48237

ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Конспект

Производство и промышленные технологии

Остов двигателя Уравновешивание одноцилиндрового двигателя. Уравновешивание четырехцилиндрового однорядного двигателя Уравновешивание двухцилиндрового Vобразного двигателя.

Русский

2013-12-08

5.35 MB

20 чел.

PAGE  36

ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

 

 

Часть II

КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ, МЕХАНИЗМОВ И СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЕЙ

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ…………………………………………………..

1. КРИВОШИПНО-ШАТУННЫЙ МЕХАНИЗМ .……...

1.1. Общие сведения и классификация …………………...

1.2. Конструкция кривошипно-шатунного механизма…..

1.2.1. Остов двигателя…………………………………

1.2.2. Поршневая группа………………………………

1.2.3. Шатунная группа.……………………………….

1.2.4. Коленчатый вал и маховик…………………….

1.3. Кинематика кривошипно-шатунного механизма…....

1.4. Динамика кривошипно-шатунного механизма...…....

1.4.1. Приведение масс движущихся деталей кривошипно-шатунного механизма…………...

1.4.2. Силы инерции кривошипно-шатунного механизма и силы давления газов.……………..

1.4.3. Силы, действующие на поршневой палец, шатунные и коренные шейки……….………….

1.5. Уравновешивание двигателей внутреннего

сгорания…

1.5.1. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя………………………………………...

1.5.2. Уравновешивание четырехцилиндрового однорядного двигателя…………………………

1.5.3. Уравновешивание двухцилиндрового

V-образного двигателя………………………...

1.5.4. Уравновешивание восьмицилиндрового

V-образного двигателя………………………....

1.6. Равномерность хода и расчет маховика двигателя….

1.6.1. Общие положения……………………………….

1.6.2. Расчет маховика…………………………………

2. ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЙ МЕХАНИЗМ………

2.1. Классификация и конструктивный обзор газораспределительных механизмов ……..…….…....

2.1.1. Расположение клапанов……………..………….

2.1.2. Привод к распределительному валу..………….

2.2. Элементы механизма газораспределения....………….

3. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ.………..

3.1. Классификация систем охлаждения.…………….……

3.2. Жидкостная система охлаждения……………...……...

3.2.1. Элементы жидкостной системы охлаждения…

3.2.2. Основы расчета жидкостной системы охлаждения………………………………………

3.3. Воздушная система охлаждения.………………….….

4. СИСТЕМА СМАЗКИ ДВИГАТЕЛЯ..………………….

4.1. Классификация и устройство системы смазки.…..…..

4.2. Механизмы и аппараты системы смазки……………..

4.3. Основы расчета системы смазки двигателей…………

4.3.1. Расчет масляного насоса…………………….….

4.3.2. Расчет масляного радиатора…………...……….

5. СИСТЕМА ПИТАНИЯ БЕНЗИНОВЫХ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

5.1. Система питания карбюраторного двигателя.…….….

5.1.1 Устройство элементарного карбюратора………

5.1.2. Основы теории карбюрации……………………

5.1.3. Влияние состава горючей смеси на работу двигателя………………………………………..

5.1.4. Характеристика желаемого карбюратора.…….

5.1.5. Характеристика элементарного карбюратора…

5.1.6. Главное дозирующее устройство……………..

5.1.7. Дополнительные дозирующие устройства…..

5.1.8. Определение основных размеров карбюратора.

5.2. Система питания двигателя с впрыском бензина…….

5.3. Система питания газовых двигателей………………...

6. СИСТЕМА ПИТАНИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ……………………………………………….

6.1. Схемы системы питания дизельных двигателей……..

6.2. Распыливание топлива в цилиндре дизельного двигателя……………………………………………….

6.3. Камеры сгорания дизельных двигателей…………….

6.4. Основные приборы системы питания………………..

6.5. Определение основных размеров секции ТНВД и форсунки…………………………………………….

7. СИСТЕМА ПУСКА ДВИГАТЕЛЕЙ…………………...

7.1. Способы пуска двигателей……………………………

7.2. Параметры пускового устройства……………………

8. СИСТЕМА ЗАЖИГАНИЯ………………………………

8.1. Устройство и основы теории батарейного зажигания.

8.2. Зажигание от магнето………………………………….

8.3. Электронные системы зажигания…………………….

9. СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ………………………….

9.1. Теоретические основы регулирования скоростных режимов двигателей…………………………………..

9.2. Классификация и конструкции регуляторов…………

10. ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ И ПРОБЛЕМЫ ЭКОЛОГИИ…………………………..

10.1. Вредные выбросы в составе отработавших газов и их воздействие на живую природу………………..

10.2. Законодательные ограничения выбросов вредных веществ…………………………………………………

10.3. Альтернативные топлива……………………………..

10.4. Совершенствование систем питания и зажигания….

10.5. Нейтрализация………………………………………

Список литературы…………………………………………

1. КРИВОШИПНО-ШАТУННЫЙ МЕХАНИЗМ

  1.  Общие сведения и классификация

Кривошипно-шатунный механизм (КШМ) преобразует возвратно-поступательное движение поршня во вращательное движение коленчатого вала. Детали КШМ участвуют в совершении рабочего процесса и воспринимают механические и тепловые нагрузки.

Кривошипно-шатунный механизм является основным рабочим механизмом поршневого двигателя внутреннего сгорания. На рис. 1.1 показаны схемы кривошипно-шатунных механизмов, применяемых в двигателях.

Тронковый кривошипно-шатунный механизм (рис. 1.1а) наиболее часто применяется в двигателях простого действия. Поступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение коленчатого вала при помощи шатуна, сочлененного шарнирно верхней головкой с поршневым пальцем и нижней головкой с шейкой колена вала. Рабочая полость располагается над поршнем в цилиндре, закрытом крышкой.

Крейцкопфный кривошипно-шатунный механизм изображен на рис. 1.1б. Поршень в данном механизме соединяется с шатуном при помощи жестко связанного с поршнем штока и крейцкопфа, совершающих поступательное движение. При таком сочленении поршень разгружается от нормальной силы, так как ее действие переносится на крейцкопф; вследствие этого становится возможным создание второй рабочей полости в цилиндре под поршнем. При этом шток должен проходить через нижнюю крышку со специальным сальником, обеспечивающим герметичность полости под поршнем. Крейцкопфная система кривошипно-шатунного механизма применяется в тихоходных двигателях простого действия большой мощности, а также в двигателях двойного действия.

Тронковый кривошипно-шатунный механизм двигателя с V-образным расположением показан на рис. 1.1в.

 

а б в

Рис. 1.1. Схемы кривошипно-шатунных механизмов двигателей внутреннего сгорания

На автомобильных и тракторных двигателях применяют центральные (аксиальные) (рис. 1.2а), смещенные (дезаксиальные) (рис. 1.2б) тронковые кривошипно-шатунные механизмы.

В центральном КШМ ось цилиндра пересекает ось коленчатого вала. В дезаксиальном КШМ ось цилиндра не пересекает ось коленчатого вала, а смещена относительно нее на некоторое расстояние е. Смещение оси цилиндра уменьшает разницу в давлениях на правую и левую стороны цилиндра. Во время рабочего хода давление поршня на стенку цилиндра уменьшается, а во время хода сжатия – увеличивается, что в общем дает более равномерный износ двигателя. К преимуществам дизаксиального механизма следует отнести меньшую скорость поршня около верхней мертвой точки (ВМТ), благодаря чему улучшается процесс сгорания, который приближается к условиям сгорания при постоянном объеме. Величина смещения е обычно откладывается в направлении вращения коленчатого вала. Для современных двигателей относительное смещение, или дезаксаж, – отношение смещения е к радиусу кривошипа r находится в пределах 0.04–0.10. Наибольшее распространение получил центральный КШМ, кинематический и динамический анализ работы которого рассматривается ниже.

 

а б

Рис. 1.2. Схемы тронковых кривошипно-шатунных механизмов двигателей внутреннего сгорания

  1.  Конструкция кривошипно-шатунного механизма

Условно элементы КШМ можно разделить на две группы: неподвижные и подвижные. К неподвижным элементам относятся блок цилиндров, головка блока цилиндров, картер с подшипниками коленчатого вала и поддоном, соединяющие их детали. Все это образует остов двигателя. Подвижными элементами механизма являются поршень, поршневые кольца, поршневой палец, шатун с подшипниками, коленчатый вал с маховиком, соединяющие их детали.

1.2.1. Остов двигателя

Элементы остова при работе двигателя нагружены силами давления газов и силами инерции движущихся частей. Вследствие этого элементы остова должны быть связаны между собой в общую жесткую систему во избежание недопустимых деформаций отдельных звеньев.

Конструктивное оформление остова зависит от общей компоновки двигателя и его назначения. Размеры внутренних полостей определяются в основном размерами и траекторией движения деталей кривошипно-шатунного механизма. Внешнее очертание и число неподвижных элементов остова зависят от числа цилиндров и их расположения, от схемы механизма газораспределения, положения распределительного вала, условий монтажа, обслуживания и т. п.

Конструкция остова, помимо обеспечения необходимой продольной и поперечной жесткости при рациональной силовой схеме и внешней архитектурной форме, должна быть достаточно простой, удобной в изготовлении и иметь малую массу (масса металла, расходуемого на изготовление остова, составляет до 70% общей массы тихоходного двигателя и до 30% быстроходного).

Остов современных двигателей строят по различным силовым схемам. Под силовой схемой понимается схема передачи основных сил отдельными элементами двигателя, а также двигателем и его опорами во время работы.

На рис. 1.3 изображен разрез V-образного дизеля, выполненного по схеме с несущими (силовыми) шпильками. Такая силовая схема применяется в двигателях различных классов, например, автомобильных, тепловозных и судовых. При этом число плоскостей разъема между деталями корпуса может быть разным.

Рис. 1.3. Остов V-образного дизеля с несущими шпильками

Наличие большого числа горизонтальных плоскостей разъема упрощает изготовление крупных элементов корпуса, облегчает монтаж и обслуживание, но снижает его общую жесткость. Поэтому в двигателях разъем между цилиндрами и картером обычно не делают. Цилиндры и картер в этом случае изготовляют в виде общей отливки, называемой блок-картером. Двигатель при такой компоновке может иметь разъемный или неразъемный блок-картер.

В двигателях без горизонтальных плоскостей разъема в картере коленчатый вал часто устанавливают на подшипниках качения и монтируют в осевом направлении через отверстия, растачиваемые в стенках картера. Неразъемный картер с торцовыми отверстиями называют картером туннельного типа (рис. 1.4).

В автомобильных и тракторных двигателях, а также частично в быстроходных судовых и стационарных двигателях обычно применяют блок-картер с подвешиванием коленчатого вала к картеру. На рис. 1.5 показан блок-картер быстроходного транспортного двигателя, в котором цилиндры и картер отлиты в виде общего блока с подвешиванием коленчатого вала.

Горизонтальную плоскость разъема располагают по оси коленчатого вала или ниже ее. В поперечных перегородках картера имеются гнезда для подшипников. Коленчатый вал подвешивается снизу и поддерживается массивными крышками подшипников, (подвесками). Отдельной фундаментной рамы в таких конструкциях нет; вместо нее снизу устанавливается легкий поддон, не воспринимающий нагрузок от сил, действующих при работе двигателя.

По конструкции коренные подшипники делятся на подшипники скольжения и качения. В поршневых двигателях внутреннего сгорания, за исключением мотоциклетных, некоторых автомобильных, а также ряда двигателей специального назначения, применяются подшипники скольжения.

Конструкции подшипников скольжения двигателей представляют собой цилиндрический вкладыш, состоящий из двух половин.

Рис. 1.4. Картер туннельного типа

Рис. 1.5. Картер с подвешиванием коленчатого вала

Вкладыши изготовляют из чугуна, стали или бронзы, рабочую поверхность, соприкасающуюся с шейками вала, покрывают слоем антифрикционного сплава. В зависимости от соотношения длины вкладыша и его толщины различают толсто- и тонкостенные вкладыши. Последние делают только из стали и заливают слоем свинцовистой бронзы толщиной 0.3–0.7 мм, допускающей высокие удельные нагрузки на подшипники и высокую температуру поверхностей. Широкое распространение получили также сталеалюминиевые вкладыши (рис. 1.6). От осевого и продольного перемещений вкладыши фиксируются штифтами или выступами, отбортованными на вкладышах и входящими в соответствующие пазы, выфрезерованные в гнезде рамы и крышке подшипника.

Рис. 1.6. Сталеалюминиевые вкладыши

Подшипник закрывается крышкой. В подвесных подшипниках крышки (подвески) делают более массивными. Подвески изготовляют литыми или коваными и крепят их к картеру с помощью шпилек или болтов. Один из коренных подшипников, обычно расположенный ближе к маховику, делают упорным. Он ограничивает осевые перемещения коленчатого вала. Для восприятия осевых сил вкладыш упорного подшипника снабжают заплечиками, залитыми антифрикционным сплавом, или устанавливают упорные шайбы в гнездах перегородки картера и в подвеске подшипника.

К числу наиболее ответственных элементов остова относятся цилиндры. Внутренняя часть цилиндра, ограниченная с одной стороны головкой (крышкой) цилиндра, а с другой – днищем поршня, образует камеру сгорания. Стенки цилиндра служат направляющими для поршня при его возвратно-поступательном движении, поэтому внутренняя поверхность цилиндра, так называемое зеркало цилиндра, тщательно обрабатывается.

Во время работы двигателя стенки цилиндра находятся под воздействием давления газов, а также боковых сил трения, возникающих при движении поршня. Вследствие этого цилиндры должны быть достаточно прочными и жесткими, чтобы противостоять действующим силам, а внутренняя поверхность должна обладать хорошей износоустойчивостью.

Цилиндры нагреваются горячими газами, а также в результате трения поршня и поршневых колец о стенки. Чтобы температура стенок цилиндра и температурное напряжение в них были в допустимых пределах, применяется охлаждение цилиндров, которое может быть воздушным или жидкостным. Особенно интенсивное охлаждение требуется для наиболее нагревающейся части цилиндра – камеры сгорания.

Воздушное охлаждение применяется преимущественно на авиационных и мотоциклетных двигателях, а иногда также на двигателях для легковых автомобилей и тракторов. Цилиндры с воздушным охлаждением изготовляются отдельно один от другого и отъемными от картера. Для увеличения поверхности охлаждения стенки цилиндра снабжаются ребрами. Цилиндры могут быть изготовлены: цельностальными с механически обработанными ребрами, чугунными с отлитыми ребрами, составными – из стальной гильзы с напрессованной алюминиевой оребренной муфтой или с развальцованными у основания алюминиевыми полукольцевыми ребрами. В верхней наиболее нагретой части цилиндра ребра делают большой высоты. Ребра на поверхности цилиндра располагают в соответствии с направлением воздушного потока, омывающего цилиндр. Следует отметить, что, помимо охлаждения, ребра служат также для повышения жесткости цилиндра.

Цилиндры двигателей с воздушным охлаждением могут представлять собой моноблок или быть составными. Цилиндр, изображенный на рис. 1.7, изготовлен в виде общей отливки, состоящей из собственно цилиндра 1, головки 2, впускного и выпускного патрубков и охлаждающих ребер. В нижней части цилиндр имеет фланец с отверстиями для крепления болтами к картеру.

Рис. 1.7. Цилиндр двигателя с воздушным охлаждением

При жидкостном охлаждении, применяемом в большинстве двигателей различного назначения, вокруг цилиндров создается полость охлаждения. В многоцилиндровых двигателях цилиндры обычно выполняют в виде общей отливки, т. е. в виде блока цилиндров, что повышает жесткость корпуса и уменьшает его размеры и массу. Блоки цилиндров отливают из серого чугуна или алюминиевого сплава. Чугунные блоки обладают высокой прочностью и имеют сравнительно малую стоимость. Блоки из алюминиевого сплава легко обрабатываются, имеют небольшую массу, но стоимость их выше стоимости чугунных.

Рабочей поверхностью цилиндра в чугунных блоках может служить обработанная поверхность самого блока или поверхность специальной вставной гильзы. Применение вставных гильз позволяет увеличить срок службы блока цилиндров путем замены изношенных гильз, а также изготовлением гильз из высококачественного износостойкого чугуна или стали. Если вставленная в цилиндр гильза не соприкасается с охлаждающей жидкостью, то ее называют сухой гильзой (рис. 1.8.а). Сухие гильзы устанавливаются преимущественно в двигателях с диаметром цилиндра до 200 мм.

 

а б

Рис. 1.8. Установка гильз цилиндров

Кроме сухих гильз, в цилиндрах двигателей с жидкостным охлаждением применяются мокрые гильзы. В этом случае наружная поверхность гильзы омывается охлаждающей жидкостью. Мокрые гильзы (рис. 1.8б) устанавливают сверху в блок цилиндров.

Центрирование гильзы в отверстии блока достигается с помощью верхнего и нижнего цилиндрических поясов. Опоры гильзы могут быть на различной высоте, необходимо лишь обеспечить возможность ее свободного удлинения при нагреве. В средней части цилиндра между гильзой и блоком образуется пространство – полость охлаждения, по которому циркулирует охлаждающая жидкость. Для предотвращения утечки воды в картер нижний пояс гильзы уплотняют резиновыми кольцами.

Мокрые гильзы чаще применяются в двигателях, чем сухие, благодаря лучшей теплоотдаче охлаждающей жидкости. К недостаткам мокрых гильз следует отнести уменьшение общей жесткости и прочности блока цилиндров и необходимость установки уплотнений.

Головку (крышку) цилиндров в виде общей детали на несколько цилиндров выполняют, как правило, в автомобильных, тракторных и некоторых других двигателях. В тепловозных и судовых двигателях на каждый цилиндр устанавливают отдельную крышку; такие головки применяются и в автомобильных двигателях, а также в тракторных с воздушным охлаждением.

Во время работы двигателя головка нагружается силами давления газа и предварительной затяжки крепежных шпилек или болтов. В стенках головки возникают также температурные напряжения. Конструкция и форма головки во многом зависят от способа охлаждения, расположения клапанов, формы камеры сгорания, форсунок и свечей зажигания.

Головки цилиндров большей частью делают отъемными, что облегчает их изготовление и обслуживание двигателей. На рис. 1.9 показана головка цилиндров четырехтактного дизеля. Охлаждающая вода подводится в полость головки из полости охлаждения цилиндра через перепускные окна, а отводится из наиболее высокой точки головки во избежание образования паровоздушных пробок.

 

Рис. 1.9. Головка цилиндров четырехтактного дизеля

Головки цилиндров отливают из чугуна или алюминиевого сплава, реже – из стали. В судовых и стационарных двигателях для изготовления крышек цилиндров применяется серый чугун, в двигателях повышенной мощности – легированный чугун, иногда их делают литыми из стали или составными: стальная кованая нижняя стенка (днище) и литая чугунная верхняя часть.

К цилиндру головки крепятся шпильками, болтами или анкерными связями, проходящими через остов двигателя. Стык между головкой и цилиндрами во избежание прорыва газа уплотняется прокладками, изготовленными из красной меди, стального листа, медно-асбестового материала или алюминиевого сплава. Иногда уплотнение стыка достигается не с помощью прокладок, а за счет смятия выступающего пояска.

1.2.2. Поршневая группа

Поршневая группа состоит из поршня, поршневых колец, поршневого пальца, деталей для удержания пальца от осевого перемещения, крепежных деталей.

Поршень, относящийся к числу наиболее ответственных и напряженных деталей двигателя, выполняет следующие функции:

  1.  обеспечивает требуемую форму камеры сгорания и герметичность внутрицилиндрового пространства;
  2.  передает силу давления газов на шатун и стенку цилиндра;
  3.  управляет открытием и закрытием окон (выполняет функции распределительного устройства) в двухтактных двигателях со щелевой схемой газообмена.

На поршень действуют механические нагрузки от давления газов и сил инерции, а также высокие тепловые нагрузки в период непосредственного соприкосновения его с горячими газами при сгорании топлива и расширении продуктов сгорания. Дополнительно поршень нагревается от трения о стенки цилиндра. При перегреве поршня понижаются механические свойства его материала и возрастают термические напряжения в нем. Кроме того, в этом случае ухудшается наполнение цилиндра свежим зарядом, что ведет к уменьшению мощности двигателя, возможно заклинивание поршня в цилиндре, ухудшается работа кольцевого уплотнения, а также появляются преждевременные вспышки или детонационное сгорание в двигателях с внешним смесеобразованием. Поршни двигателей внутреннего сгорания наряду с достаточной прочностью и жесткостью должны иметь меньшую массу для уменьшения сил инерции, обладать высокой теплопроводностью и износостойкостью.

Основными элементами поршня являются днище и боковые стенки. Боковые стенки образуют уплотняющую (верхнюю) и направляющую (нижнюю) части. Днище вместе с уплотняющей частью образуют головку поршня, а направляющую (тронковую) часть называют юбкой поршня.

На рис. 1.10.а показана конструкция поршня дизельного двигателя. Поршень имеет форму стакана, форма днища которого определяет форму камеры сгорания. Днище воспринимает давление газов и поэтому должно быть весьма прочным. Форма днища должна соответствовать форме и расположению струй топлива, впрыскиваемого в камеру сгорания.

В двигателях с внешним смесеобразованием и относительно невысокой степенью сжатия наиболее распространен поршень с плоским днищем (рис. 1.10.б).

В двухтактных двигателях со щелевой схемой газообмена днищу придают форму, которая способствует созданию нужного направления движения продувочного воздуха.

На наружной поверхности в головке поршня имеются канавки для поршневых колец, служащих для уплотнения цилиндра от прорыва газов и попадания смазки из картера в камеру сгорания. На внутренней поверхности юбки поршня имеются бобышки с отверстиями для установки поршневого пальца.

Для изготовления поршней используют чугун, алюминиевые и магниевые сплавы, а также сталь. Большей частью поршни делают из чугуна и алюминиевых сплавов.

Чугунные поршни отличаются высокими прочностью и износостойкостью и малым коэффициентом линейного расширения, но имеют большую массу.

 

а б

Рис. 1.10. Поршни двигателей

Поршни из алюминиевых сплавов обладают меньшей прочностью и износостойкостью, но значительно легче чугунных и применяются в двигателях с высокой частотой вращения. Поршень, изготовленный из алюминиевого сплава, несмотря на большую толщину стенок, на 25–30% легче чугунного. Теплопроводность алюминиевых сплавов в 3–4 раза выше, чем у чугуна, поэтому температура днища поршней из алюминиевых сплавов ниже, чем температура днища чугунных поршней. В результате этого соответственно ниже температура заряда, лучше наполнение цилиндра и имеется возможность осуществить большую степень сжатия в двигателях с внешним смесеобразованием. Следует отметить также, что вследствие меньшего коэффициента трения алюминиевых сплавов понижается мощность, затрачиваемая на преодоление трения поршней в цилиндре.

Существенным недостатком алюминиевых сплавов является относительно высокий коэффициент линейного расширения (в 2–2,5 раза больше, чем у чугуна), поэтому поршни из этих сплавов надо устанавливать в цилиндре с большим зазором. Значительные зазоры затрудняют пуск двигателя и вызывают стуки при работе непрогретого двигателя, а также при работе его на малых нагрузках.

