

1.09

1700

1900

2000 2100

3200

3200

2100

2600

2100

3.3. Основные параметры двигателей

Для оценки и сравнения автотракторных двигателей, кроме конструктивных размеров, применяют ряд термодинамических, динамических, технологических параметров.

К термодинамическим параметрам относят: среднее эффективное давление, литровую и удельную поршневую мощности двигателя. Динамические параметры характеризуются средней скоростью поршня и коэффициентом форсировки. Технологическими параметрами являются удельный и литровый веса двигателя.

Литровой мощностью двигателя называется эффективная мощность двигателя, отнесенная к его литражу:

или

Как видно из приводимого выражения, повышение литровой мощности достижимо путем увеличения среднего эффективного давления, числа оборотов. Чем больше литровая мощность, тем меньше (при прочих равных условиях) габариты и вес двигателя. Литровая мощность дает возможность сравнивать степень использования рабочего объема двигателей, развивающих одинаковое число оборотов.

Удельной поршневой мощностью двигателя называется эффективная мощность двигателя, отнесенная в сумме площадей поршня двигателя:

.

Удельная поршневая мощность характеризует общую напряженность двигателя.

Средняя скорость поршня (м/с) определяется по формуле:

,

где S - ход поршня, мм.

Коэффициентом форсировки называется произведение средней скорости поршня на среднее эффективное давление.

.

Коэффициент форсировки показывает два пути повышения мощности двигателя:

  1. Применение наддува с увеличением цикловой подачи топлива и соответствующим возрастанием Pe;
  2. Увеличение частоты вращения двигателя и возрастанием скорости поршня ωср.

Сухим весом двигателя GД называют вес двигателя без воды и масла, без коробки передач, муфты сцепления, радиатора и без агрегатов, не имеющих непосредственного отношения к двигателю, но с вентилятором, генератором и воздухоочистителем.

Литровым весом двигателя называется сухой вес двигателя, приходящийся на единицу литража:

.

Литровой вес дает возможность судить о степени совершенства конструкции и технологии изготовления двигателя.

Удельным весом двигателя называется сухой вес двигателя, приходящийся на единицу эффективной мощности:

.

 4. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Работу двигателя в различных эксплуатационных условиях можно проанализировать, если установлена связь между его мощностью, крутящим моментом, расходом топлива и другими величинами и показателями, определяющими режим работы двигателя.

Режим работы двигателя характеризуется нагрузкой и числом оборотов.

Полной нагрузкой называется любой режим работы двигателя, независимо от числа оборотов, при полностью открытой дроссельной заслонке (карбюраторные и газовые двигатели) или полной подаче топлива (дизельные двигатели).

Частичными нагрузками называются любые другие режимы работы двигателя при неполном открытии дроссельной заслонки или неполной подаче топлива. Частичные нагрузки оцениваются в долях от полной нагрузки с указанием соответствующего им числа оборотов.

Зависимость какого-либо основного показателя (или показателей) работы двигателя от другого показателя или фактора, влияющего на работу двигателя, называется характеристикой двигателя.

Характеристики двигателя строятся на основании опытных данных, получаемых при испытаниях двигателя в лабораторных условиях.

Основными характеристиками двигателя являются: скоростная характеристика; нагрузочная характеристика; регулировочные характеристики.

Испытание и построение регулировочных характеристик двигателя обычно предшествует получению скоростных и нагрузочных характеристик.

 4.1. Регулировочные характеристики

Регулировочной характеристикой называется зависимость мощности, крутящего момента, расходов топлива или одного из этих показателей от какого-либо показателя или фактора, влияющего на работу двигателя.

Мощность и экономичность карбюраторных двигателей зависят от состава горючей смеси, на которой они работают. Эту зависимость определяют с помощью регулировочной характеристики по составу смеси (рис. 4.1).

Рис. 4.1. Регулировочная характеристика по составу смеси.

Для определения регулировочной характеристики испытывают двигатель, поддерживая неизменным число оборотов коленчатого вала, положение дроссельной заслонки и температуру охлаждающей воды. При испытаниях изменяют только регулировку карбюратора, устанавливая последовательно топливные жиклеры с разными пропускными способностями или изменяя расход бензина через жиклеры с помощью регулировочной иглы.

При стабильном числе оборотов коленчатого вала и неизменном положении дроссельной заслонки количество воздуха, поступающего в двигатель, остается постоянным, поэтому в этих условиях изменение пропускной способности жиклеров обеспечивает обеднение или обогащение состава горючей смеси, на которой работает двигатель.

Количество тепла, которое должно выделяться при полном сгорании топлива, уменьшается как при обеднении смеси, так и при ее обогащении, учитывая химическую неполноту сгорания.

