Двигатели внутреннего сгорания

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 ДТ 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 ДТ характеризуется следующими данными:

· карбюраторные двигатели, работающие на бензине 10-45 °С;

· дизельные двигатели 10-25 °С.

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 зх по формуле:



.

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 п1увеличивается. При интенсивном охлаждении цилиндров, увеличении зазоров между поршневыми кольцами и цилиндрами вследствие их износа валичина п1уменьшается.

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.

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-б°, 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 ц. 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. двигатель сгорание двухтактный мотор

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/dб, оценивающим приращение давления в период сгорания на 1° угла поворота коленчатого вала. Это отношение называется такжепоказателем 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 ? ? 1

;

при неполном сгорании ? < 1

,

где Дhu - 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 ц, 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 готмечен 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/dб. 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:

· температура воспламенения топлива и его цетановое число, так как с понижением температуры самовоспламенения и повышением цетанового числа период задержки воспламенения сокращается;

· степень сжатия двигателя, так как с повышением степени сжатия увеличиваются температура и давление воздуха к моменту впрыска, понижается температура самовоспламенения топлива и увеличивается разность между температурой сжатого воздуха и температурой самовоспламенения топлива.

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 л, 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.

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 n2оценивают 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.

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

Индикаторные показатели рабочего цикла

Индикаторные показатели характеризуют эффективность действительного рабочего цикла. К индикаторным показателям относятся среднее индикаторное давление Pi, индикаторная мощность Ni, индикаторный КПД зi 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:

,

, ? д = 0,92…0,97.

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

где ф - 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 со - 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:

.

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 зe 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 зi, 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:

· Мощность двухтактных двигателей при прочих равных условиях значительно выше мощности четырехтактных двигателей. Теоретическая мощность двухтактного двигателя должна в два раза превышать мощность четырехтактного двигателя, так как рабочий цикл двухтактного двигателя совершается не за два, а за один оборот коленчатого вала. Однако из-за уноса части горючей смеси вместе с продуктами сгорания и несовершенной очистки цилиндров фактическое увеличение мощности составляет только 50 - 70% .

· Двухтактные двигатели обеспечивают большую равномерность хода, так как каждый рабочий ход у них совершается за один оборот вала.

· Двухтактные двигатели имеют меньшие габариты и вес.

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

· Неизбежные потери топлива в период продувки (очистки) цилиндров резко ухудшают экономичность и КПД двигателя. Эти потери топлива наиболее значительны у карбюраторных двигателей с кривошипно-камерной продувкой, что в значительной мере и ограничивает сферу их применения.

· Двухтактные двигатели в процессе работы отличаются большей тепловой напряженностью деталей кривошипно-шатунного механизма, что является следствием удвоенной частоты рабочих ходов; в более напряженных условиях работает и топливоподающая аппаратура (дизельные двигатели).

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:

· коэффициенты: избытка воздуха, использования тепла, остаточных газов, неполноты диаграммы;

· температура окружающей среды;

· температура остаточных газов;

· приращение температуры вследствие подогрева воздуха о стенки цилиндра;

· давления: окружающей среды, продувки;

· показатели: политропный сжатия, политропный расширения, политропный сжатия воздуха в нагнетателе;

· степень повышения давления.

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 %.

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 ? необходимо учитывать, что снижение ? 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 ? = 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
? , 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:

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 щср.

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, называетсяхарактеристикой 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 помощьюрегулировочной характеристики по составу смеси (рис. 4.1).