Во время эксплуатации двигателя больше всего нагревается головка поршня. Поэтому диаметр ее делают обычно несколько меньше диаметра юбки. Для лучшей приработки стенки поршней из алюминиевых сплавов и чугунных поршней часто покрывают слоем олова толщиной около 0,01–0,1 мм.

Поршни двигателей с крейцкопфным кривошипно-шатунным механизмом, в отличие от поршней двигателей с тронковым кривошипно-шатунным механизмом, разгружены от нормальной силы. Поэтому юбка поршня может быть небольшой длины. Крепление поршня со штоком жесткое, без поршневого пальца.

Охлаждение поршней осуществляется в большинстве случаев маслом. В двигателях с тронковым кривошипно-шатунным механизмом поршни охлаждаются струей масла из системы смазки, направленной на внутреннюю сторону днища через канал в шатуне и сопло, которое установлено в верхней головке шатуна.

Поршневые кольца по своему назначению делятся на компрессионные (уплотнительные) и маслосъемные (маслосбрасывающие).

Компрессионные кольца ставят для предупреждения прорыва газов в картер во время сжатия и расширения. Кроме того, они служат для отвода теплоты от поршня. Компрессионные кольца работают в тяжелых условиях, совершая возвратно-поступа-тельное движение при высоких нагрузке, скорости скольжения и температуре. Кольца нагреваются от соприкосновения с горячими газами и нагретыми стенками поршня, а также вследствие трения о стенки цилиндра. Работа трения поршневых колец составляет приблизительно 40–50% механических потерь в двигателе.

Кольцо должно плотно прижиматься к внутренней поверхности цилиндра. Для этого кольцо изготовляют разрезным, и его диаметр в свободном состоянии несколько больше диаметра цилиндра, причем радиус кривизны поршневого кольца в свободном состоянии должен быть переменным. Когда кольцо сжато и вставлено в цилиндр, оно принимает цилиндрическую форму и оказывает давление на стенки, равное 0.05–0.30 МПа и более. Во время работы давление кольца на стенки увеличивается, так как проникающие через зазоры между кольцом и поршнем газы прижимают кольцо к стенкам цилиндра. На поршне ставится несколько компрессионных колец. На рис. 1.11 показана схема их уплотняющего действия.

Рис. 1.11. Уплотняющее действие поршневых колец

Опытные данные, приведенные на рис. 1.11, показывают, что при наличии трех компрессионных колец на поршне давление после третьего кольца составляет всего лишь 7.6% от давления в цилиндре. В двигателях с внешним смесеобразованием, с относительно невысокими давлениями сжатия и расширения поршни имеют по два-четыре компрессионных кольца. В дизелях вследствие более высоких давлений в цилиндре число компрессионных колец составляет три-шесть. Необходимость в большем числе компрессионных колец в дизелях связана также с условиями пуска. При низкой частоте вращения вала во время пуска требуемую температуру легче обеспечить при большом числе компрессионных колец из-за меньшей утечки сжимаемого воздуха.

Для изготовления компрессионных колец применяется серый чугун с повышенным содержанием фосфора и с присадками хрома, никеля или молибдена, придающими материалу кольца необходимую прочность, вязкость и хорошие антифрикционные свойства. Для лучшей прирабатываемости и повышения его износостойкости на кольцо наносят различные покрытия из олова или свинца, применяют пористое хромирование и т. п. Кольца чаще всего изготовляют прямоугольного сечения с различным отношением высоты кольца к радиальной толщине. Разрез кольца или так называемый замок может быть прямым, косым или ступенчатым. При надевании колец на поршень замки у отдельных колец смещают один относительно другого на 120–900. В двухтактных двигателях со щелевой схемой газообмена во избежание поломки колец их положение на поршне обычно фиксируют стопорными штифтами.

Маслосъемные кольца служат для удаления излишка масла с рабочей поверхности гильзы и предупреждения возможности попадания его в камеру сгорания, особенно в двигателях с тронковым кривошипно-шатунным механизмом, вследствие разбрызгивания масла. Часть попавшего на стенку цилиндра масла в результате так называемого насосного действия компрессионных колец выжимается в камеру сгорания и вызывает не только излишний расход смазочного материала, но и повышенное нагарообразование, а также закоксовывание, особенно верхних колец. Насосное действие компрессионных колец показано на рис. 1.12.

Во время движения поршня вниз кольца прижимаются к верхним торцам поршневых канавок, и масло со стенок цилиндра поступает в нижние торцовые зазоры. При обратном движении поршня кольца перемещаются в канавках и выдавливают масло через радиальный зазор в верхний торцовый зазор и далее в пространство над кольцами.

Рис. 1.12. Насосное действие поршневых колец

На поршне устанавливают одно-три маслосъемных кольца. Их располагают на конце направляющей части (юбки) поршня и на его головке ниже компрессионных колец. Для сбрасывания масла с зеркала гильзы наружную поверхность кольца делают конической или с фаской, обращенной в сторону камеры сгорания. При движении вверх кольца “всплывают” на масляном слое, при движении вниз острая кромка соскабливает масло. Для удаления масла, собирающегося под кромкой, в стенке поршня просверливают радиальные отверстия. Часто в маслосъемных кольцах делают также канавки с отверстиями. Форма компрессионных и маслосъемных колец показана соответственно на рис. 1.13а,б.

 

а б

Рис. 1.13. Форма компрессионных (а) и маслосъемных колец (б)

Поршневой палец служит для шарнирного соединения поршня с шатуном в тронковом кривошипно-шатунном механизме. Сечение пальцев может быть сплошным или кольцевой формы, что уменьшает массу пальца. Концами палец устанавливается в бобышках поршня, среднюю часть его охватывает подшипник верхней головки шатуна.

В двигателях старых конструкций для фиксации от осевого перемещения палец запрессовывался в гнезда и стопорился болтом. От проворачивания палец удерживался шпонкой. Существенным недостатком такой установки пальца было то, что нагрев пальца вызывал деформацию юбки, а это служило причиной заклинивания поршня.

Поэтому в современных двигателях широкое применение имеет так называемый плавающий палец, который может свободно поворачиваться как в верхней головке шатуна, так и в бобышках поршня. От осевого перемещения палец фиксируется пружинными стопорными кольцами. Вследствие наличия некоторой свободы перемещения и возможности поворачиваться вокруг своей оси во время работы плавающий палец изнашивается меньше и износ получается более равномерным по его поверхности.

При работе на поршневой палец действуют большие силы, переменные по величине и направлению, поэтому для его изготовления используют высококачественную углеродистую или легированную сталь. Рабочую поверхность пальца обычно цементируют с последующей термической обработкой для придания ей большей твердости.

  1.  Шатунная группа

Шатунная группа включает шатун, втулки, вкладыши, болты (или шпильки) с гайками, элементы крепления вкладышей и элементы шплинтовки гаек.

Шатун связывает колено вала с поршнем в тронковых двигателях или с ползунами в крейцкопфных двигателях. При работе шатун совершает сложное качательное движение и подвергается переменной по величине и направлению нагрузке от давления газов и сил инерции. Действующие на шатун силы вызывают в нем сложные деформации: сжатие, растяжение, продольный и поперечный изгибы. Поэтому шатун должен быть прочным и жестким при возможно малой массе. Материалом для шатунов обычно служит углеродистая или легированная сталь, реже – алюминиевый сплав. Шатуны изготовляют большей частью ковкой в штампах с последующей механической и термической обработкой.

В зависимости от типа двигателя и расположения цилиндров шатуны можно разделить на три группы:

  •  шатуны однорядных двигателей с тронковым кривошипно-шатунным механизмом;
  •  шатуны двухрядных двигателей (V-, W- ,VR-образных);
  •  шатуны двигателей с крейцкопфным кривошипно-ша- тунным механизмом.

Основные элементы конструкции шатуна тронкового кривошипно-шатунного механизма следующие: верхняя (или поршневая) головка шатуна, стержень (или тело) и нижняя головка.

Верхняя головка шатуна, которая охватывает поршневой палец, обычно делается неразъемной цилиндрической формы. В нее запрессовывается бронзовая втулка или вставляются стальные вкладыши с тонким слоем антифрикционного сплава, которые являются подшипником поршневого пальца. Иногда втулку в верхней головке шатуна стопорят болтом, чтобы предотвратить ее проворачивание и перемещение в осевом направлении (рис. 1.14).

Рис. 1.14. Конструкции верхних головок шатуна

Масло для смазки подшипника верхней головки шатуна подводится от шатунной шейки коленчатого вала по каналу в стержне шатуна или забрасывается при вращении вала. Иногда в верхнюю головку шатуна ставят игольчатый подшипник, однако из-за ударной нагрузки подшипники качения не получили широкого применения.

Стержень шатуна, соединяющий его верхнюю и нижнюю головки, может быть различной формы сечения (рис. 1.15). В тихоходных двигателях сечение стержня часто имеет цилиндрическую или овальную форму. Стержни с таким сечением просты в изготовлении, но круглая форма нерациональна, так как при равной жесткости шатун с круглым стержнем получается более тяжелым. Для уменьшения массы круглый стержень делают обычно пустотелым (сверленым). Во избежание концентрации напряжений переходы от стержня к головкам выполняются более плавными. Так как нижняя головка всегда значительно больше верхней, поперечное сечение стержня должно постепенно увеличиваться от верхней головки к нижней. В быстроходных двигателях стержень шатуна изготовляют преимущественно двутаврового сечения; в этом случае обеспечивается наибольшая жесткость детали в плоскости качания при наименьшей массе. Для подвода масла к подшипнику поршневого пальца большей частью по всей длине стержня высверливают отверстие диаметром 6–8 мм.

Рис. 1.15. Сечение стержня шатуна

Нижняя головка шатуна (рис. 1.16) по условиям ее монтажа, как правило, делается разъемной и имеет размеры, позволяющие вынимать поршень с шатуном через цилиндр. Разъем головки обычно располагают в плоскости оси шатунной шейки. При значительном диаметре шатунных шеек нижнюю головку шатуна иногда изготовляют с косым разъемом для облегчения демонтажа шатуна через цилиндр.

Неразъемные нижние головки в виде исключения применяют только в двигателях, коленчатые валы которых делаются разъемными, а также в случае применения подшипников качения (мотоциклетные, звездообразные и другие двигатели).

Рис. 1.16. Конструкции нижних головок шатуна

Крышка шатуна – это нижняя часть его головки. Она может быть зафиксирована относительно верхней различными способами: фиксирующим пояском у шатунных болтов, штифтами, буртиками на крышке, шлицами в полости стыка. Нижнюю головку шатуна или непосредственно заливают антифрикционным сплавом, или снабжают вкладышами с заливкой. Для регулирования зазора в шатунном подшипнике в плоскости разъема нижней головки шатуна двигателей больших размеров помещают набор калиброванных прокладок.

Шатунные подшипники, так же как и коренные, имеют вид толсто- или тонкостенных вкладышей с баббитовой или свинцовисто-бронзовой заливкой, а также сталеалюминиевых вкладышей. От проворачивания и смещения в осевом направлении вкладыши подшипника фиксируются штифтами или выступами, которые входят в соответствующие пазы в крышке.

Шатунные болты для крепления разъемных кривошипных головок шатуна испытывают переменные нагрузки. Основной нагрузкой являются сила инерции поступательно движущихся частей и центробежная сила инерции массы вращающейся части шатуна за вычетом массы крышки. Сила предварительной затяжки болтов должна обеспечивать плотность стыка и значительно превосходить по величине силу, стремящуюся раскрыть стык. При недостаточной жесткости шатунной головки и неточности ее изготовления опорные поверхности головки и гайки шатунного болта перекашиваются, что вызывает дополнительные напряжения от изгиба болта. Обрыв шатунного болта на работающем двигателе обычно вызывает разрушение деталей кривошипно-шатунного механизма и корпуса.

В двухрядных V- ,VR- и W-образных двигателях с неразъемным коленчатым валом возможны три способа размещения шатунов на коленчатом вале:

  1.  Сочлененные шатуны (рис. 1.17). Нижняя головка главного шатуна имеет косой разъем относительно оси шатуна. Крышка крепится к головке шпильками. В верхней части нижней головки имеются две проушины, расположенные под углом, соответствующим углу развала цилиндров двигателя. Прицепной шатун снабжен неразъемной нижней головкой с бронзовой втулкой. Сочленение нижней головки прицепного шатуна с главным осуществляется при помощи пальца, установленного в проушинах главного шатуна. Масло к рабочей поверхности бронзовой втулки прицепного шатуна подводится от главного шатуна по системе отверстий и через внутреннюю полость пальца.
  2.  Центральные шатуны (рис. 1.18). Нижнюю головку главного шатуна выполняют вильчатой (рис. 1.18б). Две отъемные нижние крышки охватывают стальной разрезной вкладыш шатунного подшипника (рис. 1.18а). Заливка антифрикционным сплавом на вкладышах делается по всей внутренней поверхности, а также посередине наружной поверхности. В развилку главного шатуна входит нижняя разъемная головка внутреннего шатуна (рис. 1.18в), которая охватывает средний пояс вкладыша.

Рис. 1.17. Сочлененные шатуны

а б в

Рис. 1.18. Центральные шатуны

3) Смещенные шатуны. В этом случае на одной общей шатунной шейке рядом расположены две нижние головки шатунов нормального типа, применяющихся в однорядных двигателях.

Преимуществом сочлененных шатунов является повышенная жесткость нижней головки. К недостаткам следует отнести различный ход поршней, соединенных с главными и прицепными шатунами, и сложность конструкции сочлененных шатунов. Центральные шатуны обеспечивают одинаковый ход поршней правого и левого рядов цилиндров, но также сложны в изготовлении и не обладают достаточной жесткостью. В случае применения смещенных шатунов приходится смещать ряды цилиндров в осевом направлении один относительно другого, что увеличивает длину двигателя и усложняет конструкцию передачи механизма газораспределения. Однако в современных двигателях часто при-меняются смещенные шатуны.

В кривошипно-шатунном механизме крейцкопфного типа шатун сочленяется с поршнем через шток и крейцкопф (ползун). С головкой поршня шток соединяется при помощи фланца, откованного вместе с ним. Крейцкопф представляет собой стальную паковку с двумя цапфами для соединения с верхней вильчатой головкой шатуна. Шток поршня крепится к крейцкопфу. Кроме того, к крейцкопфу болтами присоединяется один или два башмака с плоской или цилиндрической подошвой, залитой антифрикционным сплавом. Башмаки движутся по направляющим крейцкопфа. Обычно верхние головки вилки шатуна делаются разъемными с крышками, которые крепятся болтами. В верхние головки вставляются вкладыши, залитые антифрикционным сплавом.

1.2.4. Коленчатый вал и маховик

Коленчатый вал относится к числу наиболее ответственных, напряженных и дорогостоящих деталей двигателя. При работе двигателя вал нагружается силами давления газов, а также силами инерции движущихся возвратно-поступательно и вращающихся деталей, вызывающими значительные напряжения кручения и изгибные напряжения. Кроме того, возникают напряжения от крутильных колебаний. Шейки вала испытывают переменное давление, обусловливающее значительную работу трения и износ шеек. Вследствие этого коленчатый вал двигателя должен обладать высокой прочностью, жесткостью и износостойкостью трущихся поверхностей (шеек) при относительно небольшой массе (масса вала составляет 7–15% массы двигателя).

Коленчатые валы изготовляют обычно из качественных углеродистых или легированных сталей ковкой или штамповкой. Применяют также литые валы из высокопрочного чугуна и стали.

На рис. 1.19 показана конструкция коленчатого вала двигателя. Коленчатый вал имеет коренные 4 и шатунные 3 шейки. Последние расположены под определенным углом одна к другой. Щеки 2 вала выполнены как одно целое с противовесами 6. В шатунных шейках имеются полости для дополнительной центробежной очистки масла. Осевые силы воспринимаются полукольцами, расположенными в расточке блок-картера и крышке коренного подшипника. К фланцу 5 крепится маховик 1.

Относительное расположение колен на валу должно удовлетворять требованиям равномерности хода и уравновешенности двигателя.

Рис. 1.19. Конструкция коленчатого вала двигателя

Наиболее нагружены коленчатые валы дизелей скоростью нарастания давления и значительными массами деталей кривошипно-шатунного механизма. Как правило, число коренных опор коленчатых валов дизелей на одну больше числа шатунных шеек. В менее нагруженных (карбюраторных) двигателях иногда применяют валы, имеющие коренные опоры через два колена, что упрощает устройство двигателя и уменьшает его длину. Большая часть валов для уравновешивания центробежных сил снабжается противовесами. Противовесы изготовляют как одно целое со щеками или отъемными. Отъемные противовесы крепятся к щеке шпильками, болтами или при помощи шипового соединения с коническим пальцем. Большинство коленчатых валов является неразъемными, только в крупных крейцкопфных двигателях, а также в мотоциклетных двигателях малой мощности применяются составные конструкции коленчатого вала.

Маховик служит для вывода поршней из мертвых точек и уменьшения неравномерности вращения коленчатого вала.

Накопленная кинетическая энергия облегчает работу двигателя при трогании с места и преодолении кратковременных перегрузок. Маховик представляет собой массивный литой диск, который отливается из чугуна. Он крепится болтами и фиксируется штифтами на фланце коленчатого вала или непосредственно на его хвостовике. На ободе маховика установлен зубчатый венец, который передает коленчатому валу момент от пускового устройства.

Размеры и масса маховика зависят от частоты вращения и числа цилиндров. С увеличением частоты вращения количество кинетической энергии повышается, поэтому у быстроходных двигателей масса и размеры маховика меньше. Неравномерность вращения коленчатого вала уменьшается с увеличением числа цилиндров, следовательно, чем больше цилиндров, тем легче маховик двигателя.

  1.  Кинематика кривошипно-шатунного механизма

При изучении кинематики КШМ предполагают, что коленчатый вал двигателя вращается с постоянной угловой скоростью ?, отсутствуют зазоры в сопряженных деталях, и механизм рассматривают с одной степенью свободы.

В действительности из-за неравномерности крутящего момента двигателя угловая скорость переменна. Поэтому при рассмотрении специальных вопросов динамики, в частности крутильных колебаний системы коленчатого вала, необходимо учитывать изменение угловой скорости.

Независимой переменной принимают угол поворота кривошипа коленчатого вала ?. При кинематическом анализе устанавливают законы движения звеньев КШМ, и в первую очередь поршня и шатуна.

За исходное принимают положение поршня в верхней мертвой точке (точка В1) (рис. 1.20), а направление вращения коленчатого вала по часовой стрелке. При этом для выявления законов движения и аналитических зависимостей устанавливают наиболее характерные точки. Для центрального механизма такими точками являются ось поршневого пальца (точка В), совершающая вместе с поршнем возвратно-поступательное движение вдоль оси цилиндра, и ось шатунной шейки кривошипа (точка А), вращающаяся вокруг оси коленчатого вала О.

Для определения зависимостей кинематики КШМ введем следующие обозначения:

l – длина шатуна;

r – радиус кривошипа;

? – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

.

Для современных автомобильных и тракторных двигателей величина ? = 0.25–0.31. Для высокооборотных двигателей с целью уменьшения сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс применяют более длинные шатуны, чем для малооборотных.

? – угол между осями шатуна и цилиндра, величина которого определяется по следующей зависимости:

Наибольшие углы ? для современных автомобильных и тракторных двигателей составляют 12–18°.

Перемещение (путь) поршня будет зависеть от угла поворота коленчатого вала и определяться отрезком Х (см. рис. 1.20), который равен: 

.

Рис. 1.20. Схема центрального КШМ

Из треугольников А1 АВ и ОА1А следует, что

Учитывая, что , получаем:

Из прямоугольных треугольников А1АВ и А1ОА устанавливаем, что

Откуда 

Так как

то, подставив полученные выражения в формулу для перемещения поршня, получим:

Так как то

Полученное уравнение характеризует движение деталей КШМ в зависимости от угла поворота коленчатого вала и показывает, что путь поршня можно условно представить состоящим из двух гармонических перемещений:

где – путь поршня первого порядка, который имел бы место при наличии шатуна бесконечной длины;

– путь поршня второго порядка, т. е. дополнительное перемещение, зависящее от конечной длины шатуна.

На рис. 1.21 даны кривые пути поршня по углу поворота коленчатого вала. Из рисунка видно, что при повороте коленчатого вала на угол, равный 90°, поршень проходит больше половины своего хода.

Рис. 1.21. Изменение пути поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала

Скорость поршня определяется как первая производная пути поршня по времени:

где – угловая скорость вращения вала.

Скорость поршня можно представить в виде суммы двух слагаемых:

где – гармонически изменяющаяся скорость поршня первого порядка, т. е. скорость, с которой двигался бы поршень при наличии шатуна бесконечно большой длины;

– гармонически изменяющаяся скорость поршня второго порядка, т. е. скорость дополнительного перемещения, возникающая вследствие наличия шатуна конечной длины.

На рис. 1.22 даны кривые скорости поршня по углу поворота коленчатого вала. Значения углов поворота коленчатого вала, где поршень достигает максимальных значений скорости, зависят от ? и ее увеличением смещаются в стороны мертвых точек.

Для практических оценок параметров двигателя используется понятие средней скорости поршня:

.

Для современных автомобильных двигателей Vср = 8–15 м/с, для тракторных – Vср = 5–9 м/с.

Ускорение поршня определяется как первая производная пути поршня по времени:

.

Рис. 1.22. Изменение скорости поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала

Ускорение поршня можно представить в виде суммы двух слагаемых:

где – гармонически изменяющееся ускорение поршня первого порядка;

– гармонически изменяющееся ускорение поршня второго порядка.

На рис. 1.23 даны кривые ускорения поршня по углу поворота коленчатого вала. Анализ показывает, что максимальное значение ускорения имеет место при нахождении поршня в ВМТ. При положении поршня в НМТ величина ускорения достигает минимального (наибольшего отрицательного) противоположного по знаку значения и абсолютная величина его зависит от ?.

Рис 1.23. Изменение ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала

  1.  Динамика кривошипно-шатунного механизма

Двигатели современных автомобилей и тракторов являются в большинстве случаев быстроходными, вследствие чего движущиеся детали их кривошипно-шатунного механизма перемещаются со значительными скоростями и ускорениями. В карбюраторных двигателях легковых автомобилей, например, ускорение поршня достигает 22000 м/с2, а величина средней скорости поршня – 16 м/с. 

Поэтому для надежного расчета быстроходного двигателя изучение всех сил, действующих в нем, является крайне необходимым. Основные силы, действующие в автомобильных и тракторных двигателях, следующие: силы давления газов, силы инерции, силы трения и силы сопротивления.

Силы инерции масс двигателя, которые движутся с переменными по величине и направлению скоростями, имеют место как при холостом ходе, так и при работе его под нагрузкой и для некоторых деталей двигателя являются основными расчетными силами.

В зависимости от характера движения силы инерции масс кривошипно-шатунного механизма можно распределить на три группы:

  •  силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс;
  •  силы инерции вращающихся масс;
  •  силы инерции масс, совершающих сложное движение.