При уменьшении тепловыделения в процессе сгорания понижаются максимальные температуры и давления цикла, теплопередача в стенки и тепло, уносимое с выпускными газами.

Рациональная регулировка дозирующей системы выбирается на основании ряда регулировочных характеристик, полученных для конкретных эксплуатационных режимов.

Регулировочная характеристика по опережению зажигания показывает связь между эффективной мощностью, расходом топлива и углом опережения зажигания (рис. 4.2).

Рис. 4.2. Регулировочная характеристика по опережению зажигания

Из сопоставления кривых регулировочной характеристики двигателя следует, что каждому режиму по числу оборотов соответствует определенный, наиболее выгодный угол опережения зажигания, при котором достигается наибольшая мощность. С увеличением числа оборотов наиболее выгодный угол опережения зажигания возрастает. Последнее объясняется главным образом тем, что с увеличением оборотов время, отводимое на сгорание, сокращается.

Регулировочная характеристика карбюраторного двигателя позволяет установить, что при рассматриваемом числе оборотов наиболее выгодному углу опережения зажигания соответствует не только наибольшее значение мощности, но и наилучшая экономичность – минимальный удельный расход топлива.

4.2. Скоростные характеристики

Скоростной характеристикой называется зависимость мощности, крутящего момента, расхода топлива и других показателей работы двигателя от числа оборотов.

Скоростная характеристика строится по данным испытаний двигателя на тормозном стенде и является основным документом для оценки двигателя при проектировании и в эксплуатации. По скоростным характеристикам сравнивают двигатели различных моделей.

Различают нормальные и нормально-эксплуатационные скоростные характеристики.

Нормальная скоростная характеристика снимается с двигателя, не оборудовнного вентилятором, воздухоочистителем и глушителем, а иногда и генератором.

Нормально-эксплуатационная скоростная характеристика снимается с двигателя, оборудованного полным комплектом всех вспомогательных приборов.

Скоростная характеристика двигателя может быть построена также аналитическим путем, но с некоторым приближением.

Скоростная характеристика в общем виде показана на рис. 4.3.

Характерными точками по оси частот вращения двигателя на скоростной характеристике являются:

nmin – минимальное число оборотов, при которых двигатель еще может устойчиво работать при полной нагрузке;

nM – число оборотов, соответствующее максимальному крутящему моменту;

Рис. 4.3. Скоростная характеристика двигателя в общем виде

ng число оборотов, соответствующее наибольшей экономичности;

ne число оборотов, соответствующее максимальной мощности;

nX максимальное число оборотов, которое может развивать двигатель вхолостую при полностью открытом дросселе или полной подаче топлива;

nP максимальные или “разносные” обороты, которые двигатель может развивать без регулятора при полностью открытом дросселе или полной подаче на холостом ходу. Работа при таком числе оборотов недопустима.

Из скоростной характеристики следует, что максимальный крутящий момент выше крутящего момента, реализуемого при максимальной мощности двигателя.

Отношение максимального крутящего момента при nM к крутящему моменту при ne называется коэффициентом приспособляемости К.

Этот коэффициент является показателем, оценивающим динамические качества двигателя. Он характеризует способность двигателя преодолевать возможное увеличение суммарных сопротивлений при движении машины без перехода на низшую передачу. Коэффициент приспособляемости у карбюраторных двигателей составляет 1.1–1.4, у дизельных 1.05–1.15.

Число оборотов nM, соответствующее максимальному крутящему моменту, обычно равно (0.4–0.7) ne.

4.2.1. Внешняя скоростная характеристика

Характеристика, полученная при полностью открытом дросселе (карбюраторные и газовые двигатели) или при полной подаче топлива (дизельные двигатели) и соответствующая максимальной мощности двигателя на каждом скоростном режиме, называется внешней скоростной характеристикой. Любая точка на кривой внешней характеристики характеризует полную нагрузку двигателя (рис. 4.4).

Рис. 4.4. Внешняя скоростная характеристика

Внешняя скоростная характеристика карбюраторного двигателя снимается при полностью открытой дроссельной заслонке, установившемся тепловом режиме и оптимальном угле опережения зажигания для каждого скоростного режима.

4.2.2. Частичные скоростные характеристики

Характеристики, полученные при неполностью открытом дросселе или неполных подачах топлива, называются частичными скоростными характеристиками. Любая точка на кривых частичных характеристик характеризует неполные нагрузки.

Протекание рабочих циклов карбюраторных двигателей на прикрытых дроссельных заслонках связано с понижением всех давлений цикла, уменьшением количеств выделяющегося тепла при сгорании и более медленном его протекании. Одновременно с этим при меньших нагрузках возрастают относительные величины насосных тепловых и механических потерь.