Для определения величины этих сил необходимо предварительно найти величины соответствующих масс.

1.4.1. Приведение масс движущихся деталей кривошипно-шатунного механизма

Приведение массы шатуна

При динамическом исследовании двигателя обычно применяют приближенный способ определения сил инерции шатуна, заменяя на основании законов механики движение фактической массы шатуна движением двух или нескольких условных масс.

Для получения системы, динамически заменяющей действительную систему, необходимо соблюдение следующих условий:

  •  Сумма всех заменяющих масс должна быть равна массе шатуна mш;
  •  Общий центр тяжести всех заменяющих масс должен совпадать с центром тяжести шатуна и двигаться по закону движения этого центра тяжести;
  •  Сумма моментов инерции всех заменяющих масс относительно оси, проходящей через центр тяжести шатуна, должна быть равна моменту инерции шатуна относительно той же оси Jш;
  •  Угловое ускорение заменяющей системы во вращательном движении по отношению к ее центру тяжести должно быть равно угловому ускорению шатуна в том же движении.

Заменим массу шатуна тремя массами m1, т2, т3 (рис. 1.24а), сосредоточенными в трех точках, лежащих на одной прямой, причем первая точка лежит на оси пальца поршня, точка В – на оси шатунной шейки коленчатого вала и точка D совпадает с центром тяжести шатуна.

а б

Рис. 1.24. Схемы замены массы шатуна

Однако масса т3 по сравнению с массами т1 и т2 получается обычно незначительной, поэтому для упрощения динамических расчетов этой массой пренебрегают, заменяя массу шатуна mш двумя массами т1 и т2, расположенными в центрах его поршневой и кривошипной головок (рис. 1.24б). Такое пренебрежение приводит к небольшой ошибке, но очень упрощает расчет.

Условия приведения, необходимые для получения системы, эквивалентной в динамическом отношении системе шатуна, или условия динамического размещения массы, будут иметь вид:

m1 + m2 = mш ,

m1l1 = m2(l – l1),

m1l21 + m2(l – l1)2 = Jш .

Четвертое условие удовлетворяется, так как прямая, соединяющая центры масс т1 и т2, совпадает с осью шатуна.

Решая приведенные выше уравнения, получим:

Масса т1 движется возвратно-поступательно вдоль оси цилиндра и поэтому относится к массе возвратно-поступательно движущихся частей; масса m2 совершает вращательное движение вокруг оси коленчатого вала и относится к массе вращающихся частей.

Для определения масс т1 и т2 необходимо знать вес шатуна mш, а также положение его центра тяжести. У готового шатуна эти величины определяют способами взвешивания и качаний. При проектировании в качестве первого приближения можно принять:

Величина mш определяется в соответствии с табл. 1.1 в зависимости от площади поршня Fп2), диаметра цилиндра D, хода поршня S и типа двигателя. Меньшие величины mш следует брать для двигателей с S/D < 1.

Таблица 1.1

Масса шатуна mш, кг

Бензиновые двигатели

при D = 60–100 мм

Дизели при D = 80–130 мм

(100–200)? Fп

(250–400)? Fп

Необходимо иметь в виду, что при расчетах на прочность стержня шатуна приведение масс не применяется, а учитывается действительное их размещение по длине шатуна.

Приведение вращающихся масс.

К вращающимся массам двигателя относятся: масса неуравновешенных частей коленчатого вала тк, часть массы шатуна т2,

Для удобства вычислений масса mк приводится к центру шатунной шейки. На рис. 1.25 представлена упрощенная схема одного колена вала. Неуравновешенной массой частей колена вала будет шатунная шейка с прилегающими к ней участками щек тшш и масса участков щек тщ, лежащих вне контура шатунной и коренной шеек с центром тяжести в точке О, который находится от оси коренной шейки на расстоянии ?.

Рис. 1.25. Приведение массы неуравновешенной части колена вала

Приведению подлежит только масса тщ,, т. к. центр ее тяжести не находится на расстоянии r от оси коленчатого вала. Согласно условию приведения при одинаковой угловой скорости ? вращения коленчатого вала центробежные силы приведенной тrщ и действительной тщ масс должны быть равны. Поэтому

,

откуда приведенная неуравновешенная масса щеки коленчатого вала

.

Тогда масса неуравновешенных частей коленчатого вала будет равна:

.

При выполнении проектных расчетов масса mк в качестве первого приближения принимается согласно данным табл. 1.2 в зависимости от площади поршня Fп2). При этом большие величины mк соответствуют двигателям с большим значением D и V-образным двигателем с двумя шатунами на одной шейке, меньшие величины – двигателям, у которых S/D < 1.

Таблица 1.2.

Масса неуравновешенной части одного колена вала

без противовесов mк ,кг

Бензиновые двигатели

D = 60–100 мм

Дизели D = 80–130 мм

Стальной кованый вал (сплошные шатунные шейки)

(150–200)? Fп

(200–400)? Fп

Стальной кованый и чугунный литой вал (полые шатунные шейки)

(100–200)? Fп

(150–300)? Fп

Предварительные проектные размеры элементов коленчатого вала (рис. 1.25) для автотракторных двигателей: dш диаметр шатунной шейки, lш – длина шатунной шейки, dк – диаметр коренной шейки, lк – длина коренной шейки приведены в табл. 1.3.

Таблица 1.3

Размеры элементов коленчатого вала

Двигатели

dш

lш

dк

lк

Бензиновые с однорядным расположением цилиндров

(0.55–0.7)·D

(0.45–0.7)·dш

(0.65–0.8)·D

(0.5–0.6)·dк

Дизельные с однорядным расположением цилиндров

(0.63–0.75)·D

(0.73–1.0)·dш

(0.72–0.9)·D

(0.54–0.7)dк

V-образные бензиновые с расположением двух шатунов на одной шейке

(0.55–0.67)·D

(0.8–1.0)·dш

(0.62–0.7)·D

(0.25–0.5)·dк

V-образные дизельные с расположением двух шатунов на одной шейке

(0.65–0.75)·D

(0.95–1.05)·dш

(0.68–0.76) ·D

(0.5–0.6)·dк

Общая масса неуравновешенных вращающихся частей двигателя, приведенных к оси шатунной шейки, равна:

.

Приведение возвратно-поступательно движущихся масс.

Общая масса частей двигателя, совершающих возвратно-по-ступательное движение, равна:

,

где mП – масса комплектного поршня, включающая массы собственно поршня, поршневых колец, поршневого пальца и заглушек;

m1 – часть массы шатуна, отнесенная к оси поршневого пальца. Массу m1 считают сосредоточенной в центре пальца поршня.

При выполнении проектных расчетов масса mП в качестве первого приближения принимается, согласно данным табл. 1.4, в зависимости от площади поршня Fп2). При этом большие величины mП следует брать для двигателей с большим D.

Таблица 1.4

Масса комплектного поршня mП, кг

Карбюраторные двигатели

D=60–100 мм

Дизели

D=80–130 мм

Поршень из алюминиевого сплава

(80–100)? Fп

(150–300)? Fп

Чугунный поршень

(150–250)? Fп

(250–400)? Fп

1.4.2. Силы инерции кривошипно-шатунного механизма и силы давления газов

После приведения масс движущихся частей кривошипно-щатунного механизма к двум массам mr и mj силы инерции этих масс находят из условий их движения.

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс вычисляют по формуле:

,

где  сила инерции первого порядка; период изменения этой силы – один оборот коленчатого вала;

 сила инерции второго порядка; период изменения этой силы – пол-оборота коленчатого вала.

Эти силы действуют по оси цилиндра и считаются положительными, если они направлены к оси коленчатого вала, и отрицательными, если направлены от коленчатого вала (рис. 1.26).

Сила инерции вращающихся масс действует по радиусу кривошипа и определяется по формуле:

.

Силы давления газов в цилиндре двигателя в зависимости от хода поршня определяют по индикаторной диаграмме, построенной по данным теплового расчета или полученной экспериментально.

Сила давления газов на поршень, действующая по оси цилиндра, равна:

,

где PX – давление газов в цилиндре двигателя, определяемое для соответствующего положения поршня (X) по индикаторной диаграмме;

P0 – давление в картере, принимаемое обычно равным давлению окружающей среды;

D – площадь поршня.

Для динамического расчета двигателя, а также для расчета на прочность его деталей необходимо иметь зависимость PГ = f(?) (рис. 1.26).

Сила PГ считается положительной, если она направлена к оси коленчатого вала.

Рис. 1.26. Графики сил PГ, Рj и Р по углу поворота коленчатого вала

Складывая алгебраически силы, действующие в направлении оси цилиндра, получим суммарную силу, действующую на КШМ, для каждой точки Х положения поршня

.

Диаграмма изменения этой силы по углу поворота коленчатого вала (для оборотов, соответствующих максимально эффективной мощности) представлена на рис. 1.26.

  1.  Силы, действующие на поршневой палец, шатунные и коренные шейки

Разложим суммарную силу P, приложенную к оси поршневого пальца, на две составляющие силы (рис. 1.27а). Первая сила направлена по оси шатуна и равна:

.

Вторая сила перпендикулярна оси цилиндра и равна:

.

Графики сил PШ, N и Р по углу поворота коленчатого вала представлены на рис. 1.27б.

 

а б

Рис. 1.27. Схема сил (а) и графики сил (б), действующих на поршневой палец

Перенесем силу Pш, действующую по оси шатуна, в центр шатунной шейки и затем разложим ее на две составляющие: касательную силу Т и перпендикулярную силу Z (рис 1.28а).

 

а б

Рис. 1.28. Схема сил (а) и графики сил (б), действующих на шатунной шейке

Сила, действующая по оси кривошипа, равна:

.

Касательная сила определяется формулой:

.

Произведение силы Т на радиус r называют крутящим моментом двигателя:

.

Графики сил T и Z по углу поворота коленчатого вала представлены на рис. 1.28б.

Кроме указанных выше сил на шатунную шейку действует, по радиусу кривошипа, сила инерции вращающихся масс Pr.

Приложим к центру коленчатого вала (точка О) (рис. 1.29) две взаимно противоположные силы Р'ш и Р''ш,, равные и параллельные силе Рш.

Рис. 1.29. Схема сил, действующих на коренной шейке

Силы Рш и Р''ш составят пару сил, момент которой на плече h равен:

.

Тогда момент пары этих сил определяется формулой:

.

Он равен крутящему моменту двигателя Мк. 

Разложим силу Р'ш на две составляющие силы:

,

.

Сила Р' действует на опорную раму двигателя, силы же N и N' составят пару сил с плечом H, равным:

.

Тогда момент определяется формулой:

.

Он стремится опрокинуть двигатель и называется реактивным моментом двигателя.

Реактивный момент всегда равен крутящему моменту двигателя, но противоположен ему по направлению.

1.5. Уравновешивание двигателей внутреннего сгорания

Силы, возникающие при работе автомобильных и тракторных двигателей, можно разделить на два вида: уравновешенные и не-уравновешенные.

Уравновешенными силами называют силы, равнодействующая которых по отношению к опорам двигателя равна нулю и которые при их суммировании не дают свободного момента. К таким силам относятся силы давления газов в цилиндре двигателя и силы трения.

К неуравновешенным силам относят силы, которые передаются на опоры двигателя: вес двигателя, реакции выпускных газов и движущихся жидкостей, центробежные силы инерции вращающихся масс двигателя, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс двигателя, касательные силы инерции вращающихся масс, возникающие вследствие непостоянной угловой скорости вращения коленчатого вала.

Во всех поршневых двигателях имеет место также переменный реактивный момент, при любом положении коленчатого вала равный по величине, но противоположный по направлению крутящему моменту двигателя. В обычных автомобильных и тракторных двигателях реактивный момент уравновесить невозможно и во время работы он всегда передается на раму автомобиля или трактора.

Неуравновешенные силы, переменные по величине и направлению, могут вызвать вибрации, как двигателя, так и всего автомобиля или трактора, причем наибольшие сотрясения вызываются силами инерции вращающихся и поступательно движущихся масс двигателя.

С увеличением равномерности крутящего момента двигателя вибрации двигателя, зависящие от реактивного момента, уменьшаются.

Неуравновешенные силы, постоянные по величине и направлению, вибраций двигателя не вызывают.

Вибрации двигателя при недостаточной жесткости его деталей могут возникнуть также под действием переменных сил давления газов. Эти вибрации устраняются увеличением жесткости деталей двигателя. Для устранения отрицательных последствий, связанных с наличием вибраций, двигатель должен быть динамически уравновешен.

В уравновешенном двигателе при установившемся режиме работы силы и моменты сил, передаваемые на его опоры, постоянны по величине и направлению или равны нулю.

Уравновешивание современных автомобильных и тракторных двигателей можно осуществить двумя способами:

  1.  расположением определенным образом цилиндров и выбором такой кривошипной схемы коленчатого вала, чтобы переменные силы инерции и их моменты взаимно уравновешивались;
  2.  созданием с помощью дополнительных масс (противовесов) новых сил, в любой момент времени равных по величине, но противоположных по направлению основным уравновешиваемым силам.

Очень часто оба эти способа применяются одновременно.

Далее рассматриваются способы уравновешивания лишь наиболее значительных сил и их моментов, к числу которых относятся:

P1j – гармонически изменяющаяся сила инерции первого порядка от возвратно-поступательно движущихся масс;

P2jгармонически изменяющаяся сила инерции второго порядка от возвратно-поступательно движущихся масс;

Рr центробежная сила инерции неуравновешенных вращающихся масс;

M1 – свободный момент от сил инерции первого порядка;

М2 – свободный момент от сил инерции второго порядка;

Mr – свободный момент от сил инерции вращающихся масс.

Особенно значительные вибрации могут вызываться неравномерным реактивным моментом и гармонически изменяющимися силами инерции и их моментами при резонансе, т. е. в случае, если частоты этих сил или моментов становятся равными частоте собственных колебаний двигателя на опорах.

1.5.1. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя

Для одноцилиндрового двигателя возможно неполное и полное уравновешивание, которое может быть достигнуто только с помощью противовесов. Неуравновешенные силы равны:

;

;

.

Неполное уравновешивание одноцилиндрового ДВС

Для уравновешивания силы инерции первого порядка P1j на продолжении щек коленчатого вала устанавливают противовесы с общей массой тх1 (рис. 1.30), центры тяжести которых расположены на расстоянии 1 от оси коленчатого вала. Величину тх1 подбирают так, чтобы вертикальная составляющая центробежной силы этой массы при любом положении коленчатого вала была равна по величине силе P1j, но противоположна ей по направлению:

.

Тогда масса противовесов равна:

.

Одновременно с этим будет действовать неуравновешенная горизонтальная составляющая силы S1, равная:

.

Таким образом, установка противовесов массой тх1 лишь переносит действие силы P1j из вертикальной плоскости в горизонтальную и, следовательно, полностью уравновесить эту силу при помощи противовесов, установленных на продолжении щек коленчатого вала, нельзя. Нельзя также уравновесить данным способом и силу инерции второго порядка.

Рис. 1.30. Неполное уравновешивание одноцилиндрового двигателя

Центробежная сила вращающихся масс Рr может быть полностью уравновешена установкой противовесов массой тх2 на радиусе 2 продолжения щек коленчатого вала (рис. 1.30). Масса каждого из противовесов находится из уравнения:

и равна:      .

Противовесы на продолжении щек коленчатого вала одноцилиндрового двигателя устанавливают таким образом, чтобы сила Рr была уравновешена полностью, что способствует уменьшению износа коренных подшипников.

Полное уравновешивание одноцилиндрового ДВС (метод Ланчестера)

Полное уравновешивание сил инерции первого и второго порядков может быть достигнуто лишь при помощи метода дополнительных валов с противовесами (рис. 1.31).

Рис. 1.31. Полное уравновешивание одноцилиндрового двигателя

Для уравновешивания силы инерции первого порядка P1j на дополнительных валах, приводимых в движение от коленчатого вала при помощи соответствующих зубчатых передач и располагаемых симметрично относительно оси цилиндра, устанавливают два противовеса. Противовесы вращаются в разные стороны, но с той же угловой скоростью, что и коленчатый вал. Их укрепляют на валах таким образом, чтобы равнодействующая центробежных сил действовала в плоскости, проходящей через ось цилиндра, и при положении поршня в ВМТ была направлена вниз. Привод дополнительных валов осуществляется от шестерни коленчатого вала при помощи промежуточной шестерни.

Уравнение уравновешивания:

.

Откуда масса каждого из противовесов равна:

,

где 1 – расстояние центра тяжести противовеса от оси вращения.

Горизонтальные составляющие сил S'' всегда равны друг другу по величине, но противоположны по направлению и, следовательно, всегда взаимно уравновешиваются.

Сила инерции второго порядка P2j может быть уравновешена аналогичным методом, т. е. установкой противовесов на валах, приводимых в движение при помощи шестерен (см. рис. 1.31) и вращающихся в разные стороны с удвоенной угловой скоростью. В этом случае масса каждого из противовесов тх2 и расстояние ее центра тяжести от оси соответствующего вала 2 должны быть таковы, чтобы обеспечивалось равенство:

.

Масса противовесов равна:

.

Горизонтальные составляющие силы S'1 взаимно уравновешиваются.

Метод дополнительных валов с противовесами применяется, в частности, для уравновешивания сил инерции первого порядка в одноцилиндровых дизелях Д-14 и Д-20.

Центробежная сила вращающихся масс Рr может быть полностью уравновешена установкой противовесов массой тх3 на радиусе 3 продолжения щек коленчатого вала (рис. 1.31). Масса каждого из противовесов находится из уравнения:

и равна:

.

1.5.2. Уравновешивание четырехцилиндрового однорядного двигателя

При уравновешивании однорядного четырехтактного четырехцилиндрового двигателя применяются два способа: конструкция коленчатого вала и установка противовесов. На данных двигателях устанавливают плоский коленчатый вал с углом развала между кривошипами 180° (рис. 1.32). Такая конструкция коленчатого вала обеспечивает лучшие условия для уравновешивания, равномерное чередование вспышек и изменения крутящего момента. Порядок работы таких двигателей 1–2–4–3 или 1–3–4–2 с чередованием вспышек через 180°.

Рис. 1.32. Уравновешивание четырехцилиндрового двигателя

Неуравновешенные силы по цилиндрам равны:

1-4-й цилиндры ;

2-3-й цилиндры ;

1, 2, 3, 4-й цилиндры .

1, 2, 3, 4-й цилиндры .

Сумма сил инерции первого порядка взаимно уравновешена, так как

.

Сумма моментов всех сил инерции вследствие симметрии вала равна нулю: 

.

Сумма центробежных сил вращающихся масс взаимно уравновешена, так как

.

Однако моменты от сил Рr значительно нагружают подшипники коленчатого вала. Для уменьшения влияния моментов, изгибающих вал, и разгрузки его шейки и подшипников на щеки кривошипов устанавливают противовесы.

Сумма сил инерции второго порядка

.

Следовательно, силы инерции второго порядка не уравновешены. Их можно уравновесить с помощью дополнительного уравновешивающего механизма, вращающегося с удвоенной угловой скоростью. Однако это сложно и громоздко, и силы инерции второго порядка в таких двигателях остаются неуравновешенными. Они воспринимаются рамой через опоры двигателя.

В редких случаях выполняется уравновешивание с использованием дополнительных балансировочных валов и противовесов, например, двигатель Saab 2.3 (рис. 1.33).

Рис. 1.33. Уравновешивание четырехцилиндрового двигателя Saab 2.3

1.5.3. Уравновешивание двухцилиндрового V-образного двигателя

Двухцилиндровый V-образный двигатель с общим кривошипом имеет угол между осями цилиндров, или угол развала цилиндров,  = 90° (рис. 1.34). В этом случае промежуток между вспышками равен для четырехтактных двигателей 450–270°, а для двухтактных – 90–270° .

Неуравновешенные силы по цилиндрам:

левый цилиндр ,

;

правый цилиндр ,

;

для обоих цилиндров .

Рассмотрим уравновешивание сил инерции первого порядка:

.

Рис. 1.34. Уравновешивание V-образного двухцилиндрового двигателя

Угол между направлениями силы R1 и осью левого цилиндра составляет 45°. Таким образом, сила R1 постоянна по величине и всегда направлена по радиусу кривошипа, а потому может быть полностью уравновешена при помощи двух противовесов, установленных на продолжении щек коленчатого вала. Из уравнения:

определяют массу противовесов

,

где тx1 – масса каждого противовеса;

1 – расстояние от центра тяжести массы тx1 до оси коленчатого вала.

Полученные зависимости справедливы при условии, что оси правого и левого цилиндров находятся в одной плоскости (например, при вильчатых или прицепных шатунах).

В V-образных автомобильных и тракторных двигателях обычно применяют шатуны, расположенные на одной шейке рядом. Вследствие этого оси цилиндров находятся в разных плоскостях, и на двигатель действует дополнительный момент. Момент действует в плоскости, которая перпендикулярна плоскости колена, и вследствие его незначительности обычно не учитывается.

Равнодействующая сил инерции второго порядка:

.

Поскольку силы P2 и P2 всегда равны по абсолютной величине и противоположны по знаку, их равнодействующая R2 действует всегда по горизонтали, причем при значениях угла поворота коленчатого вала 0–45°, 135–225° и 315–360° она направлена влево, а при значениях углах 45–135° и 225–315° – вправо.

Сила R2 может быть уравновешена только при помощи противовесов, установленных на двух дополнительных валах, вращающихся в разные стороны с угловой скоростью, равной удвоенной угловой скорости коленчатого вала (рис. 1.34).

.

Масса противовесов составляет:

.

Чтобы не усложнять конструкцию двигателя, сила в этих двигателях обычно не уравновешивается.

Равнодействующую центробежных сил инерции можно уравновесить полностью при помощи противовесов, установленных на продолжении щек коленчатого вала.

.

Здесь .

Моменты всех сил инерции равны нулю по причине, рассмотренной ранее.

Только схема V-образного двухцилиндрового двигателя с углом развала цилиндров  = 90° позволяет уравновесить равнодействующую сил инерции первого порядка путем установки противовесов на продолжении щек коленчатого вала, но эта схема не обеспечивает равномерного чередования вспышек ни для двух-, ни для четырехтактных двигателей.

1.5.4. Уравновешивание восьмицилиндрового V-образного двигателя

В восьмицилиндровых четырехтактных двигателях с углом между рядами цилиндров 90° применяют коленчатые валы с четырьмя кривошипами, расположенными в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях (рис. 1.35). При уравновешивании условно рассматривают такие двигатели, как соединение четырех двухцилиндровых V-образных двигателей, последовательно установленных по оси коленчатого вала.

Неуравновешенные силы по парам цилиндров составляют:

первая пара ,

,

;

вторая пара ,

,

;

третья пара ,

,

;

четвертая пара ,

,

.

Рис. 1.35. Уравновешивание V-образного восьмицилиндрового двигателя

Силы инерции первого и второго порядков, центробежная сила и момент сил инерции второго порядка уравновешены, т. е.

, , , .

Результирующий момент сил инерции первого порядка и центробежных сил составляет:

,

где – горизонтальная составляющая результирующего момента;

– вертикальная составляющая результирующего момента.

Тогда

.

Плоскость, в которой действует суммарный момент и должны быть установлены противовесы, составляет с плоскостью первого колена угол 18? 30'.

Моменты сил инерции первого порядка и центробежных сил обычно уравновешивают противовесами, установленными на щеках коленчатого вала. Продольный момент от сил инерции первого порядка может быть уравновешен установкой противовесов на концах коленчатого вала. Массу каждого противовеса, размещаемого на концах вала, определяют из уравнения:

,

где а  расстояние между соседними плоскостями, в которых располагаются оси цилиндров.

Из уравнения масса противовесов равна:

.

На практике часто устанавливают противовесы на щеках кривошипа и на концах коленчатого вала (двигатели ЯМЗ-236, ЯМЗ-238, ЗИЛ-131 и др.).

Действительная уравновешенность двигателя отличается от рассмотренной теоретической уравновешенности, при которой предполагается, что коленчатый вал абсолютно жесткий, вращается с постоянной угловой скоростью, а детали в различных цилиндрах имеют одинаковые размеры и массу. В действительности размеры и масса деталей двигателя различны и силы инерции для отдельных цилиндров получаются неравными.

Для максимального уменьшения влияния вредных факторов на уравновешенность двигателя вращательно движущиеся части тщательно балансируют, а части, движущиеся возвратно-по-ступательно, подбирают с минимальными отклонениями по размерам и массе. Строго контролируют распределение масс шатуна. Коленчатые валы и маховики подвергают статической и динамической балансировке. Несоблюдение технических условий на сборку деталей двигателя может привести к возникновению значительных неуравновешенных сил инерции.

  1.  Равномерность хода и расчет маховика двигателя

1.6.1. Общие положения

В идеальном двигателе угловая скорость вращения коленчатого вала ? считается постоянной.

В реальном двигателе даже при установившемся режиме работы угловая скорость ? не остается постоянной, а колеблется в течение одного цикла. Это объясняется изменением величины крутящего момента двигателя Мк, от которого и зависит в первую очередь равномерность хода двигателя.

График изменения постоянного по индикаторной диаграмме крутящего момента одноцилиндрового четырехтактного двигателя по углу поворота коленчатого вала представлен на рис. 1.36. Площади, расположенные над осью абсцисс (F2, F5, F7), представляют положительную работу, расположенные же под этой осью (F1, F3, F4, F6) – отрицательную.

Рис. 1.36. График крутящего момента одноцилиндрового четырехтактного двигателя

Разность между положительными и отрицательными площадями представляет работу крутящего момента за рабочий цикл двигателя:

Fизб = (F2 + F5 + F7) – (F1 + F3 + F4 + F6).

Среднее значение крутящего момента, которое может быть найдено при помощи диаграммы (рис. 1.36):

,

,

где АВ – длина отрезка в единицах длины,

а1 – масштаб моментов.

На рис. 1.36 работа среднего крутящего момента представлена в масштабе площадью прямоугольника, высота которого равна АВ.

Зная величину Мср, неравномерность крутящего момента можно определить по коэффициенту К, который называется степенью неравномерности крутящего момента:

,

где Мmax – максимальное значение крутящего момента за рабочий цикл двигателя.

В некоторых случаях для оценки равномерности изменения крутящего момента пользуются коэффициентом неравномерности крутящего момента

,

где Мmin – минимальное значение крутящего момента за рабочий цикл двигателя.

С увеличением числа цилиндров коэффициенты К и K1 уменьшаются. Примерная зависимость величины К от числа цилиндров i для четырехтактных бензиновых двигателей при полной нагрузке приведена в табл. 1.5.

Таблица 1.5

Значения К от числа цилиндров

Число цилиндров

1

2

3

4

6

V6

90? /120? 

8

V8

90? /90? 

V12

7.74

5.52

3.62

3.35

2.25

2.88

1.36

1.36

1.16

Степень неравномерности вращения коленчатого вала двигателя можно оценить коэффициентом неравномерности хода двигателя:

,

где ?max, ?min, ?cp – величины наибольшей, наименьшей и средней угловой скорости вращения коленчатого вала в течение одного рабочего цикла двигателя при установившемся режиме его работы.

Для автомобильных и тракторных двигателей при номинальных оборотах значения .

Для одноцилиндрового двигателя необходимая равномерность хода двигателя может быть обеспечена лишь при наличии маховика значительных размеров, что отрицательно отражается на приемистости двигателя. Теоретические и экспериментальные данные показывают, что на работу двигателя автомобиля и трактора в целом равномерность работы оказывает большее влияние, чем уравновешенность. С увеличением равномерности крутящего момента условия работы двигателя и механизмов автомобиля и трактора заметно улучшаются.

1.6.2. Расчет маховика

В многоцилиндровых двигателях размеры маховика, полученные расчетом, исходя из необходимой для нормальных режимов работы двигателя величины ?, получаются недостаточными для обеспечения режимов совместной работы двигателя и трансмиссии.

Поэтому следует провести расчет маховика на режиме трогания автомобиля или трактора с места, а затем провести проверку маховика на неравномерность хода двигателя. Этот расчет проводят в предположении, что трогание осуществляется при неизменном, соответствующем холостому ходу двигателя положении дроссельной заслонки (или неизменной подаче топлива), т. е. за счет кинетической энергии движущихся масс двигателя, освобождающейся при уменьшении оборотов коленчатого вала. Предполагается также, что сцепление включается мгновенно.

В действительности при трогании с места водитель, чтобы предохранить двигатель от остановки, одновременно с плавным включением сцепления увеличивает подачу рабочей смеси в цилиндры двигателя. Вследствие этого число оборотов коленчатого вала не уменьшается, а остается примерно постоянным, но сделанные предположения позволяют получить для различных двигателей сравнимые результаты расчета.

Достаточность махового момента двигателя при расчете маховика на трогание с места определяется отношением:

? = ? 2 / ? 1,

где ? 1 – угловая скорость коленчатого вала до включения сцепления, необходимая для трогания автомобиля с места без остановки двигателя;

? 2 – минимальная устойчивая угловая скорость коленчатого вала, при которой сцепление включено и автомобиль движется на первой передаче.

Это отношение можно получить из анализа условий включения сцепления. Предположим, что автомобиль трогается на первой передаче.

Условная схема автомобиля для этого случая представлена на рис. 1.37. На схеме вал 1 соответствует коленчатому валу двигателя, 3 – сцеплению, с моментом инерции Jс, валы 4, 5 – первичному и промежуточному, а 6, 8 – вторичному валам коробки передач. На той же схеме масса 2 с моментом инерции Jm соответствует массам вращающихся частей двигателя, масса 7 с моментом инерции JАВТ – массам поступательно движущихся и вращающихся частей автомобиля.

Рис. 1.37. К расчету маховика на режиме трогания автомобиля с места

Момент инерции движущихся масс автомобиля может быть определен по формуле:

,

где Gа – полный вес автомобиля,

rк – радиус колеса автомобиля, с учетом деформации шины,

i – передаточное число трансмиссии.

При включении сцепления происходит его буксование, в течение которого обороты коленчатого вала ? уменьшаются, обороты же первичного вала коробки передач ?n увеличиваются. В момент окончания буксования сцепления числа оборотов этих валов равны друг другу.

При трогании автомобиля с места момент трения сцепления Мс равен моменту сопротивлений Мп, приложенному к первичному валу коробки передач, и зависит от сопротивлений трения в механизмах передач и сопротивлений движению автомобиля.

Момент инерции движущихся масс двигателя равен:

,

где ? – коэффициент запаса сцепления ,

? – отношение угловой скорости вала двигателя перед включением сцепления к угловой скорости, соответствующей минимальному числу оборотов двигателя .

Момент инерции маховика составляет:

.

Размеры маховика определяют из уравнения

,

где Мm масса маховика;

Dm – диаметр окружности, проходящей через центр тяжести половины поперечного сечения маховика.

 

 

 

 

2. ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЙ МЕХАНИЗМ

Газораспределительный механизм (ГРМ) предназначен для осуществления в определенной последовательности выпуска продуктов сгорания и впуска свежего заряда. Газораспределительный механизм состоит из впускных и выпускных органов и деталей, передающих к ним движение от коленчатого вала.

2.1. Классификация и конструктивный обзор газораспределительных механизмов

В зависимости от конструкции органов и приводов газораспределительные механизмы классифицируются согласно схеме, изображенной на рис. 2.1.

Рис. 2.1. Схема классификации газораспределительных механизмов

Бесклапанные ГРМ могут быть: золотниковыми и гильзовыми. На рис. 2.2 приведена схема гильзового ГРМ, предложенная Чарльзом Найтом в 1907 г.

Рис. 2.2. Схема гильзового ГРМ Чарльза Найта:

1 – коленчатый вал, 2 – гильзы, 3 – шатуны привода гильз, 4 – распредвал

Золотниковые механизмы газораспределения, несмотря на ряд преимуществ – возможность обеспечения больших проходных сечений впускных и выпускных отверстий, лучшие условия охлаждения и возможность в связи с этим некоторого повышения степени сжатия в бензиновых двигателях, бесшумность работы, не получили распространения из-за конструктивной сложности и дороговизны изготовления и ремонта в четырехтактных ДВС. Поэтому золотниковые механизмы газораспределения рассматриваться не будут.

В двухтактных ДВС часто в качестве золотника используется поршень. Такое газораспределение может быть названо золотниковым, хотя собственно механизм газораспределения в случае щелевой продувки отсутствует и его заменяет кривошипно-шатунный механизм.

В четырехтактных автотракторных двигателях широкое распространение получили клапанные механизмы газораспределения.

В некоторых двигателях с целью обеспечения надежной работы на высоких оборотах применяются беспружинные механизмы газораспределения с принудительным открытием и закрытием клапанов, или так называемые десмодромные механизмы (рис. 2.3). Принудительное открытие и закрытие клапанов осуществляется от самостоятельных кулачков или электромагнитами с очень большими ускорениями, что позволяет значительно увеличить коэффициент наполнения двигателя.

Рис. 2.3. Десмодромный газораспределительный механизм

Наиболее широкое распространение в автотракторных двигателях получили пружинные клапанные механизмы газораспределения, конструктивный обзор которых, в зависимости от расположения клапанов, положения и привода распределительного вала, рассматривается ниже.

2.1.1. Расположение клапанов

В дизелях возможно только верхнее расположение клапанов, так как относительно малый объем камеры сгорания, получающийся при высоких значениях степени сжатия, не позволяет разместить клапаны сбоку цилиндра. В бензиновых двигателях возможно как верхнее, так и нижнее расположение клапанов.

При верхнем расположении клапанов камера сгорания получается более компактной, с относительно малой поверхностью охлаждения, вследствие чего уменьшаются потери в систему охлаждения и увеличивается индикаторный КПД двигателя.

Компактность камеры сгорания уменьшает опасность детонации и позволяет при том же октановом числе бензина увеличить степень сжатия примерно на пол-единицы по сравнению с двигателями, имеющими нижние клапаны, что также оказывает положительное влияние на увеличение индикаторного КПД. Все это вместе взятое, а также применение высокооктанового бензина позволяет в настоящее время достигнуть высокой топливной экономичности автомобильных бензиновых двигателей, приближающейся к экономичности дизелей с разделенными камерами сгорания.

Простая форма впускного канала с малым гидравлическим сопротивлением, а также возможность увеличения площади проходного сечения клапанов за счет увеличения числа клапанов или расположения их под углом к оси цилиндра повышают коэффициент наполнения на 5–7%, что создает более широкие возможности для форсирования двигателя по числу оборотов.

К недостаткам верхнего расположения клапанов следует отнести усложнение механизма газораспределения при нижнем расположении распределительного вала или усложнение привода к нему при верхнем расположении последнего, а также увеличение высоты головки цилиндра, что при вертикальном расположении цилиндров приводит к увеличению высоты, а при горизонтальном – ширины двигателя. В короткоходных двигателях последний недостаток сказывается меньше вследствие небольшой высоты блока и картера.

При нижнем расположении клапанов высота головки цилиндров и двигателя в целом уменьшается, а механизм газораспределения и привод к распределительному валу упрощаются. Однако из-за менее компактной формы камеры сгорания экономические показатели таких двигателей ниже, а невозможность обеспечить высокие значения коэффициента наполнения при высоком числе оборотов ограничивает степень форсирования. Ограничивается также возможность увеличения степени сжатия: при степени сжатия более 7.5 уже возникают трудности в компоновке камеры сгорания.

Нижнее расположение клапанов применяется в настоящее время редко в двигателях со сравнительно низкой степенью сжатия и небольшим числом оборотов, для которых основным требованием является простота конструкции, технологии изготовления и ремонта.

Нижние клапаны (рис. 2.4) размещаются с одной стороны блока цилиндров в один ряд и приводятся в действие через толкатели от общего для всех клапанов блока распределительного вала.

Рис. 2.4. Нижнее расположение клапанов (SV)

Чередование впускных и выпускных клапанов может быть принято различным. Попарное расположение одноименных клапанов дает возможность уменьшить число каналов в блоке и упростить трубопроводы, но при таком расположении увеличивается неравномерность износа цилиндра по окружности из-за термических деформаций. Поэтому в настоящее время применяют смешанное чередование клапанов, при котором рядом могут располагаться как одноименные, так и разноименные клапаны соседних цилиндров (рис. 2.5).

Если рядом расположены впускные клапаны соседних цилиндров, то их каналы могут быть объединены; каналы выпускных клапанов делаются индивидуальными, чтобы обеспечить лучшее охлаждение клапанов.

Рис. 2.5. Смешанное чередование клапанов

Верхние клапаны могут иметь различное расположение, выбор которого связан с формой камеры сгорания и конструкцией механизма газораспределения.

Два клапана в цилиндре могут быть расположены в один ряд вдоль оси блока или в два ряда. При расположении в один ряд клапаны (рис. 2.6) обычно чередуются так же, как и клапаны при нижнем расположении. В бензиновых двигателях оба трубопровода, как правило, размещаются с одной стороны головки, что обеспечивает подогрев впускного трубопровода и более интенсивное испарение топлива.

 

Рис. 2.6. Расположение двух верхних клапанов в один ряд

В дизелях трубопроводы часто располагаются по обе стороны головки, при этом уменьшается подогрев воздуха, что повышает коэффициент наполнения.

Привод клапанов может быть осуществлен или непосредственно от верхнего распределительного вала, расположенного над ними (рис. 2.7), или от нижнего вала, размещенного в блоке или в верхней половине картера через толкатели, штанги и коромысла (рис. 2.8).

Последний вариант находит широкое применение в двухрядных V-образных двигателях, в которых от одного распределительного вала, расположенного в развале блоков, приводятся в движение клапаны всех цилиндров.

При расположении в два ряда впускные и выпускные клапаны размещаются в различных рядах. Соответствующие коллекторы располагаются с разных сторон головки (рис. 2.9).

Рис. 2.7. Верхнее расположение клапанов, верхнее положение распредвала (OHС)

Рис. 2.8. Верхнее расположение клапанов, нижнее положение распредвала (OHV)

В двигателях с воздушным охлаждением при таком расположении клапанов имеются большие возможности для оребрения выпускных патрубков.

Однако расположение клапанов в два ряда затрудняет размещение форсунки в цилиндре и доступ к ней, в связи с чем в дизелях с жидкостным охлаждением такое расположение, как правило, не применяется.

Привод к клапанам при двухрядном их расположении усложняется. Для непосредственного привода требуются два верхних вала на блок, помещаемых над клапанами (рис. 2.10). При одном верхнем вале нужна система рычагов (рис. 2.11). В случае нижнего расположения вала приходится применять систему рычагов (рис. 2.12) или приводить каждый из рядов клапанов от отдельных валов, располагая их по обе стороны блока.

Рис. 2.9. Расположение двух верхних клапанов в два ряда

Рис. 2.10. Верхнее расположение клапанов, верхнее положение 2 распредвалов (2ОHC)

Рис. 2.11. Верхнее расположение клапанов, верхнее положение распредвала (OHC)

Рис. 2.12. Верхнее расположение клапанов, нижнее положение распредвала (OHV)

Четыре клапана в цилиндре устанавливают для увеличения площади их проходных сечений и уменьшения размеров клапанов. Последнее обстоятельство способствует увеличению их жесткости и обеспечивает лучшее охлаждение. В дизелях при четырех клапанах форсунка может быть расположена по оси цилиндра, что при неразделенной камере сгорания имеет большое значение для равномерного распределения топлива по ее объему. Одноименные клапаны могут располагаться в двух рядах (рис. 2.13) или в отдельных рядах (рис. 2.14).

 

Рис. 2.13. Расположение одноименных клапанов в двух рядах

Рис. 2.14. Расположение одноименных клапанов в отдельных рядах

В первом случае имеется возможность уменьшить число каналов в головке блока и расположить оба трубопровода с одной стороны, что в ряде случаев оказывается удобным для V-образных и горизонтальных двигателей. Однако при этом стержень выпускного клапана, расположенного со стороны трубопровода, обтекается также отработавшими газами соседнего клапана, что увеличивает его тепловую напряженность. Вследствие этого чаще применяется расположение одноименных клапанов в отдельных рядах.

Кроме непосредственного привода от двух верхних валов (рис. 2.15), при первом расположении клапанов привод их может осуществляться от одного верхнего вала с помощью поперечных траверс (рис. 2.16), обеспечивающих одновременное открытие обоих одноименных клапанов. При размещении одноименных клапанов в одном ряду привод осуществляется с помощью продольных траверс (рис. 2.17) или трехплечных рычагов.

Рис. 2.15. Открытие клапанов с помощью двух распредвалов

При установке трех клапанов в цилиндре – одного большого и двух меньшего размера (рис. 2.18) – может быть увеличена относительная площадь клапанов даже по сравнению с четырьмя клапанами. Выпускным может быть большой клапан (рис. 2.18а) или два меньших (рис. 2.18б). При наличии трех клапанов в головке цилиндра размещение форсунки затруднено.

В первом случае обеспечивается лучшее наполнение цилиндров, во втором – снижение температуры выпускных клапанов.

Рис. 2.16. Открытие клапанов с помощью поперечных траверс

Рис. 2.17. Открытие клапанов с помощью продольных траверс

Иногда применяется смешанное расположение клапанов (рис. 2.19) – один верхний, один нижний. При таком расположении клапанов конструкция механизма газораспределения усложняется, но имеется возможность сильно увеличить проходные сечения клапанов и обеспечить высокое форсирование двигателей по числу оборотов. Смешанное расположение клапанов применяется в высокооборотных двигателях.

 

а б

Рис. 2.18. Расположение трех клапанов в цилиндре

Для улучшения наполнения цилиндров, снижения температуры выпускных клапанов и уменьшения массы движущихся деталей механизма газораспределения, приходящихся на один клапан, в двигателях большой мощности устанавливают пять клапанов (рис. 2.20) – три впускных и два выпускных. В этом случае открытие клапанов осуществляется двумя верхними распредвалами.

Рис. 2.19. Смешанное расположение клапанов

Рис. 2.20. Расположение пяти клапанов на цилиндр

2.1.2. Привод к распределительному валу

Нижний распределительный вал чаще всего своей шестерней соединяется непосредственно с шестерней коленчатого вала. Только при большом удалении распределительного вала от коленчатого вала вводится промежуточная шестерня или цепная передача.

Верхние распределительные валы могут приводиться в движение при помощи системы промежуточных валов с коническими или винтовыми шестернями, а также с помощью цилиндрических шестерен, зубчатого ремня или цепи.

Винтовые шестерни обеспечивают компактность привода, но применяются редко из-за низкого КПД и большого износа зубьев.

Передача цилиндрическими шестернями состоит обычно из большого числа промежуточных шестерен. Для размещения их осей впереди или сзади блока выполняется жесткая коробка. Из-за сложности и громоздкости эта передача применяется редко.

Цепная передача удобна тем, что расстояния между осями соединяемых шестерен можно выбирать произвольно, вследствие чего отпадает необходимость в промежуточных шестернях. По сравнению с передачей цилиндрическими шестернями цепная передача проще и легче, но условия работы цепи неблагоприятны из-за резко переменных нагрузок, вызывающих вибрацию цепи. Для обеспечения постоянного натяжения цепи устанавливается натяжной механизм.

 

2.2. Элементы механизма газораспределения

 

Клапаны, головки которых являются частью поверхности камеры сгорания, подвергаются действию больших динамических нагрузок и высоких температур. Максимальная сила газов, действующих на клапан, в зависимости от величины давления и диаметра клапана может достигать 10–20 кН, а в форсированных наддувом двигателях 30 кН.

Температура выпускного клапана в бензиновых двигателях достигает 800–850 °С, в дизелях 500–600 °С. В такте выпуска головка и часть стержня клапана омываются газами со средней температурой 1100–1200 °С в бензиновом двигателе и 700–900 °С – в дизелях. Скорость газов в начале выпуска достигает 400–600 м/сек. Все это, а также наличие в топливе свинца и серы создает благоприятные условия для коррозии клапана, особенно выступающих кромок фаски. Одновременно с коррозией происходит эрозия клапанов потоком газа. В связи с этим материал выпускных клапанов должен быть жаростойким, т. е. не терять высоких механических качеств и не поддаваться коррозии при высокой температуре.

Форма головки клапана должна соответствовать его назначению. Для впускных клапанов переход от стержня к головке выполняется радиусом большого размера. Со стороны цилиндра головка делается или плоской (рис. 2.21а) – для небольших клапанов, или в целях облегчения клапана вогнутой или тюльпанообразной (рис. 2.21б). Головка выпускного клапана для придания ей большей жесткости и улучшения обтекаемости со стороны цилиндра выполняется, как правило, выпуклой (рис. 2.21в).

Для того чтобы понизить температуру выпускных клапанов, увеличивают диаметр стержня и удлиняют направляющую втулку, приближая ее к головке клапана. Чтобы избежать заедания стержня клапана во втулке при его нагревании, уменьшают диаметр стержня у головки или увеличивают внутренний диаметр втулки. Направляющая втулка впускного клапана не должна значительно выступать в канале, чтобы не уменьшать его проходного сечения.

а б в г

Рис. 2.21. Клапаны ДВС

В сильно форсированных двигателях выпускные клапаны делаются пустотелыми (рис. 2.21г) и на 50–60% заполняются натрием, температура плавления которого 97 °С. При рабочей температуре клапана натрий находится в жидкой фазе и, взбалтываясь при его движении, способствует более интенсивному переносу тепла от головки к стержню клапана.

Угол фаски у выпускных клапанов в большинстве двигателей делается равным 45°, у впускных клапанов 45° и 30°. Со стороны стержня головке придается коническая форма. Угол при основании конуса (у фаски) должен составлять 12–15°, что соответствует наилучшим условиям обтекания.

Диаметр стержня клапана зависит от того, нагружается или не нагружается стержень боковыми усилиями при открывании клапана.

Длина стержня зависит от расположения клапана и может изменяться в широких пределах. При верхнем расположении клапана длина его должна быть возможно меньшей. При боковом расположении длина клапана выбирается из условий компоновки.