В соответствии с этим изменяется характер скоростных характеристик, на рис. 4.5 показаны внешняя скоростная характеристика (сплошные кривые) и частичная скоростная характеристика (пунктирные кривые).

Максимумы кривых эффективных мощностей по мере прикрытия дросселя сдвигаются в сторону меньших чисел оборотов.

Рис. 4.5. Внешняя и частичная скоростные характеристики

Дизельный двигатель, имеющий всережимный регулятор, при уменьшении нагрузки работает на более бедной смеси, вследствие чего температуры газов в цилиндрах понижаются и тепловые потери в стенки сокращаются, а насосные потери при уменьшении нагрузок остаются почти без изменения. Однако большие, чем в карбюраторных двигателях, механические потери при уменьшении нагрузки быстрее возрастают по относительной величине, несколько ухудшая топливную экономичность дизеля при его малых нагрузках. Числа оборотов, соответствующие наибольшим эффективным мощностям дизелей при частичных нагрузках и наличии регулятора, сдвигаются в сторону меньших оборотов только при сильном их уменьшении.

4.2.3. Построение скоростных характеристик аналитическим методом

Скоростная характеристика проектируемого двигателя может быть построена аналитически по эмпирическим формулам С. Р. Лейдермана, если для ряда режимов по числу оборотов произведен тепловой расчет.

;

.

Крутящий момент и часовой расход топлива определяют по формулам (Нм и кг/ч соответственно):

;

.

где максимальная мощность двигателя, кВт;

удельный расход топлива при максимальной мощности, кг/кВт· ч;

n – выбранная частота вращения коленчатого вала, с-1;

neчастота вращения, соответствующая максимальной мощности, с-1;

А, В, С, А1, В1, С1 – постоянные коэффициенты, значения которых приведены в табл. 4.1.

Таблица 4.1

Постоянные коэффициенты формул Лейдермана

Двигатели

A

B

C

A1

B1

C1

Карбюраторные

1

1

1

1.2

1

0.8

Дизельные:

 

 

 

 

 

 

с непосредственным впрыском

0.87

1.4

1

1.55

1.55

1

предкамерные

0.6

1.4

1

1.2

1.2

1

форкамерные

0.7

1.3

1

1.35

1.35

1

4.3. Регуляторная характеристика

В условиях эксплуатации двигателей их нагрузка изменяется в широких пределах. При неподвижном рычаге или педали, управляющими подачей топлива, изменение внешней нагрузки вызовет колебания частоты вращения двигателя. В этих случаях для сохранения частоты вращения двигателя, постоянной при изменении внешней нагрузки, необходимо соответcтвенно изменять мощность дизеля, что возможно за счет разного количества впрыскиваемого дизельного топлива.

Таким образом, при регулировании мощности дизеля и приведении ее в соответствие с внешней нагрузкой необходимо автоматически изменять цикловую подачу топлива, для чего в систему питания включают регулятор. В соответствии с этим для оценки параметров, характеризующих работу дизеля с регулятором, используют регуляторную характеристику, определяющую зависимость чисел оборотов, часовых и удельных расходов топлива и других параметров от эффективной мощности, при воздействии регулятора на орган подачи топлива.

Регуляторную характеристику снимают, испытывая дизель, причем снятие регуляторной характеристики должно производиться при постоянном положении органа управления регулятором путем постепенного увеличения нагрузки от холостого хода до полной. При этом числа оборотов изменяются от максимальных, определяемых регулятором, до оборотов, при которых крутящий момент дизеля достигает максимума. В соответствии с этим при увеличении внешней нагрузки повышение мощности дизеля должно быть получено автоматически за счет возрастания цикловых подач дизельного топлива.

Регуляторная характеристика дизеля представлена на рис. 4.6.

Рис. 4.6. Регуляторная характеристика дизеля

4.4. Нагрузочная характеристика

Нагрузочной характеристикой называется зависимость часового и удельного расходов топлива от мощности, крутящего момента или среднего эффективного давления двигателя при постоянном числе оборотов. Для снятия характеристик по нагрузке необходимы следующие условия:

Снятие характеристик производится при различных положениях дроссельной заслонки (карбюраторные двигатели) или при различных положениях рейки топливного насоса (дизельные двигатели).

На рис. 4.7. приводятся нагрузочные характеристики двигателей ЗИЛ-131 и ЯМЗ-236. Нагрузочные, характеристики позволяют оценить экономичность двигателя при различных режимах работы (по оборотам и нагрузке).

 

Рис. 4.7. Нагрузочные характеристики

 studhelp.org.ua