На конце стержня клапана крепится тарелка пружины. Наиболее распространена конструкция крепления, когда тарелка пружины соединяется с клапаном с помощью конических сухариков. Сухарики охватывают выточку на стержне клапана и сами зажимаются в коническом отверстии тарелки (рис. 2.22). Наиболее простая форма выточки – цилиндрическая с галтелями. Применяются и более сложные выточки – конические, с одним или двумя поясками. Диаметр выточки делается равным 0.65–0.75 от диаметра стержня, угол конуса 10–15°. Высота сухариков принимается примерно равной диаметру стержня.

Иногда при непосредственном приводе тарелка ввертывается в стержень клапана и фиксируется с помощью замка, на верхней поверхности которого, так же как и на нижней поверхности тарелки, имеются треугольные зубчики. В некоторых двигателях тарелка клапана контрится дополнительной тарелкой, хвостовик которой навинчивается на наружную резьбу стержня клапана. В некоторых конструкциях вместо конических сухариков тарелка крепится чекой, проходящей через отверстие в стержне клапана.

Торец стержня, по которому ударяет толкатель или коромысло, закаливается. Иногда на конец стержня надевается колпачок из более твердого материала (при верхнем расположении клапанов), предохраняющий его от разбивания (рис. 2.23).

Седло клапана, к которому прижимается головка клапана, растачивается непосредственно в головке или блоке двигателя или представляет собой отдельную деталь в виде кольца, запрессованного в головку или в блок. При чугунной головке блока цилиндров вставное седло обычно делается только под выпускные клапаны, при алюминиевой – обязательно под оба клапана.

Направляющие втулки клапанов изготовляются из чугуна или из алюминиевой бронзы. Бронзовые втулки обеспечивают более интенсивный отвод тепла от стержня клапана и лучше работают в условиях недостаточной смазки.

Рис. 2.22. Крепление тарелки пружины с помощью сухариков

Рис. 2.23. Установка твердосплавного колпачка на стержень клапана

Их обычно устанавливают в форсированных двигателях, в которых условия смазки стержней выпускных клапанов весьма неблагоприятны из-за высокой температуры последних, а стержней впускных клапанов – вследствие выдувания масла воздухом, постоянно находящимся во впускном трубопроводе под избыточным давлением.

Смазка стержней боковых клапанов осуществляется за счет оседающего на них масляного тумана. Для смазки стержней верхних клапанов во втулке делают коническую или цилиндрическую выточку, служащую воронкой для сбора разбрызгиваемого масла, и иногда сверлят отверстия для прохода масла к стержню клапана. Однако в двигателях без наддува наличие таких выточек и отверстий в направляющих втулках клапанов может привести к повышенному расходу масла, которое засасывается в цилиндр во время такта впуска; в таких случаях втулки делаются гладкими, а клапан смазывается только путем разбрызгивания. Для защиты клапана от излишнего количества масла устанавливают специальные манжеты или отражатели.

Пружины клапанов работают в условиях резко меняющихся динамических нагрузок. Широкое распространение получили винтовые пружины, работающие на кручение (рис. 2.24). Концевые витки пружины сближают до соприкосновения и шлифуют, чтобы образовать кольцевую опорную поверхность. Со стороны центрующего буртика опорной тарелки на концевых витках пружины иногда делается фаска, что устраняет давление на галтель тарелки. Шаг витка чаще всего делается постоянным по всей длине пружины (рис. 2.24а), однако при опасности возникновения резонанса пружины выполняются с переменным шагом. Уменьшение шага делается или по направлению к одному концу пружины (рис. 2.24б), обычно в сторону ее неподвижного конца, или от середины к обоим концам (рис. 2.24в). При открытии клапана витки, расположенные ближе один к другому, периодически соприкасаются; число рабочих витков при этом уменьшается, а жесткость и частота собственных колебаний пружины соответственно возрастают. Вследствие этого устраняются условия для возникновения резонанса и возможность чрезмерного увеличения амплитуды колебаний пружины. Для этой же цели пружины иногда делают коническими (рис. 2.24г). Жесткость и частота собственных колебаний такой пружины изменяются по ее длине, и возможность возникновения резонанса исключается. Широким основанием коническая пружина должна опираться на неподвижную поверхность головки или блока.

а б в г

Рис. 2.24. Винтовые пружины

На нижние клапаны устанавливается одна пружина, на верхние, чтобы уменьшить размеры пружины и обеспечить большую надежность, чаще две, а иногда даже три. При двух пружинах направление витков внутренней и наружной пружин должно быть разным, чтобы при поломке одной из них витки ее не могли попасть между витками другой пружины и вызвать аварию. При нижнем расположении распределительного вала в толкателе можно устанавливать дополнительную пружину, разгружающую пружины клапана от сил инерции штанги и толкателя.

Иногда применяются пружины, работающие на изгиб, и торсионные пружины, позволяющие уменьшить длину стержня клапана.

Распределительный вал предназначен для передачи движения клапанам от коленчатого вала. Он выполняется обычно за одно целое с кулачками и некоторыми элементами привода. Распределительные валы изготовляют из цементуемой или из углеродистой стали (рис. 2.25). Кулачки и шейки подвергают цементации или поверхностной закалке. Диаметр вала выбирают в соответствии с радиусом начальной окружности кулачка. Подшипниками нижних валов служат стальные залитые баббитом или алюминиевые втулки, запрессованные в картер или блок. Шейки вала в этом случае делают увеличенного диаметра с таким расчетом, чтобы через отверстия втулок прошли кулачки вала. Для облегчения монтажа диаметр шеек уменьшают от переднего конца вала к заднему.

Рис. 2.25. Распределительный вал, ведущая шестерня и подшипники

При верхнем расположении распределительные валы вращаются в отверстиях алюминиевых или реже чугунных кронштейнов. В последние устанавливаются вкладыши с заливкой из антифрикционного сплава.

Зазоры в подшипниках распределительных валов находятся в пределах 0.03–0.1 мм.

Фиксация нижнего распределительного вала в осевом направлении осуществляется при помощи стального или бронзового упорного фланца, крепящегося болтами к стенке блока со стороны ведущей шестерни (рис. 2.26а). С одной стороны на этот фланец опирается ступица шестерни, с другой – торец шейки вала. Необходимый осевой зазор обеспечивается дистанционной шайбой, устанавливаемой между ступицей шестерни и шейкой вала. Толщина ее должна быть больше толщины фланца на величину зазора. Иногда фиксация вала осуществляется с одной стороны буртиком вала или ступицей шестерни, а с другой – регулировочным болтом, ввинченным в крышку коробки распределительных шестерен (рис. 2.26б). Конец болта опирается на каленую головку штифта, запрессованного в торец вала. Вместо регулировочного болта может быть установлен поршенек с пружинкой, обеспечивающий постоянное положение распределительного вала в осевом направлении. При съемных крышках подшипников верхних распределительных валов фиксация последних может осуществляться буртиками, опирающимися на торцы упорного подшипника (рис. 2.26в).

Смазка к подшипникам при нижнем расположении распределительных валов подводится по каналам в перегородках картера, при верхнем – через внутреннюю полость вала и отверстия в его опорных шейках. В последнем случае через отверстия в кулачках масло может подводиться и к кулачкам.

Расположение кулачков, управляющих одноименными клапанами, определяется числом и порядком работы цилиндров. Расположение кулачков, управляющих разноименными клапанами одного цилиндра, зависит от фаз газораспределения и от схемы привода.

Рис. 2.26. Осевая фиксация распределительного вала

В современных двигателях применяют следующие виды профилей кулачков распределительных валов: с выпуклым, с вогнутым, с тангенциальным, с профилем, обеспечивающим безударную работу механизма газораспределения.

Толкатели предназначены для непосредственной передачи движения клапанам или штангам механизма газораспределения. Кулачок, в разных конструкциях, соприкасается или непосредственно с головкой толкателя, имеющей цилиндрическую или плоскую поверхность, или с роликом, установленным на оси в нижней части толкателя. При цилиндрической головке и при наличии ролика толкатель не должен поворачиваться вокруг своей оси. При плоской головке поворот толкателя желателен, так как при этом головка и стержень его изнашиваются более равномерно, и в транспортных двигателях широкое распространение получали толкатели с плоской головкой, более простые по конструкции и дешевые в производстве, чем роликовые.

Направляющей толкателя служит отверстие в блоке (при чугунных блоках) или втулка (при алюминиевом блоке). Иногда и при чугунном блоке направляющие толкателей изготовляют в виде отдельных втулок, запрессованных в отверстия блока.

При нижних клапанах в верхнюю часть толкателя ввертывается регулировочный болт, с помощью которого устанавливается необходимый зазор между клапаном и толкателем.

В некоторых автомобильных двигателях иногда применяются гидравлические толкатели, работающие без зазора. В этом случае устраняются удары толкателя о стержень клапана при открытии последнего, а главное – удары клапана о седло в момент зак- рытия.

Смазка толкателей при нижнем расположении клапанов осуществляется преимущественно разбрызгиванием масла. При верхнем расположении клапанов в толкателе делается сферическое гнездо, на которое опирается сферическая головка наконечника штанги. Смазка толкателя в этом случае осуществляется маслом, стекающим по штанге.

Толкатель и штанга как детали, движущиеся с большими ускорениями, должны иметь меньший вес. Толкатели делаются пустотелыми, штанги – в большинстве случаев трубчатого сечения. В верхнюю часть штанги также вставляется наконечник со сферической головкой или гнездом, который соединяет ее с коромыслом.

При большом расстоянии между толкателем и коромыслом штанга получается длинной и недостаточно устойчивой от продольного изгиба, особенно в том случае, когда через нее передаются большие усилия. Для повышения запаса устойчивости штангу в этом случае делят на две части, а между ними располагают короткий цилиндрический ползун, перемещающийся в направляющем отверстии блока. Обе штанги получаются короткими и могут быть выполнены более легкими, чем одна длинная.

Материалом для штанг служит сталь или алюминиевый сплав.

Коромысло предназначено для передачи усилий от штанги к стержню клапана (рис. 2.27) и представляет собой двуплечий рычаг, один конец которого сочленяется со штангой, другой опирается на стержень клапана.

Рис. 2.27. Коромысло

 

Ось коромысел обычно делается неподвижной, а коромысла вращаются на ней на втулках. В конец коромысла, обращенный к штанге, ввертывается регулировочный винт, который контрится контргайкой или зажимается посредством винта в разрезном плече коромысла. Со стороны клапана плечо коромысла чаще всего имеет цилиндрическую поверхность, опирающуюся на стержень клапана. При повороте коромысла эта поверхность перекатывается по стержню клапана со скольжением. Плечи коромысла делаются, как правило, неодинаковыми. Отношение длины плеча, обращенного к клапану, к длине плеча, обращенного к толкателю, лежит в пределах 1.2–1.8. При этом уменьшается высота подъема толкателя и штанги и, соответственно, уменьшаются их ускорения и силы инерции.

Чтобы обеспечить плотное закрытие клапана, между клапаном и тыльной частью кулачка или между клапаном и коромыслом должен оставаться зазор. С изменением температуры деталей двигателя этот зазор может изменяться по-разному, в зависимости от взаимного расположения клапанов и распределительных валов, материалов и конструкций клапанов и связанных с ними деталей.

Для боковых клапанов зазор в холодном двигателе больше, чем при рабочей температуре, т. к. клапан удлиняется значительно больше, чем блок.

Для верхних клапанов при верхнем распределительном вале зазор в холодном двигателе также больше, чем в горячем, так как клапан удлиняется значительно больше, чем головка блока и кронштейны вала.

При верхнем расположении клапанов и нижнем расположении распределительных валов, наоборот, зазор в холодном двигателе меньше, чем в горячем. Это объясняется тем, что удлинение стержня клапана не может при наличии коромысла компенсировать удлинения головки и блока.

  1.  СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ

Система охлаждения двигателя служит для поддержания нормального теплового режима работы двигателей путем интенсивного отвода тепла от горячих деталей двигателя и передачи этого тепла окружающей среде.

Отводимое тепло состоит из части выделяющегося в цилиндрах двигателя тепла, не превращающейся в работу и не уносимой с выхлопными газами, и из тепла работы трения, возникающего при движении деталей двигателя.

Большая часть тепла отводится в окружающую среду системой охлаждения, меньшая часть – системой смазки и непосредственно от наружных поверхностей двигателя.

Принудительный отвод тепла необходим потому, что при высоких температурах газов в цилиндрах двигателя (во время процесса горения 1800–2400 °С, средняя температура газов за рабочий цикл при полной нагрузке 600–1000 °С) естественная отдача тепла в окружающую среду оказывается недостаточной.

Нарушение правильного отвода тепла вызывает ухудшение смазки трущихся поверхностей, выгорание масла и перегрев деталей двигателя. Последнее приводит к резкому падению прочности материала деталей и даже их обгоранию (например, выпускных клапанов). При сильном перегреве двигателя нормальные зазоры между его деталями нарушаются, что обычно приводит к повышенному износу, заеданию и даже поломке. Перегрев двигателя вреден и потому, что вызывает уменьшение коэффициента наполнения, а в бензиновых двигателях, кроме того, – детонационное сгорание и самовоспламенение рабочей смеси.

Чрезмерное охлаждение двигателя также нежелательно, так как оно влечет за собой конденсацию частиц топлива на стенках цилиндров, ухудшение смесеобразования и воспламеняемости рабочей смеси, уменьшение скорости ее сгорания и, как следствие, уменьшение мощности и экономичности двигателя.

 

 

 

3.1. Классификация систем охлаждения

В автомобильных и тракторных двигателях, в зависимости от рабочего тела, применяют системы жидкостного и воздушного охлаждения. Наибольшее распространение получило жидкостное охлаждение.

При жидкостном охлаждении циркулирующая в системе охлаждения двигателя жидкость воспринимает тепло от стенок цилиндров и камер сгорания и передает затем это тепло при помощи радиатора окружающей среде.

По принципу отвода тепла в окружающую среду системы охлаждения могут быть замкнутыми и незамкнутыми (проточными).

Жидкостные системы охлаждения автотракторных двигателей имеют замкнутую систему охлаждения, т. е. постоянное количество жидкости циркулирует в системе. В проточной системе охлаждения нагретая жидкость после прохождения через нее выбрасывается в окружающую среду, а новая забирается для подачи в двигатель. Применение таких систем ограничивается судовыми и стационарными двигателями.

Воздушные системы охлаждения являются незамкнутыми. Охлаждающий воздух после прохождения через систему охлаждения выводится в окружающую среду.

Классификация систем охлаждения приведена на рис. 3.1.

По способу осуществления циркуляции жидкости системы охлаждения могут быть:

  •  принудительными, в которых циркуляция обеспечивается специальным насосом, расположенным на двигателе (или в силовой установке), или давлением, под которым жидкость подводится в силовую установку из внешней среды;
  •  термосифонными, в которых циркуляция жидкости происходит за счет разницы гравитационных сил, возникающих в результате различной плотности жидкости, нагретой около поверхностей деталей двигателя и охлаждаемой в охладителе;
  •  комбинированными, в которых наиболее нагретые детали (головки блоков цилиндров, поршни) охлаждаются принудительно, а блоки цилиндров – по термосифонному принципу.

Рис. 3.1. Классификация систем охлаждения

Системы жидкостного охлаждения могут быть открытыми и закрытыми.

Открытые системы – системы, сообщающиеся с окружающей средой при помощи пароотводной трубки.

В большинстве автомобильных и тракторных двигателей в настоящее время применяют закрытые системы охлаждения, т. е. системы, разобщенные от окружающей среды установленным в пробке радиатора паровоздушным клапаном.

Давление и соответственно допустимая температура охлаждающей жидкости (100–105 °С) в этих системах выше, чем в открытых системах (90–95 °С), вследствие чего разность между температурами жидкости и просасываемого через радиатор воздуха и теплоотдача радиатора увеличиваются. Это позволяет уменьшить размеры радиатора и затрату мощности на привод вентилятора и водяного насоса. В закрытых системах почти отсутствует испарение воды через пароотводный патрубок и закипание ее при работе двигателя в высокогорных условиях.

 

 

3.2. Жидкостная система охлаждения

На рис. 3.2 показана схема жидкостной системы охлаждения с принудительной циркуляцией охлаждающей жидкости.

Рубашка охлаждения блока цилиндров 2 и головки блока 3, радиатор и патрубки через заливную горловину заполнены охлаждающей жидкостью. Жидкость омывает стенки цилиндров и камер сгорания работающего двигателя и, нагреваясь, охлаждает их. Центробежный насос 1 нагнетает жидкость в рубашку блока цилиндров, из которой нагретая жидкость поступает в рубашку головки блока и затем по верхнему патрубку вытесняется в радиатор. Охлажденная в радиаторе жидкость по нижнему патрубку возвращается к насосу.

Рис. 3.2. Схема жидкостной системы охлаждения

Циркуляция жидкости в зависимости от теплового состояния двигателя изменяется с помощью термостата 4. При температуре охлаждающей жидкости ниже 70–75 °С основной клапан термостата закрыт. В этом случае жидкость не поступает в радиатор 5, а циркулирует по малому контуру через патрубок 6, что способствует быстрому прогреву двигателя до оптимального теплового режима. При нагревании термочувствительного элемента термостата до 70–75 °С основной клапан термостата начинает открываться и пропускать воду в радиатор, где она охлаждается. Полностью термостат открывается при 83–90 °С. С этого момента вода циркулирует по радиаторному, т. е. большому, контуру. Температурный режим двигателя регулируется также с помощью поворотных жалюзей, путем изменения воздушного потока, создаваемого вентилятором 7 и проходящего через радиатор.

В последние годы наиболее эффективным и рациональным способом автоматического регулирования температурного режима двигателя является изменение производительности самого вентилятора.

3.2.1. Элементы жидкостной системы

Термостат предназначен для обеспечения автоматического регулирования температуры охлаждающей жидкости во время работы двигателя.

Для быстрого прогрева двигателя при его пуске устанавливают термостат в выходном патрубке рубашки головки блока цилиндров. Он поддерживает желательную температуру охлажда- ющей жидкости путем изменения интенсивности ее циркуляции через радиатор.

На рис. 3.3 представлен термостат сильфонного типа. Он состоит из корпуса 2, гофрированного цилиндра (сильфона), клапана 1 и штока, соединяющего сильфон с клапаном. Сильфон изготовлен из тонкой латуни и заполнен легкоиспаряющейся жидкостью (например, эфиром или смесью этилового спирта и воды). Расположенные в корпусе термостата окна 3 в зависимости от температуры охлаждающей жидкости могут или оставаться открытыми, или быть закрытыми клапанами.

При температуре охлаждающей жидкости, омывающей сильфон, ниже 70 °С клапан 1 закрыт, а окна 3 открыты. Вследствие этого охлаждающая жидкость в радиатор не поступает, а циркулирует внутри рубашки двигателя. При повышении температуры охлаждающей жидкости выше 70 °С сильфон под давлением паров испаряющейся в нем жидкости удлиняется и начинает открывать клапан 1 и постепенно прикрывать окна клапанами 3. При температуре охлаждающей жидкости выше 80–85 °С клапан 1 полностью открывается, окна же полностью закрываются, вследствие чего вся охлаждающая жидкость циркулирует через радиатор. В настоящее время данный тип термостатов применяется очень редко.

Рис. 3.3. Термостат сильфонного типа

Сейчас в двигателях устанавливают термостаты, в которых заслонка 1 открывается при расширении твердого наполнителя – церезина (рис. 3.4). Это вещество расширяется при повышении температуры и открывает заслонку 1, обеспечивая поступление охлаждающей жидкости в радиатор.

Рис. 3.4. Термостат с твердым наполнителем

Радиатор является теплорассеивающим устройством, предназначенным для передачи тепла охлаждающей жидкости окружающему воздуху.

Радиаторы автомобильных и тракторных двигателей состоят из верхнего и нижнего резервуаров, соединенных между собой большим количеством тонких трубок.

Для усиления передачи тепла от охлаждающей жидкости воздуху поток жидкости в радиаторе направляют через ряд обдуваемых воздухом узких трубок или каналов. Радиаторы изготовляют из материалов, хорошо проводящих и отдающих тепло (латуни и алюминия).

В зависимости от конструкции охлаждающей решетки радиаторы делят на трубчатые, пластинчатые и сотовые.

В настоящее время наибольшее распространение получили трубчатые радиаторы. Охлаждающая решетка таких радиаторов (рис. 3.5а) состоит из вертикальных трубок овального или круглого сечения, проходящих через ряд тонких горизонтальных пластин и припаянных к верхнему и нижнему резервуарам радиатора. Наличие пластин улучшает теплопередачу и повышает жесткость радиатора. Трубки овального (плоского) сечения предпочтительнее, так как при одинаковом сечении струи поверхность охлаждения их больше, чем поверхность охлаждения круглых трубок; кроме того, при замерзании воды в радиаторе плоские трубки не разрываются, а лишь изменяют форму поперечного сечения.

а б в

Рис. 3.5. Радиаторы

В пластинчатых радиаторах охлаждающая решетка (рис. 3.5б) устроена так, что охлаждающая жидкость циркулирует в пространстве, образованном каждой парой спаянных между собой по краям пластин. Верхние и нижние концы пластин, кроме того, впаяны в отверстия верхнего и нижнего резервуаров радиатора. Воздух, охлаждающий радиатор, просасывается вентилятором через проходы между спаянными пластинами. Для увеличения поверхности охлаждения пластины обычно выполняют волнистыми. Пластинчатые радиаторы имеют большую охлаждающую поверхность, чем трубчатые, но вследствие ряда недостатков (быстрое загрязнение, большое количество паяных швов, необходимость более тщательного ухода) применяются сравнительно редко.

Сотовый радиатор относится к радиаторам с воздушными трубками (рис. 3.5в). В решетке сотового радиатора воздух проходит по горизонтальным, круглого сечения трубкам, омываемым снаружи водой или охлаждающей жидкостью. Чтобы сделать возможной спайку концов трубок, края их развальцовывают так, что в сечении они имеют форму правильного шестиугольника.

Достоинством сотовых радиаторов является большая, чем в радиаторах других типов, поверхность охлаждения. Из-за ряда недостатков, большинство из которых те же, что и у пластинчатых радиаторов, сотовые радиаторы в настоящее время встречаются крайне редко.

В пробке заливной горловины радиатора установлен паровой клапан 2 и воздушный клапан 1, которые служат для поддержания давления в заданных пределах (рис. 3.6).

Рис. 3.6. Пробка радиатора

Водяной насос обеспечивает циркуляцию охлаждающей жидкости в системе. Как правило, в системах охлаждения устанавливают малогабаритные одноступенчатые центробежные насосы низкого давления производительностью до 13 м3/ч, создающие давление 0.05–0.2 МПа. Такие насосы конструктивно просты, надежны и обеспечивают высокую производительность (рис. 3.7).

Корпус и крыльчатку насосов отливают из магниевых, алюминиевых сплавов, крыльчатку, кроме того, – из пластмасс. В водяных насосах автомобильных двигателей обыкновенно применяют полузакрытые крыльчатки, т. е. крыльчатки с одним диском.

Крыльчатки центробежных водяных насосов часто монтируют на одном валике с вентилятором. В этом случае насос устанавливают в верхней передней части двигателя, приводится он в движение от коленчатого вала при помощи клиноременной передачи.

Рис. 3.7. Водяной насос

Ременную передачу можно применять и при установке центробежного насоса отдельно от вентилятора. В некоторых двигателях грузовых автомобилей и тракторов привод водяного насоса осуществляется от коленчатого вала шестеренчатой передачей. Вал центробежного водяного насоса устанавливают обычно на подшипниках качения и снабжают для уплотнения рабочей поверхности простыми или саморегулирующимися сальниками.

Вентилятор в жидкостных системах охлаждения устанавливают для создания искусственного потока воздуха, проходящего через радиатор. Вентиляторы автомобильных и тракторных двигателей делят на два типа: а) со штампованными из листовой стали лопастями, прикрепленными к ступице; б) с лопастями, которые отлиты за одно целое со ступицей.

Число лопастей вентилятора изменяется в пределах четырех – шести. Увеличение числа лопастей выше шести нецелесообразно, так как производительность вентилятора при этом увеличивается крайне незначительно. Лопасти вентилятора можно выполнять плоскими и выпуклыми.

3.2.2. Основы расчета жидкостной системы охлаждения

Для расчета системы охлаждения автомобильного или тракторного двигателя исходной величиной является количество отводимого от него в единицу времени тепла Qохл. Это количество может быть определено из уравнения теплового баланса:

,

где qохл – доля количества тепла, отводимого от двигателя. Для бензиновых ДВС qохл = 800–1300 КДж/КВт ? с, для дизельных ДВС qохл = 1100–1150 КДж/КВт ? с.

Определив величину Qохл, находят затем количество жидкости, циркулирующей в системе охлаждения в единицу времени,

,

где Сж – теплоемкость циркулирующей жидкости.

Для воды Сж = 4.22 КДж/кг? К, для этиленгликолевых смесей Сж = 2–3.8 КДж/кг? К;

tвыхж, tвхж – температуры выходящей из радиатора жидкости и входящей в него, °С.

Для радиаторов автомобильных и тракторных двигателей значение tвыхж – tвхж = 5–10 ? С.

Систему охлаждения двигателя обычно рассчитывают для двух режимов работы двигателя: при номинальной мощности и максимальном крутящем моменте.

Величина поверхности охлаждения радиатора (м2) определяется по формуле:

,

где k – полный коэффициент теплопередачи через стенки радиатора,

tохлж – средняя температура охлаждающей жидкости в радиаторе, °С;

,

где tвхохлж = 90 ? С – температура охлаждающей жидкости на входе в радиатор;

tвыхохлж = 80–85 ? С – температура охлаждающей жидкости на выходе из радиатора;

tохлв – средняя температура проходящего через радиатор воздуха, °С,

,

где tвхохлв = 40 ? С – температура воздуха на входе в радиатор;

tвыхохлв= 60–70 ? С – температура воздуха на выходе из радиатора.

Коэффициент k зависит от многих факторов: материала охлаждающей решетки, формы и состояния ее внутренней и наружной поверхностей, характера движения воздушного потока и т. д. Теплопередача радиатора значительно ухудшается при образовании в нем накипи, ржавчины или при покрытии грязью.

Величина k может быть определена по формуле:

,

где ? 1 = 8500–14500 КДж/м2? ч? К – коэффициент теплоотдачи от жидкости к стенкам радиатора;

? – коэффициент теплопроводности металла стенок (трубок) ра- диатора. Для латуни значение ? = 300–450 КДж/м? ч? К, для алюминия – ? = 300–350 КДж/м? ч? К, для нержавеющей стали – ? = 35–70 КДж/м? ч? К;

? – толщина стенки трубки, м;

? 2 – коэффициент теплоотдачи от стенок радиатора (трубок) к воздуху, ? 2 = 150–1100 КДж/м2? ч? К.

Коэффициент ? 2 в основном зависит от скорости воздуха ?воз , проходящего через радиатор, и выражается зависимостью:

.

Для предварительных расчетов площади радиатора системы охлаждения можно использовать формулу:

,

где f – удельная площадь охлаждения, м2/КВт.

Для легковых автомобилей f = 0.14–0.3, для грузовых автомобилей f = 0.2–0.4, для тракторов f = 0.4–0.55.

Емкость системы жидкостного охлаждения л. (Ne в КВт) изменяется в следующих пределах: для легковых автомобилей – (0.13–0.35)?Ne, для грузовых автомобилей – (0.27–0.8)?Ne, для тракторов – (0.5–1.7)?Ne.

Размеры вентилятора автомобильного или тракторного двигателя должны быть таковы, чтобы обеспечить подачу воздуха в количестве, необходимом для охлаждения жидкости в радиаторе.

Тип вентилятора определяют по условному коэффициенту быстроходности:

,

где Vвоз – производительность вентилятора, м3/с.

,

где ? воз = 1.07 кг/м3 – плотность воздуха;

Своз = 1 КДж/кг? К – теплоемкость воздуха;

Н – напор вентилятора. Н = 600–1000 Па.

При nусл = 15–100 используют центробежные вентиляторы, при nусл = 80–300 – осевые одноступенчатые вентиляторы.

3.3. Воздушная система охлаждения

В двигателях с воздушным охлаждением для обеспечения нормального теплового состояния двигателя площади наружных поверхностей головок и цилиндров увеличивают путем их оребрения. От поверхности оребрения тепло, поступающее к ней от стенок камеры сгорания и стенок цилиндра, отводится охлаждающим потоком воздуха.

Положительными особенностями системы воздушного охлаждения являются несложное обслуживание, надежность в эксплуатации, меньший по сравнению с системой жидкостного охлаждения вес и простота конструкции, упрощение эксплуатации двигателя в безводных районах, а также устранение опасности замерзания воды в радиаторе и рубашке двигателя (в случае заполнения их водой) при низких температурах.

Схема движения воздуха, охлаждающего однорядный четырехцилиндровый двигатель, представлена на рис. 3.8. Каналы, по которым движется воздух, разделены на участки: входа воздуха, прохождения воздуха через вентилятор 1, распределения воздуха по цилиндрам, прохождения воздуха по межреберным каналам и отводного трубопровода. В рассматриваемой схеме охлаждаемые поверхности находятся на линии нагнетаемого воздуха. В некоторых случаях воздух через межреберные каналы не нагнетается, а просасывается.

Для получения эффективного и равномерного охлаждения при минимальной затрате мощности в двигателях с воздушным охлаждением применяют дефлекторы. Дефлекторы представляют собой направляющие устройства для подачи охлаждающего потока воздуха к оребренным поверхностям с определенными скоростью и направлением.

Рис. 3.8. Схема системы воздушного охлаждения двигателя

При проектировании системы воздушного охлаждения стремятся обеспечить подачу охлаждающего воздуха в первую очередь к наиболее горячим местам головки цилиндров (перемычки между гнездами клапанов и др.), а также к свечам зажигания (в бензиновых двигателях) и форсункам (в дизелях). Для улучшения теплопередачи поток охлаждающего воздуха должен омывать поверхности охлаждения равномерно и с достаточно высокой скоростью.

Расчет системы воздушного охлаждения автомобильных и тракторных двигателей сводится к определению параметров оребрения двигателя, производительности и размеров вентилятора, а также затрачиваемой на привод вентилятора мощности.

Проведение этого расчета вследствие влияния ряда трудно учитываемых факторов, а также из-за отсутствия данных о взаимозависимости расчетных параметров системы охлаждения весьма сложно и связано с большими трудностями. В особенности сложен теоретический расчет теплопередачи и аэродинамического сопротивления оребрения двигателя. Поэтому на практике при проектировании системы воздушного охлаждения обычно задаются удельной поверхностью оребрения и широко пользуются экспериментальными данными прототипов двигателей.

В начале расчета задаются его исходными параметрами, к которым относятся: а) температура, давление и влажность окружающего двигатель воздуха, б) рабочие температуры деталей двигателя и в) расчетный режим работы двигателя.

В качестве расчетной температуры окружающего воздуха принимают температуру, равную 40 °С.

Превышение рабочих допустимых температур может вызвать нарушение работы (увеличение нагарообразования, коробление головки цилиндра, закоксовывание и зависание иглы форсунки в дизелях, детонацию и калильное зажигание в бензиновых двигателях, повышенный износ цилиндра, поршня и поршневых колец).

Средняя температура у оснований чугунных ребер цилиндров 130–170 °С; у оснований чугунных ребер головки цилиндров 170–220 °С. При алюминиевых сплавах средние температуры соответственно 130–150 и 160–200 °С.

Минимальные температуры внутренних поверхностей цилиндра и его головки стремятся обеспечить не ниже 130–140 °С, т. е. значительно выше точки росы выпускных газов.

 

 

4. СИСТЕМА СМАЗКИ ДВИГАТЕЛЯ

Система смазки автомобильных и тракторных двигателей предназначена для уменьшения потерь на трение, возникающее между трущимися поверхностями их деталей, для охлаждения этих поверхностей и удаления с них продуктов износа. Смазка, кроме того, улучшает уплотнение поршневыми кольцами внутрицилиндрового пространства и предохраняет детали двигателя от коррозии.

Уменьшение трения и тем самым износа трущихся поверхностей деталей двигателя осуществляется путем непрерывной подачи к ним смазочных материалов, т. е. путем устранения сухого трения и обеспечения жидкостного и полужидкостного трения. Масло отводит от них значительную часть тепла трения и тепла горячих газов, передавая это тепло окружающей среде.

4.1. Классификация и устройство систем смазки

Системы смазки автомобильных и тракторных двигателей в зависимости от способа подачи масла к узлам трения можно разделить на три вида (рис. 4.1): 1) смазка разбрызгиванием, 2) смазка под давлением, 3) комбинированная система смазки.

Смазка разбрызгиванием применяется в старых конструкциях двигателей. Масло разбрызгивается ударяющимися по его поверхности выступами на крышках кривошипных головок шатунов. Образующиеся при этом брызги и масляный туман попадают на трущиеся поверхности или непосредственно, или через расположенные над этими поверхностями масляные каналы.

Из-за серьезных недостатков (повышенный расход и быстрое окисление масла, недостаточная надежность смазки ответственных узлов двигателя и др.) смазку разбрызгиванием в настоящее время применяют в редких случаях в пусковых двигателях.

В некоторых двухтактных мотоциклетных двигателях малой мощности смазка обеспечивается за счет масла, добавляемого в малых количествах к бензину (2–4%).

В автомобильных и тракторных двигателях применяют циркуляционную смазку под давлением, когда к поверхности трения масло подается из картера по каналам под давлением, создаваемым масляным насосом, после чего оно опять стекает в картер. Смазка под давлением обеспечивает подачу к трущимся поверхностям необходимого количества масла, а также надежную и интенсивную его циркуляцию.

Рис. 4.1. Классификация систем смазки

Рассмотренная система смазки относится к системам смазки с мокрым картером. Такое название эти системы получили потому, что резервуаром для основного количества масла является нижняя часть картера двигателя.

В некоторых форсированных автомобильных двигателях для обеспечения надежной смазки при любом положении двигателя, а также для борьбы с пенообразованием в картере применяют системы смазки с сухим картером. В этих системах стекающее в картер масло отсасывается из него специальными насосами в расположенный снаружи двигателя промежуточный масляный бак, где оно отстаивается от пены.

Из промежуточного бака масло подается насосом в нагнетающий маслопровод двигателя. Очистка масла от пены необходима для обеспечения нормальной работы двигателя, так как при поступлении в масляный насос пены подача масла последним уменьшается.

При комбинированной системе смазки, применяемой в подавляющем большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей, используют как первый, так и второй способы подвода масла. Обычно под давлением, создаваемым масляным насосом, смазываются лишь наиболее ответственные трущиеся детали двигателя – подшипники коленчатого и распределительного валов. Во многих двигателях под давлением также смазываются распределительные шестерни, поршневые пальцы, толкатели и др. Остальные трущиеся детали смазывают разбрызгиванием и самотеком.

В большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей подвергаются обильной смазке нижняя часть зеркала цилиндра и кулачки распределительного вала. Смазка осуществляется струями масла, вытекающими через направляющее отверстие в кривошипной головке шатуна при совпадении его с выходным отверстием в шатунной шейке.

Для увеличения срока службы масла и уменьшения износа трущихся деталей в большинстве двигателей устанавливают фильтры грубой и тонкой очистки масла. С этой же целью масло из картера двигателя забирается через плавающий маслоприемник из верхнего, наименее загрязненного тяжелыми примесями слоя.

В двигателях с напряженным режимом работы, главным образом двигателях грузовых автомобилей и тракторов, применяются радиаторы для охлаждения масла. Необходимое давление в нагнетающей магистрали поддерживается редукционными клапанами.

На рис. 4.2 показана схема комбинированной системы смазки двигателя. Эта система состоит из следующих узлов: неподвижного, маслоприемного фильтра 1, масляного насоса 2, маслопроводов, пластинчатого фильтра грубой очистки 3, центробежного фильтра тонкой очистки 4, редукционного и перепускного клапанов, маслоналивного патрубка и трубки для подачи масла в радиатор.

В двигателе, кроме подшипников коленчатого и распределительного валов, принудительно смазываются опоры промежуточного валика привода распределителя зажигания, масляного насоса, толкатели.

Втулки коромысел смазываются пульсирующим потоком масла. К остальным трущимся деталям масло поступает самотеком и при разбрызгивании.

 

Рис. 4.2. Комбинированная система смазки двигателя

Масло фильтруется в фильтрах грубой 3 и тонкой очистки 4, а также установленным на маслоприемнике 1 сетчатым фильтром. Пластинчатый фильтр грубой очистки включен в масляную магистраль последовательно. Для пропуска масла мимо фильтра грубой очистки (в случае его загрязнения, а также при пуске холодного двигателя, когда сопротивление фильтра велико) в корпусе фильтра установлен перепускной шариковый клапан. Для современных автомобильных карбюраторных двигателей рассмотренная система смазки является типичной.

В систему смазки дизелей и многих карбюраторных двигателей грузовых автомобилей включают масляные радиаторы. В дизелях предусматривают также приспособления для охлаждения струями масла наиболее нагретых трущихся деталей двигателя.

4.2. Механизмы и аппараты системы смазки

В большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей применяют масляные насосы шестеренчатого типа. Коловратные и плунжерные масляные насосы встречаются в этих двигателях в очень редких случаях. Шестеренчатый масляный насос (рис. 4.3) представляет собой две расположенные в его корпусе спаренные шестерни, одна из которых является ведущей, а другая – ведомой. Ведущая шестерня насажена на приводном валике; ведомая свободно вращается на оси. Обе шестерни устанавливают в корпусе насоса с небольшими радиальными и торцевыми зазорами. Во время работы вращающиеся в разные стороны шестерни захватывают масло из полости впуска и переносят его во впадинах между зубьями в полость нагнетания. Из полости нагнетания масло поступает в маслопровод.

Рис. 4.3. Шестеренчатый масляный насос

Для обеспечения в системе смазки необходимого давления установлен редукционный клапан. Этот клапан перепускает масло из нагнетающей полости масляного насоса во всасывающую полость.

Масляные насосы в зависимости от типа двигателя устанавливают внутри или снаружи картера. При установке внутри картера масляный насос располагают выше или ниже уровня картерного масла. При креплении масляного насоса снаружи картера шестерни находятся выше уровня масла. В этом случае масляный насос засасывает из картера масло при помощи маслозаборной трубки.

Для обеспечения надежности работы во многих автомобильных и тракторных двигателях устанавливают двухсекционные масляные насосы. Первая секция предназначена для подачи масла в систему смазки двигателя и в центробежный фильтр тонкой очистки, вторая – для подачи масла в масляный радиатор.

Во время работы двигателя качество залитого в картер масла постепенно ухудшается. Масло насыщается влагой, разжижается топливом, загрязняется продуктами его химического разложения (кислотами, смолами, асфальтенами и пр.), металлическими частицами – продуктом износа трущихся деталей двигателя, частицами нагара, засасываемой в двигатель пылью и т. д.

Для уменьшения вредного действия механических примесей и продуктов окисления масла последнее во время работы двигателя должно непрерывно очищаться. Очистка (фильтрация) масла производится при помощи фильтров. Подаваемое насосом масло пропускается через фильтры грубой и тонкой очистки.

Фильтры грубой очистки предназначены для очистки масла от крупных механических частиц.

В настоящее время наибольшее распространение получили щелевые фильтры грубой очистки. Эти фильтры включают в систему смазки последовательно, так как они обладают сравнительно небольшим сопротивлением.

При сильном загрязнении фильтрующего элемента или при пуске холодного двигателя масло поступает из канала в масляную магистраль через перепускной клапан, т. е. минуя фильтр грубой очистки.

Кроме щелевых фильтров грубой очистки пластинчатого типа, применяют также щелевые фильтры проволочного и ленточного типов. В этих фильтрах щели для прохода масла образуются между витками проволоки или специального профиля ленты, навиваемыми на гофрированные каркасы.

Более тщательную очистку масла от механических примесей и продуктов разложения проводят в автомобильных и тракторных двигателях с помощью фильтров тонкой очистки. В качестве фильтрующих элементов в этих фильтрах применяют хлопчатобумажные концы (очесы), войлок, бумагу, минеральную шерсть, асбест, фильтрующую прессованную массу и т. д.

В бензиновых двигателях в настоящее время большое распространение получили фильтры тонкой очистки типа АСФО (автомобильный суперфильтр-отстойник). Фильтрующий элемент такого фильтра состоит из большого количества картонных дисков и прокладок, собранных между двумя штампованными крышками. К этим крышкам прикреплены чашки с установленными в них уплотнительными кольцами. Набор дисков и прокладок стягивается соединительными планками.

В настоящее время большее распространение получает центробежная очистка масла в центрифугах. Центрифуги включают в систему смазки или параллельно главной масляной магистрали (неполнопоточные), или последовательно (полнопоточные).

Через неполнопоточную центрифугу проходит только часть подаваемого насосом масла. Неполнопоточная центрифуга (рис. 4.4) сос- тоит из неподвижного цилиндрического корпуса и вращающегося фильтрующего элемента – ротора 3, установленного на оси 2.

Масло поступает в ротор 3 под давлением от масляного насоса по трубке 1. Отсюда масло через трубки ротора 4 вытекает с большой скоростью через расположенные в нижней части ротора жиклеры 5. Реакции струй масла при подаче его под давлением обеспечивают вращение ротора со скоростью 10000–20000 об./мин. Находящиеся в масле примеси отбрасываются на боковые стенки ротора и оседают на них. По мере загрязнения центрифугу чистят. Очищенное масло вытекает в картер двигателя. При параллельном включении центрифуги в систему смазки двигателя очистку проходит 10–20% подаваемого насосом масла.

В полнопоточной центрифуге (рис. 4.5) масло от насоса подается по каналу 1 в ротор 3. Из ротора часть масла (10–20%) вытекает из жиклеров 2, обеспечивая вращение ротора и очистку масла. Остальное количество масла (80–90%) из ротора центрифуги по каналу 4 подается в масляную магистраль. При последовательном включении центрифуги все подаваемое насосом масло проходит через ротор и как крупные, так и мелкие механические частицы задерживаются в центрифуге, вследствие чего уменьшается износ трущихся поверхностей деталей двигателя.

Центрифуги обеспечивают весьма качественную очистку масла от тяжелых и твердых частиц, а также интенсивно удерживают влагу, что снижает коррозионный износ деталей двигателя.

Рис. 4.4. Схема неполнопоточной центрифуги:

1 – путь грязного масла;

2 – путь масла после тонкой очистки

Во многих автомобильных и тракторных двигателях для обеспечения желаемой температуры масла применяют масляные радиаторы. В зависимости от способа отвода тепла масляные радиаторы делят на два типа: 1) радиаторы с воздушным охлаждением (воздушно-масляные) и 2) радиаторы с водяным охлаждением (водомасляные).

Воздушно-масляные радиаторы устанавливают обычно перед радиаторами водяного охлаждения. Масло в этих радиаторах охлаждается потоком воздуха.

Водомасляные радиаторы располагают в системе охлаждения, что обеспечивает постоянство температуры масла во время работы двигателя и быстрый подогрев его при пуске холодного двигателя. Водомасляный радиатор двигателя представлен на рис. 4.6.

Рис. 4.5. Схема полнопоточной центрифуги:

1 – путь грязного масла;

2 – путь масла после тонкой очистки

Масло проходит по трубкам радиатора, которые омываются охлаждающей жидкостью. В системах смазки с водомасляными радиаторами устанавливают термостат. Термостат перекрывает подачу масла в радиатор, пока температура масла не достигнет 90–100 °С (рис. 4.6а). Затем он открывается, и масло начинает поступать в радиатор, где происходит его охлаждение (рис. 4.6б). Это обеспечивает быстрый прогрев масла при пуске холодного двигателя.

Во время работы двигателя качество масла ухудшается. Масло разжижается прорывающимися в картер двигателя и конденсирующимися здесь парами топлива, насыщается влагой из воздуха и влагой, получающейся при конденсации содержащихся в выхлопных газах водяных паров, а также различными другими примесями. Особенно вредно насыщение масла серной и сернистой кислотами, вызывающими сильную коррозию деталей двигателя. Эти кислоты образуются в картере при растворении в воде сернистого газа.

а б

Рис. 4.6. Схема работы водомасляного радиатора

Сернистый газ является продуктом сгорания имеющейся в бензине в виде примеси серы. Для удаления из картера прорывающихся паров бензина, выхлопных газов и пыли и тем самым повышения срока службы двигателя в современных автомобильных и тракторных двигателях применяют вентиляцию картера. Вентиляция картера может осуществляться тремя путями: 1) отсосом газов из картера в атмосферу, 2) отсосом в систему питания двигателя, 3) подачей воздуха под давлением.

4.3. Основы расчета системы смазки двигателей

4.3.1. Расчет масляного насоса

Размеры масляного насоса определяют для режима работы двигателя на номинальной частоте вращения или при максимальном крутящем моменте. Производительность насоса определяют в основном количеством и величиной трущихся поверхностей двигателя, количеством прокачиваемого масла, необходимого для поддержания желаемого температурного режима деталей двигателя, и количеством масла, необходимого на перепуск. Определение производительности масляного насоса расчетным путем по числу пар трения недостаточно надежно. Поэтому количество циркулирующего в ДВС масла определяют на основании теплового баланса. Считается, что для современных двигателей теплота, отводимая системой смазки, составляет:

,

где QТ – количество теплоты, подводимой в цилиндры двигателя, КДж/ч.

,

где Ne – номинальная мощность двигателя;

? е – эффективный КПД.

Для бензиновых ДВС ? е = 0.25, для дизельных ДВС ? е = 0.35.

Количество циркулирующего в ДВС масла (м3) определяется формулой:

,

где ? М – плотность моторного масла, ? М = 880–900 кг/м3; 

СМ теплоемкость масла, СМ = 2 КДж/кгК; 

? tM – нагрев масла, ? tM = 10–15 К;

К – коэффициент запаса, для бензиновых ДВС К = 1, для дизельных ДВС К = 2.5–3.

При работе двигателя часть масла расходуется из системы смазки (вследствие выгорания, утечек и др.). Поэтому для надежной работы в течение достаточно длительного времени и обеспечения требуемого запаса хода транспортного средства потребное количество масла в системе смазки м3/ч равно:

.

Тогда для карбюраторных ДВС .

Для дизельных ДВС . 

Основные размеры масляного насоса определяют в предположении, что объем впадин между зубьями шестерен насоса равен объему самих зубьев. В этом случае объем масла (м3), поданный шестернями масляного насоса за один их оборот (рабочий объем насоса), равен:

,

где D0 – диаметр начальной окружности шестерни (см. рис. 4.7);

h – высота зуба;

b – ширина зуба;

? H – коэффициент подачи насоса, для шестеренных насосов ? H = = 0.7–0.8.

При заданных величинах модуля зацепления m, числа зубьев z, частоты вращения шестерни насоса n значение диаметра начальной окружности шестерни выражается формулой:

.

Высота зуба шестерни:.

Рис. 4.7. Схема шестеренного насоса

Часовая производительность масляного насоса равна:

. 

Из данной формулы определяется ширина зуба:

.

Сечения всасывающего и нагнетающего каналов определяют исходя из величины скорости циркулирующего в них масла: для всасывающего канала 0.3–0.6 м/сек, для нагнетающего канала 0.8–1.5 м/сек.

4.3.2. Расчет масляного радиатора

Величина поверхности охлаждения (м2) масляного радиатора

,

где – количество отводимого от масла тепла;

k – полный коэффициент теплопередачи от масла к охлаждающей среде;

tМсредняя температура масла в радиаторе;

,

где tвыхм – температура масла на выходе из радиатора tвыхм = 70–90 ? С;

tвхм – температура масла на входе в радиатор,

,

где – величина подогрева масла в двигателе;

где GM – количество масла, проходящего через двигатель.

При параллельном включении радиатора .

СМ – теплоемкость масла; tохлсредняя температура проходящей через масляный радиатор охлаждающей среды.

Для воздушно-масляных радиаторов, установленных до радиатора системы охлаждения, tохл = 30–40 ? С, после радиатора системы охлаждения tохл = 45–60 ? С.

Для водомасляных радиаторов tохл = 70–90 ? С.

Полный коэффициент теплопередачи:

,

где ? 1 – коэффициент теплоотдачи от масла к стенкам радиатора;

? – коэффициент теплопроводности металла стенок (трубок) радиатора;

? – толщина стенки (трубки) радиатора, м; 

? 2 – коэффициент теплоотдачи от стенок радиатора к окружающей среде.

Величина ? 1 зависит от многих факторов и в первую очередь от критерия Рейнольдса. Средние значения ? 1 можно принимать: при прямых гладких трубках ? 1 = 420–1700 КДж/м2? ч? К, при наличии специальных завихрителей в трубках ? 1 = 3000–5000 КДж/м2? ч? К.

Коэффициент теплопроводности можно принимать: для листовой латуни ? = 300–450 КДж/м? ч? К, для алюминиевых сплавов ? = 300–350 КДж/м? ч? К и для нержавеющей стали ? = 35–70 КДж/м? ч? К.

В воздушно-масляных радиаторах ? 2 = 8500–14500 КДж/м2? ч? К, в водомасляных ? 2 = 200–420 КДж/м2? ч? К.

 

5. СИСТЕМА ПИТАНИЯ БЕНЗИНОВЫХ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Система питания служит для приготовления горючей смеси требуемого качества, подачи ее в цилиндры двигателя и удаления отработанных газов.

Система питания двигателя должна:

  •  Обеспечивать точное дозирование топлива на всех установившихся и переходных режимах (быстрый пуск двигателя при любой температуре, экономичность работы при неполных нагрузках, быстрое увеличение нагрузки, получение полной мощности).
  •  Обеспечивать возможно более высокое паросодержание горючей смеси, поступающей в цилиндры двигателя. Это связано с тем, что горючие смеси с высоким паросодержанием, попадая в цилиндр двигателя, не разжижают смазку на стенках, оседая на них, тем самым заметно уменьшая износ цилиндропоршневой группы. Высокое паросодержание обеспечивается при качественном распылении и перемешивании топлива с воздухом.
  •  Обеспечивать полную автоматичность и стабильность работы.

5.1. Система питания карбюраторного двигателя

На рис. 5.1 представлена принципиальная схема системы питания карбюраторного двигателя. Топливо, подаваемое из топливного бака 1 насосом 3, проходит предварительно фильтр 2, а затем поступает в карбюратор 5. Воздух поступает через воздухоочиститель 4 также в карбюратор 5. В карбюраторе топливо распыливается, испаряется и, перемешиваясь с воздухом, образует горючую смесь. Горючая смесь через впускной коллектор поступает в цилиндры двигателя и, смешиваясь с остаточными газами, образует рабочую смесь. Поступившая в цилиндры рабочая смесь воспламеняется при помощи электрической искры и сгорает. Отработавшие газы после сгорания отводятся из цилиндров двигателя через выпускной коллектор и глушитель 6 в окружающую среду.

Процесс распыления, испарения и перемешивания топлива с воздухом вне цилиндра двигателя называется карбюрацией.

Прибор, осуществляющий этот процесс, называется карбюратором.

Рис. 5.1. Схема питания карбюраторного двигателя

Карбюраторы могут быть трех типов: испарительный, впрыскивающий и поплавковый всасывающий. 

Испарительные, или барботажные, карбюраторы (рис. 5.2) предназначались для работы на легкоиспаряющемся топливе. Воздух, проходя над поверхностью топлива, насыщался его парами и образовывал горючую смесь. Дроссельная заслонка 1 определяла количество подаваемой смеси. Качество смеси, т. е. концентрация паров, регулировалось путем изменения объема пространства между поверхностью бензина и крышкой карбюратора. При множестве недостатков этого карбюратора (громоздкость, пожарная опасность, необходимость частой регулировки из-за повышенной чувствительности к изменениям условий внешней среды и т. д.) у него было одно существенное преимущество – однородная топливовоздушная смесь с высоким паросодержанием, так как воздух смешивался с парами топлива.

Впрыскивающий (мембранный) карбюратор (рис. 5.3) имеет довольно сложное устройство. Топливный клапан 4 перемещается под действием двух эластичных мембран. Первая мембрана разделяет воздушные камеры высокого 5 и низкого 6 давлений. Вторая разделяет топливные камеры 7 и 8, соответственно низкого и высокого давлений.

Рис. 5.2. Схема испарительного карбюратора

Рис. 5.3. Схема впрыскивающего карбюратора

Дроссельной заслонкой 1 регулируется количество воздуха, а следовательно, и смеси, поступающей в двигатель. В камере 5, в результате скоростного напора воздуха, давление повышенное, а в камере 6, соединенной с горловиной диффузора 2, устанавливается разрежение.

Под действием разности давлений эластичная мембрана выгибается и открывает топливный клапан 4. Через открытый клапан в топливную камеру 8 бензонасосом под давлением подается топливо. Из камеры 8 топливо через жиклер 3 и форсунку 9 подается в смесительную камеру карбюратора, где оно распыливается и перемешивается с воздухом. Топливная камера 7 также заполняется топливом из топливного канала через жиклер 3, но давление в камере 7 меньше, чем давление в камере 8. В результате этого эластичная мембрана камер 7 и 8 прогибается и топливный клапан 4 стремится закрыться. При равенстве усилий на мембранах топливный клапан 4 находится в некотором определенном положении, что соответствует установившемуся режиму работы двигателя.

Впрыскивающие карбюраторы работают точно и надежно при любом положении двигателя. Однако из-за сложности регулировок и обслуживания в автомобильных двигателях не применяются.

Наибольшее распространение получили поплавковые всасывающие карбюраторы со всасыванием топлива при разрежении, возникающем в суженной части воздушного канала карбюратора – диффузоре вследствие местного повышения скорости потока воздуха. Устройство и работа систем таких карбюраторов будет подробно рассмотрена ниже.

5.1.1. Устройство элементарного карбюратора

Схема элементарного карбюратора показана на рис. 5.4. Топливо из бака поступает по топливопроводу в поплавковую камеру 3 карбюратора. В поплавковой камере плавает пустотелый поплавок 2. На поплавок опирается запорная игла 1, пропускающая топливо в камеру при понижении уровня и прекращающая доступ топлива, когда уровень достиг необходимой высоты. Поплавковая камера через воздушное отверстие сообщается с атмосферой, в связи с чем в камере поддерживается атмосферное давление.

Из поплавковой камеры через калиброванное отверстие, называемое жиклером 4, топливо поступает в распылитель 5. Выходное отверстие распылителя размещено в горловине диффузора 7, на 5–6 мм выше уровня топлива в поплавковой камере.

Воздух поступает в карбюратор через воздухоочиститель. При прохождении через диффузор скорость воздушного потока возрастает, а давление в диффузоре падает.

Истечение топлива из распылителя происходит под действием разности давлений в поплавковой камере (атмосферное давление) и горловине диффузора (разрежение). Скорость потока воздуха, проходящего через горловину диффузора, значительно превышает скорость топлива, истекающего из распылителя. При истечении из распылителя топливо распыливается потоком воздуха, частично испаряется и, перемешиваясь в смесительной камере с воздухом, образует горючую смесь.

Рис. 5.4. Схема элементарного карбюратора

Дроссельная заслонка 6 служит для регулирования количества смеси, поступающей в цилиндры двигателя, а следовательно, и мощности, развиваемой двигателем.

5.1.2. Основы теории карбюрации

Смесеобразование в карбюраторе представляет собой сложный процесс. Для формирования правильных представлений о процессе смесеобразования необходимо последовательно рассмотреть явления движения воздушного потока, истечения, распыливания и испарения топлива, а также принципы приготовления необходимого состава горючей смеси.

Движение воздушного потока через карбюратор. 

При движении через карбюратор скорость и давление воздушного потока изменяются.

Количество воздуха, проходящего через карбюратор и поступающего в двигатель, определяется рабочим объемом цилиндров двигателя, скоростью вращения коленчатого вала и степенью открытия дроссельной заслонки.

Часовой расход воздуха (м3), поступающего в двигатель:

,

где D – диаметр цилиндра двигателя, м;

S – ход поршня, м;

?воз – плотность воздуха при температуре и давлении окружающей среды, кг/м3;

?v – коэффициент наполнения двигателя;

n – число оборотов коленчатого вала, c;

i – число цилиндров двигателя, обслуживаемых данным карбюратором;

? – тактность двигателя.

Часовой расход воздуха, проходящего через диффузор карбюратора и далее поступающего в двигатель:

,

где ?воз – скорость движения воздуха в диффузоре, м/с;

Fдиф – площадь поперечного сечения горловины диффузора, м2 .

Скорость воздуха, протекающего через горловину диффузора, может быть определена следующим уравнением в предположении, что воздух представляет собой несжимаемую жидкость:

,

где ?диф – коэффициент скорости воздуха в диффузоре;

P0 – Pдиф – разрежение в диффузоре, равное разности давлений окружающей среды и в диффузоре.

Воздух проходит через диффузор карбюратора со сравнительно большими скоростями, поэтому давление в нем заметно понижается. Наименьшее давление или наибольшее разрежение в горловине диффузора карбюратора наблюдается при максимальных скоростях и расходах воздуха. Отсюда следует, что разрежение в диффузоре должно возрастать по мере увеличения открытия дросселя и числа оборотов вала двигателя.

Площадь горловины диффузора подбирают так, чтобы:

1) на малых числах оборотов и неполных открытиях дроссельной заслонки скорости воздуха были не ниже 40—50 м/с во избежание недостаточного распыливания топлива и связанного с ним увеличения расхода топлива;

2) на больших числах оборотов и при полном открытии дроссельной заслонки скорость воздуха не превышала примерно 120 м/с, так как при больших скоростях заметно понизится весовое наполнение, а следовательно, и мощность двигателя.

Оба эти требования полностью совместить нельзя, а потому обычно подбирают площадь горловины диффузора так, чтобы разрежения в ней на больших числах оборотов не превосходили 9.81 КПа.

На холостом ходу двигателя и малых оборотах вала в двигатель поступает минимальное количество горючей смеси. При этом разрежение в диффузоре почти отсутствует, а разрежение за дроссельной заслонкой достигает наибольших значений, численно равных 49.05 КПа.

Уравнение часового расхода при подстановке уравнения скорости воздуха примет вид:

.

Оно справедливо для несжимаемых жидкостей, но разрежения в диффузорах карбюраторов очень редко превышают 9.81 КПа, поэтому этим уравнением можно пользоваться при расчете карбюраторов, так как ошибка при его использовании не превысит 1–2%.

Истечение топлива из распылителя.

Разность давлений в поплавковой камере и у распылителя заставляет топливо перетекать по системе каналов через жиклер в распылитель, а из него в диффузор карбюратора, где быстро двигается воздух.

Разрежение у распылителя, по данным опытов, на 20–25% меньше разрежения у стенки диффузора. В соответствии с этим скорость протекания топлива через жиклер определяют уравнением:

,

где ?жикл – коэффициент скорости, учитывающий трение в топливных каналах и жиклере, а также местные сопротивления при переходе от одного сечения к другому;

?топл – плотность топлива при температуре и давлении окружающей среды, кг/м3.

В большинстве случаев основным сопротивлением является жиклер, а сопротивления в топливных каналах по сравнению с ним невелики, поэтому с достаточной точностью коэффициент скорости может учитывать только сопротивления самого жиклера.

Скорость протекания топлива через жиклер зависит от режима работы двигателя и изменяется в пределах от 0 до 5 м/с.

Для перехода от скорости вытекающего топлива к часовому весовому расходу необходимо учесть площадь жиклера Fжикл:

или

.

Распыление и испарение топлива.

Струя топлива, вытекающая из жиклера карбюратора, распыляется на мелкие капли вследствие трения, возникающего между струей и потоком воздуха, двигающегося с большой скоростью. Тонкость распыливания топлива оценивается средним диаметром капель.

Средний диаметр капель распыливаемого топлива тем меньше, чем больше скорость потока воздуха и чем меньше поверхностное натяжение топлива (рис. 5.5).

Рис. 5.5. Зависимость размера капель от скорости воздуха

Условия для испарения топлива в карбюраторе неблагоприятны. Время, отводимое на испарение, измеряется лишь сотыми долями секунды; температура, при которой происходит испарение, сравнительно небольшая. При температуре 30 °С и сравнительно высокой скорости воздуха полного испарения топлива не достигается.

Неиспарившееся топливо в виде капель уносится воздушным потоком, а так как температура впускного коллектора сравнительно невысока, топливо конденсируется и оседает на внутренних стенках коллектора, образуя жидкую пленку. Скопление пленки ухудшает распределение горючей смеси по цилиндрам двигателя. Часть неиспарившегося топлива уносится в цилиндры, что ухудшает сгорание смеси. Часть топлива проникает в картер и разжижает масло. Поэтому в карбюраторных двигателях для улучшения испаряемости топлива, уменьшения неравномерности распределения смеси по цилиндрам, предотвращения конденсации и понижения пленкообразования применяется подогрев впускного коллектора отработавшими газами.

5.1.3. Влияние состава горючей смеси на работу двигателя 

Состав горючей смеси, оцениваемый коэффициентом избытка воздуха ?, оказывает большое влияние на мощность и экономичность двигателя.

При полностью открытом дросселе максимальная мощность двигателя достигается при коэффициенте избытка воздуха ? = 0.8–0.9, а минимальный расход топлива (наибольшая экономичность) при коэффициенте ? = 1.05–1.15.

Но по мере прикрытия дросселя (изменение нагрузки) изменяется и состав горючей смеси, соответствующий максимальной мощности и наибольшей экономичности. На рис. 5.6 показана связь между мощностью и экономичностью двигателя и составом горючей смеси при различных положениях дроссельной заслонки. Кривые а и а' характеризуют изменение мощности и экономичности при полностью открытом дросселе, кривые б и б' и в и в' – при прикрытых положениях дросселя. Каждая из кривых соответствует постоянному числу оборотов и нагрузке двигателя.

Рис. 5.6. Изменение мощности и экономичности двигателя

Кривые показывают, что при уменьшении нагрузки по мере прикрытия дроссельной заслонки значения максимальной мощности и минимального расхода топлива смещаются влево, коэффициент избытка воздуха понижается, смесь обогащается. Это объясняется тем, что дросселирование двигателя понижает скорость воздушного потока в карбюраторе. При этом ухудшение качества распыливания топлива и процесса сгорания смеси приводит к необходимости обогащения смеси. Выделив на кривых точки, соответствующие максимальной мощности и минимальным удельным расходам топлива, и соединив эти точки пунктиром, получим кривые А и Б. Кривая А характеризует изменение коэффициента избытка воздуха в зависимости от нагрузки при максимальной мощности. Кривая Б характеризует изменение коэффициента избытка воздуха в зависимости от нагрузки при наибольшей экономичности.

Кривые показывают, что при частичных нагрузках (прикрытая дроссельная заслонка) максимальная мощность, развиваемая двигателем, достигается на обогащенных смесях, при коэффициенте избытка воздуха от 0.9 до 0.6, а наибольшая экономичность достигается при ? = = 0.9–1.15.

5.1.4. Характеристика желаемого карбюратора

Для карбюраторных двигателей при различной нагрузке (различные положения дросселя) установлена связь между мощностью и экономичностью двигателя и коэффициентом избытка воздуха (рис. 5.6).

Если график, изображенный на рис. 5.6, повернуть на 90° против часовой стрелки и оставить на нем только кривые А и Б, то на новом графике (рис. 5.7) кривая А будет показывать, как должен изменяться состав горючей смеси в зависимости от изменения нагрузки двигателя при реализации максимальной мощности, а кривая Б – как должен изменяться состав горючей смеси в зависимости от изменения нагрузки двигателя при наибольшей экономичности.

Основные требования, которым должен отвечать карбюратор при работе с различными нагрузками и постоянным числом оборотов, следующие:

  •  На холостом ходу и малых нагрузках двигателя дроссель прикрыт. Скорость воздушного потока незначительна. Температурный режим двигателя понижен. Условия для распыливания и испарения топлива неблагоприятны. Для устойчивой и бесперебойной работы двигателя карбюратор должен приготовлять обогащенную смесь (?=0.7–0.8).
  •  При увеличении нагрузки дроссель постепенно открывается. Скорость воздушного потока возрастает. Температурный режим двигателя повышается. Условия для распыливания и испарения топлива улучшаются. Для экономичной работы карбюратор должен приготовлять горючую смесь, постепенно обедняющуюся по мере открытия дросселя. Коэффициент избытка воздуха должен при этом увеличиваться до ? = 1.05–1.15. Автомобильный карбюраторный двигатель преобладающее время работает на режимах неполных нагрузок. Поэтому приготовление экономичной горючей смеси является необходимым для понижения расхода топлива.
  •  При полностью открытом дросселе для обеспечения максимальной мощности двигателя карбюратор должен приготовлять обогащенную смесь. Коэффициент избытка воздуха должен при этом понижаться до ? = 0.8–0.9.

На рис. 5.7 кривая В отвечает перечисленным требованиям и представляет собой характеристику желаемого карбюратора при работе двигателя на различных нагрузках.

Рис. 5.7. Характеристика желаемого карбюратора

Перечисленные требования к карбюратору не исчерпывают всех условий, необходимых для работы двигателя на различных эксплуатационных режимах. Рассмотрим эти дополнительные условия:

  •  При пуске двигателя дроссель практически закрыт. Скорость воздуха незначительна. Температурный режим двигателя понижен. Условия смесеобразования неблагоприятны. Карбюратор должен приготовлять обогащенную смесь, характеризуемую коэффициентом ? = = 0.5–0.6.
  •  В случае резкого изменения нагрузки вследствие большей инерции топлива его расход возрастает медленнее, чем расход воздуха. Это вызывает временное обеднение смеси, перебои в работе двигателя и затрудняет процесс разгона машины. Для того чтобы резкое открытие дросселя не сопровождалось обеднением смеси, карбюратор должен обладать способностью кратковременно обогащать смесь до такого состава, при котором достижимо нормальное нарастание оборотов.

5.1.5. Характеристика элементарного карбюратора

Элементарный карбюратор конструктивно прост (рис. 5.4). Выясним, как удовлетворяет установленным ранее основным требованиям элементарный карбюратор. Проанализируем характер изменения состава горючей смеси, создаваемый элементарным карбюратором на различных режимах работы двигателя.

Состав горючей смеси оценивается коэффициентом избытка воздуха, определение которого возможно по выражению:

.

 

Выражение показывает, что изменение коэффициента избытка воздуха зависит от изменения отношения коэффициентов ?диф и ?жикл, а также плотности воздуха ?воз. Остальные величины постоянны.

На основании опытных данных (рис. 5.8) установлено, что при изменении разрежения в диффузоре отношение ?диф /?жикл не остается постоянным, а постепенно уменьшается. Не остается постоянным и плотность воздуха. Следовательно, можно установить, что по мере повышения разрежения в диффузоре коэффициент избытка воздуха должен понижаться, а состав смеси, приготовляемый элементарным карбюратором, стремиться к обогащению. Характер изменения коэффициента избытка воздуха в зависимости от разрежения показан на рис. 5.9. Эта зависимость является характеристикой элементарного карбюратора. Из сопоставления характеристик желаемого и элементарного карбюратора видно, что элементарный карбюратор не обеспечивает приготовления горючей смеси требуемого состава. Поэтому все современные карбюраторы снабжены дозирующими устройствами, предназначенными для исправления характеристики элементарного карбюратора и максимального приближения ее к характеристике желаемого карбюратора.

Рис. 5.8. Изменение ?диф и ?жикл, их отношения и плотности воздуха ?воз

 

 

 

 

 

 

Рис. 5.9. Характеристика элементарного карбюратора

5.1.6. Главное дозирующее устройство

Главное дозирующее устройство служит для исправления характеристики элементарного карбюратора, приготовляя горючую смесь главным образом при средних и больших нагрузках.

У карбюраторов преобладающее распространение имеют четыре разновидности главных дозирующих устройств: с двумя жиклерами – главным и компенсационным; с пневматическим торможением топлива; с переменным сечением диффузора; c дозирующей иглой.

Рассмотрим принципиальные схемы каждого из указанных главных дозирующих устройств.

Главное дозирующее устройство с двумя жиклерами (рис. 5.10). Карбюратор имеет два жиклера, поставленные в разные условия работы. Жиклер 1 называется главным. Он подает топливо непосредственно в диффузор. Расход топлива через главный жиклер зависит от разрежения в диффузоре и возрастает по мере повышения разрежения. Жиклер 2 называется компенсационным. Он подает топливо в колодец 3, называемый компенсационным. Колодец сообщается с атмосферой. Вследствие свободного доступа воздуха в колодец изменение разрежения в диффузоре не влияет на количество топлива, поступающего из компенсационного жиклера.

Рис. 5.10. Главное дозирующее устройство с двумя жиклерами и его характеристика

Если двигатель не работает, уровень топлива в поплавковой камере, колодце и распылителях одинаковый. При работе двигателя, по мере увеличения разрежения в диффузоре, расход топлива через распылитель главного жиклера непрерывно повышается. Распылитель компенсационного жиклера вначале работает полным сечением. В дальнейшем уровень топлива в колодце постепенно понижается и через него начинается подсос воздуха. При этом поступающее через жиклер 2 топливо смешивается с подсасываемым воздухом и в виде эмульсии подается через распылитель в диффузор карбюратора.

Таким образом, главный жиклер работает по характеристике элементарного карбюратора, обогащая смесь по мере увеличения разрежения. Характеристика компенсационного жиклера противоположна. При увеличении разрежения он обедняет смесь. Размеры жиклеров подбираются так, чтобы их совместная работа приближала характеристику карбюратора к желаемой.

Главное дозирующее устройство с пневматическим торможением топлива (рис. 5.11). Карбюратор имеет один жиклер 1 и калиброванное отверстие 2 в воздушном колодце.

В период работы двигателя на малых расходах воздуха разрежение в диффузоре сравнительно небольшое. При этом отверстие из воздушного колодца в стенке распылителя находится под уровнем топлива, а доступ воздуха в распылитель закрыт. В этот период жиклер работает так же, как и элементарный карбюратор.

Рис. 5.11. Главное дозирующее устройство с пневматическим торможением топлива и его характеристика

С увеличением расхода воздуха разрежение в диффузоре повышается, а уровень топлива в колодце понижается. Как только уровень топлива в колодце понизится до отверстия в распылитель, в него начнет поступать воздух; при этом разрежение у распылителя будет уменьшаться, а образовавшаяся эмульсия поступать в смесительную камеру.

Подбор соответствующих соотношений жиклера и калиброванного отверстия воздушного колодца позволяет приблизить характеристику карбюратора к желаемой.

Главное дозирующее устройство с переменным сечением диффузора (рис. 5.12). Карбюратор имеет один жиклер 1 и диффузор 2 переменного сечения, образуемый двумя крыльями.

При малых расходах воздуха крылья сходятся и уменьшают проходное сечение диффузора. Это повышает разрежение в диффузоре, и расход топлива через распылитель возрастает.

С увеличением расхода воздуха (увеличение открытия дросселя или числа оборотов) под действием напора воздушного потока крылья раздвигаются, увеличивая проходное сечение диффузора. Разрежение при этом понижается, а смесь обедняется.

Рис. 5.12. Главное дозирующее устройство с переменным сечением диффузора и его характеристика

 

Характер изменения проходного сечения диффузора выбирается в соответствии с желаемой характеристикой карбюратора.

Главное дозирующее устройство с дозирующей иглой представлено на рис. 5.13.

При работе двигателя топливо из поплавковой камеры через кольцевой зазор, образованный топливным жиклером 2 и дозирующей иглой 1, проходит к распылителю.

При малых разрежениях в диффузоре через топливный жиклер 2 топливо подается к распылителю в количестве, ограниченном его проходным сечением. Таким образом, жиклер работает по характеристике элементарного карбюратора, обогащая смесь по мере увеличения разрежения.

При увеличении нагрузки двигателя (открытии дроссельной заслонки) подача топлива через топливный жиклер 2 становится меньше за счет опускания дозирующей иглы 1. Опускание достигают установкой поводка (на оси дроссельной заслонки) и тяг, связанных с иглой 1. По мере открытия дросселя благодаря перемещению деталей дозирующая игла 1 опускается и расход топлива через топливный жиклер уменьшается. При этом смесь обедняется.

 

Рис. 5.13. Главное дозирующее устройство с дозирующей иглой и его характеристика

Подбором профиля дозирующей иглы и величины топливного жиклера получают наивыгоднейший для экономичной работы двигателя расход топлива.

Существенные недостатки этого дозирующего устройства сводятся к отсутствию эмульсирования топлива, подаваемого топливным жиклером, сложности изготовления дозирующей иглы и ненадежности ее работы при эксплуатации карбюратора.

5.1.7. Дополнительные дозирующие устройства

Пусковое устройство. В процессе пуска число оборотов двигателя незначительно, скорость воздушного потока небольшая, тонкость распыливания и испарения топлива недостаточны. Пониженный температурный режим двигателя способствует конденсации части топлива на стенках впускного коллектора. Все это создает неблагоприятные условия для смесеобразования и вызывает затруднения при пуске непрогретого двигателя.

Следовательно, для облегчения пуска двигателя необходимо кратковременное обогащение смеси. Это достигается при помощи специального пускового устройства, которое у большинства карбюраторов представляет собой воздушную заслонку (рис. 5.14).

Рис. 5.14. Воздушная заслонка с клапаном

Воздушная заслонка устанавливается во входном патрубке карбюратора, перед диффузором. При пуске воздушная заслонка кратковременно прикрывается. Это понижает количество воздуха, проходящего через диффузор, но, повышая разрежение у распылителя, увеличивает подачу топлива и обогащает смесь.

Воздушная заслонка часто дополняется клапаном, предотвращающим переобогащение смеси. Клапаном является круглая пластина, нагруженная пружиной. Под действием пружины пластина прижимается к воздушной заслонке и закрывает имеющиеся в ней отверстия. Как только двигатель запустится, разрежение в диффузоре возрастает. При этом пружина сжимается, пластина отходит от заслонки и открывает отверстия. В карбюратор поступает дополнительный воздух, что препятствует переобогащению смеси.

С этой же целью воздушная заслонка выполняется иногда неравносторонней, устанавливается на оси эксцентрично, а с приводным рычагом соединяется через пружину. При увеличении разрежения в карбюраторе воздушная заслонка под действием воздушного потока на большую сторону заслонки открывается автоматически.

У ряда карбюраторов пусковое устройство представляет собой сочетание воздушной заслонки с клапаном и обогатительной иглы.

Ряд карбюраторов имеет автоматическое управление воздушной заслонкой. В процессе пуска положение воздушной заслонки изменяется автоматически при помощи температурного (в зависимости от температуры охлаждающей воды или впускного коллектора) или вакуумного (в зависимости от разрежения во впускном коллекторе или карбюраторе) регуляторов.

Устройство холостого хода. На холостом ходу и малых нагрузках двигателя дроссельная заслонка почти полностью прикрыта, но воздушная заслонка открыта. В этот период расход воздуха и разрежение в диффузоре малы и главное дозирующее устройство не работает. Обогащение смеси на холостом ходу и малых нагрузках достигается при помощи устройства холостого хода (рис. 5.15).

Рис. 5.15. Устройство холостого хода

Работа этого устройства основана на использовании значительных разрежений, которые создаются за дроссельной заслонкой, когда дроссель прикрыт.

В устройстве холостого хода топливный жиклер холостого хода 2 каналом сообщается с отверстием 4 в стенке карбюратора перед дросселем и отверстием за дросселем, проходное сечение которого регулируется винтом 3. В канал через воздушный жиклер 1 поступает воздух.

На холостом ходу и малых нагрузках под действием значительного разрежения за дросселем топливо из поплавковой камеры через жиклер 2 поступает в канал, смешивается с воздухом, поступающим через воздушный жиклер 1, и образует эмульсию. Эмульсия поступает в пространство за дросселем через отверстие и дополнительно распыливается воздухом, проникающим с большой скоростью через зазоры между дросселем и стенками карбюратора.

Отверстие 4 создает условия для плавного перехода от холостого хода к малым нагрузкам и постепенного обеднения смеси. При холостом ходе, когда дроссель прикрыт, через отверстие 4, расположенное выше дросселя, в канал проходит воздух. Воздух уменьшает разрежение в канале и притормаживает истечение топлива. Когда при переходе к малым нагрузкам дроссель незначительно открывается, а расход воздуха, проходящего через карбюратор, увеличивается, оба отверстия оказываются ниже дросселя. В этот период приток воздуха через отверстие 4 в канал прекращается и подача топлива несколько увеличивается.

По мере дальнейшего открытия дросселя разрежение за дросселем постепенно падает, но в горловине диффузора повышается. Одновременно подача топлива устройством холостого хода постепенно уменьшается, а затем прекращается. Подача топлива обеспечивается главным дозирующим устройством. Устройство холостого хода участвует в смесеобразовании при пуске двигателя.

Экономайзер. Максимальная мощность двигателя достигается на обогащенной смеси, когда коэффициент избытка воздуха составляет от 0.8 до 0.9. Но главное дозирующее устройство карбюратора рассчитывается на приготовление экономичной смеси. Следовательно, необходимо обогащать смесь от состава, соответствующего максимальной экономичности (что обеспечивается главным дозирующим устройством), до состава, при котором возможно реализовать максимальную мощность.

Для осуществления указанного требования современные карбюраторы имеют устройство, позволяющее автоматически обогащать смесь. Такое автоматическое устройство, обеспечивающее сочетание экономичной работы двигателя при неполных нагрузках и реализацию максимальной мощности при полных нагрузках, называется экономайзером.

Экономайзеры выполняются с механическим или пневматическим приводом. Экономайзер с механическим приводом включается в действие в зависимости от положения дросселя, а экономайзер с пневматическим приводом – в зависимости от разрежения в карбюраторе.

Принципиальная схема экономайзера с пневматическим приводом показана на рис. 5.16. Колодец экономайзера имеет клапан 2, шток 1, пружину 4 и поршень 3, размещенный в цилиндре. Цилиндр над поршнем сообщается через канал с пространством за дросселем. На малых и средних нагрузках под действием разности давлений поршень удерживается в верхнем положении. Клапан экономайзера при этом закрыт. С переходом к большим нагрузкам разность давлений значительно понижается. Поэтому поршень под действием разжимающейся пружины штока опускается, а клапан экономайзера открывается. Одновременно дополнительное топливо из колодца через жиклер экономайзера поступает к распылителю и обогащает смесь.

Рис. 5.16. Экономайзер с пневматическим приводом

Схема экономайзера с механическим приводом показана на рис. 5.17. Колодец экономайзера имеет клапан 2, шток 1, имеющий механическую связь с дроссельной заслонкой. На малых и средних нагрузках шток находится в верхнем положении. Клапан экономайзера при этом закрыт. С переходом к большим нагрузкам, при определенном положении дроссельной заслонки, на шток оказывается механическое воздействие. Шток опускается, а клапан экономайзера открывается. Одновременно топливо из колодца через жиклер экономайзера поступает к распылителю и смесь обогащается.

Рис. 5.16. Экономайзер с механическим приводом

Характер изменения мощности двигателя в зависимости от степени открытия дросселя у карбюраторов с экономайзерами показан на рис. 5.17.

Из рис. 5.17а следует, что экономайзер с механическим приводом (двигатель ЗИЛ-130, карбюратор К-88А) включается в работу при одном и том же положении дросселя (около 80% открытия), вне зависимости от числа оборотов двигателя. Если при п = 2000 об./мин перед включением экономайзера мощность еще продолжает расти, то при п = 1000 об./мин и 40% открытия дросселя мощность практически не возрастает. Это ухудшает приемистость двигателя и является недостатком экономайзера с механическим приводом.

Включение экономайзера с пневматическим приводом (рис. 5.17б) происходит при разных положениях дросселя. Если при п = 900 об./мин экономайзер включается, когда дроссель открыт на 30%, то при п = 2300 об./мин включение соответствует открытию дросселя на 60%. Это объясняется зависимостью включения экономайзера от разрежения во впускном коллекторе.

а б

Рис. 5.17. Изменение мощности двигателя в зависимости от нагрузки и числа оборотов

Следовательно, по мере уменьшения оборотов включение экономайзера происходит при меньшем открытии дросселя. Это является преимуществом карбюратора с экономайзером, имеющим пневматический привод, так как дает возможность повысить мощность в те периоды, когда увеличение открытия дросселя не дает такой возможности.

Некоторые карбюраторы с двумя смесительными камерами имеют экономайзер, называемый эконостатом (рис. 5.18). Он устанавливается во вторичных камерах, дроссельные заслонки которых начинают открываться при нагрузке, близкой к полной.

Рис. 5.18. Эконостат

При работе на малых и в начале средних нагрузок дроссельная заслонка вторичных камер закрыта и поток воздуха в диффузоре отсутствует.

При средних нагрузках, когда топливной смеси, приготовленной первой камерой, недостаточно, дроссельная заслонка вторичной камеры начинает открываться. Увеличивающийся поток воздуха через диффузор создает разрежение, и начинает работать главная дозирующая система вторичной камеры 2, которая готовит обедненную смесь.

При нагрузке, близкой к полной, воздушный поток через вторичную камеру велик и разрежение создается не только в диффузоре, но и перед ним. Через распылительную трубку эконостата 1, выведенную выше диффузора, начинает распыляться топливо, поднимаемое из поплавковой камеры этим разрежением. Топливная смесь обогащается.

Насос-ускоритель. Необходимость резкого изменения режима работы двигателя при разгоне машины или во время движения по пересеченной местности вызывает необходимость резкого изменения степени открытия дросселя.

При резком открытии дросселя разрежение в диффузоре карбюратора значительно возрастает, а за дросселем падает. С увеличением разрежения в диффузоре расход воздуха, благодаря меньшей инерции, повышается в большей мере, чем расход топлива. Поэтому смесь кратковременно обедняется. Понижению разрежения за дросселем сопутствует понижение температуры смеси; часть топлива конденсируется, что также способствует кратковременному обеднению смеси.

Обеднение смеси влечет за собой падение мощности и ухудшение приемистости двигателя и может вызвать перебои в его работе. Для того чтобы резкое открытие дросселя не сопровождалось временным обеднением смеси, а приемистость двигателя не ухудшалась, большинство современных карбюраторов снабжается насосом-ускорителем.

Принципиальная схема насоса-ускорителя показана на рис. 5.19. Колодец насоса питается топливом из поплавковой камеры через впускной клапан 1. Колодец сообщается с распылителем и имеет выпускной клапан 2. Если клапан 2 открыт, топливо из колодца поступает в распылитель 5. Поршень насоса 3 постоянно отжимается пружиной вверх к штоку 4. Шток при помощи рычага связан с осью дросселя.

При постепенном открытии дросселя и медленном движении поршня топливо из колодца перетекает через впускной клапан 1 в поплавковую камеру; выпускной клапан 2 при этом закрыт. При резком открытии дросселя поршень перемещается вниз, под действием давления топлива впускной клапан 1 закрывается, выпускной клапан 2 открывается и дополнительная доза топлива из колодца поступает в смесительную камеру, обогащая смесь.

Рис. 5.19. Принципиальная схема насоса-ускорителя

Когда дроссель прикрывается, поршень насоса под действием пружины перемещается вверх; впускной клапан 1 при этом открыт и колодец заполняется топливом. Колодцем насоса-ускорителя иногда служит колодец экономайзера, но чаще колодец насоса выполняется самостоятельным.

5.1.8. Определение основных размеров карбюратора

Диффузор. Диаметр горловины диффузора выбирается таким, чтобы необходимое разрежение и скорость потока воздуха создавали условия для тонкого распыливания и интенсивного испарения топлива при различных режимах работы двигателя. Эти требования должны удовлетворяться при возможно малом гидравлическом сопротивлении диффузора, что позволит повысить весовое наполнение цилиндров двигателя.

Часовой расход воздуха (м3), проходящего через горловину диффузора, как было установлено, равен:

или ,

где dдиф – диаметр горловины диффузора.

Часовой расход воздуха (м3), поступающего в цилиндры четырехтактного двигателя, составляет:

,

где D и S – диаметр цилиндра и ход поршня.

Учитывая, что часовой расход воздуха, поступающего в цилиндры двигателя, равен часовому расходу воздуха, проходящего через горловину, и решая совместно их выражения относительно dдиф, получим:

.

Скорость воздушного потока в горловине диффузора, обеспечивающая распыливание топлива, должна составлять: при минимально устойчивом числе оборотов 45–50 м/с, при режиме максимальной мощности 110–150 м/с.

Если при расчете принята скорость воздушного потока в горловине диффузора, разрежение, необходимое для реализации такой скорости, может быть определено из выражения, согласно которому:

.

Жиклер. Диаметр жиклера выбирается таким, чтобы необходимый расход топлива достигался при данном разрежении в горловине диффузора. Порядок расчета следующий.

Часовой расход топлива (м3) через отверстие жиклера согласно выражению составляет:

или

,

где dжикл – диаметр отверстия жиклера.

Отсюда диаметр отверстия жиклера:

.

Скорость истечения топлива из жиклера может быть определена согласно выражению:

.

Коэффициент скорости истечения топлива зависит от формы и соотношения размеров жиклера, температуры, вязкости и удельного веса топлива, разрежения в горловине диффузора и других факторов.

Скорость истечения топлива из жиклера значительно ниже скорости воздушного потока в горловине диффузора и, в зависимости от разрежения в диффузоре, составляет от 3 до 6 м/сек.

 

 

 

5.2. Система питания двигателя с впрыском бензина

 

В автомобильных двигателях с принудительным воспламенением применяют также системы с впрыском топлива непосредственно в цилиндр или во впускной трубопровод двигателя. Вследствие отсутствия карбюратора понижается сопротивление впускной системы, повышается равномерность распределения топлива по цилиндрам и уменьшается неоднородность топливовоздушной смеси, поступающей в цилиндры двигателя. Это позволяет повысить степень сжатия, а следовательно, литровую мощность и экономичность двигателя. В двухтактных двигателях и двигателях с наддувом при такой организации подачи топлива снижаются потери смеси на продувку цилиндров.

Системы впрыска бензина более сложны, чем карбюраторные, и требуют более квалифицированного обслуживания в эксплуатации.

В настоящее время впрыскивающие топливные системы классифицируются по различным признакам: по месту подвода топлива; по способу подачи топлива; по способу регулирования количества смеси. Классификация систем впрыска представлена на рис. 5.20.

На рис. 5.21 показаны варианты расположения форсунок для впрыска бензина. При впрыске бензина в цилиндр (рис. 5.21а) топливо впрыскивается форсункой 1 непосредственно в цилиндр под давлением 3–3.8 МПа. Воспламенение топливной смеси происходит за счет свечи зажигания 2. Во впускной трубопровод (рис. 5.21б) бензин впрыскивается форсункой 1 под низким давлением (0.15–0.2 МПа).

Система впрыска K-Jetronic представляет собой механическую систему постоянного впрыска топлива. Топливо под давлением поступает к форсункам, установленным перед впускными клапанами во впускном коллекторе. Форсунка непрерывно распыляет топливо, поступающее под давлением. Давление топлива (расход) зависит от нагрузки двигателя (от разрежения во впускном коллекторе) и от температуры охлаждающей жидкости.

 

Рис. 5.20. Классификация систем впрыска

 

а б

Рис. 5.21. Расположения форсунок для впрыска бензина

Количество подводимого воздуха постоянно измеряется расходомером, а количество впрыскиваемого топлива строго пропорционально (1:14,7) количеству поступающего воздуха (за исключением ряда режимов работы двигателя, таких как пуск холодного двигателя, работа под полной нагрузкой и т. д.) и регулируется дозатором-распределителем топлива. Дозатор-распределитель, или регулятор состава и количества рабочей смеси, состоит из регулятора количества топлива и расходомера воздуха. Регулирование количества топлива обеспечивается распределителем, управляемым расходомером воздуха и регулятором управляющего давления. В свою очередь воздействие регулятора управляющего давления определяется величиной подводимого к нему разрежения во впускном трубопроводе и температурой жидкости системы охлаждения двигателя.

Система впрыска KE-Jetronic – это механическая система постоянного впрыска топлива, подобная системе K-Jetronic, но с электронным блоком управления. В системе KE-Jetronic регулятор управляющего давления заменен электрогидравлическим регулятором.

Система KE-Jetronic является дальнейшим развитием системы К-Jetronic. Она более сложная, но позволяет лучше оптимизировать дозирование топлива. Цели дозирования – это топливная экономичность, наименьшая токсичность отработавших газов, наилучшая динамика. К сожалению, совместить эти составляющие не удается, т. к. о топливной экономичности заботятся при всех частичных нагрузках, а при полной нагрузке – только о наилучших динамических показателях.

Система впрыска L-Jetronic – это управляемая электроникой система многоточечного (распределенного) прерывистого впрыска топлива. Главные отличия от систем К- и KE-Jetronic: нет дозатора-распредели- теля и регулятора управляющего давления, все форсунки (пусковая и рабочие) с электромагнитным управлением. Система впрыска L-Jetronic – более совершенная система, позволяющая увеличить экономичность, снизить токсичность отработавших газов, улучшить динамику автомобиля.

Система впрыска LE-Jetronic подобна системе L-Jetronic. Изменения касаются в основном электронной части.

Система LH-Jetronic отличается от систем LE-Jetronic главным образом измерителем расхода воздуха. Эта система представляет собой также систему прерывистого впрыска топлива низкого давления. Электронный блок управления приводит соотношение воздуха и топлива в соответствие с нагрузкой и числом оборотов коленчатого вала двигателя.

MONO-Jetronic – это система впрыска, управляемая электронным блоком управления. Система имеет одну на весь двигатель магнитоэлектрическую форсунку, топливо, как и в системах L-Jetronic, впрыскивается с интервалами.

Так как топливная форсунка расположена перед дроссельной заслонкой, практически на месте жиклера карбюратора, давление топлива в системе составляет всего около 0.1 МПа. Регулятор давления системы расположен вблизи форсунки в центральном узле впрыска, где размещены также дроссельная заслонка, выключатель положения дроссельной заслонки, датчик температуры всасываемого воздуха.

Система MONO-Jetronic не имеет расходомера воздуха, поэтому соотношение масс воздуха и топлива здесь менее точное и определяется только положением дроссельной заслонки, температурой всасываемого воздуха и частотой вращения коленчатого вала.

Устройство, определяющее положение дроссельной заслонки, представляет собой в этой системе потенциометр, который информирует электронный блок управления о положении заслонки в данный момент времени.

Таким образом, основное дозирование топлива осуществляется, как отмечалось, по трем параметрам: положению дроссельной заслонки, температуре всасываемого воздуха и частоте вращения коленчатого вала двигателя. Корректировка дозирования при холодном пуске и прогреве осуществляется электронным блоком управления по импульсам, получаемым от датчиков температуры всасываемого воздуха, охлаждающей жидкости и потенциометра дроссельной заслонки. Последний корректирует дозировку и при полной нагрузке. Корректировка по токсичности отработавших газов идет по сигналам ?-зонда. Изменение дозирования происходит за счет увеличения или уменьшения времени впрыска при постоянном давлении топлива.

Внедрение электроники в управление системами зажигания и питания привело к созданию объединенного, или центрального, электронного управления двигателем.

Системы объединенного электронного управления впрыском (смесеобразованием) и зажиганием имеют следующие преимущества:

  •  совмещение функций агрегатов и датчиков позволяет сократить их число;
  •  процессы зажигания и смесеобразования оптимизируются совместно, при этом улучшаются характеристики крутящего момента, расхода топлива, состава отработавших газов, облегчается пуск и прогрев холодного двигателя;
  •  открываются большие возможности для выполнения других функций: управление автоматической коробкой передач, противобуксовочной системой ведущих колес, антиблокировочной тормозной системой, кондиционером, противоугонным устройством.

5.3. Система питания газовых двигателей

Существенным недостатком газообразного топлива является его низкая объемная теплота сгорания.

При использовании газовых двигателей на транспортных средствах для обеспечения их достаточного радиуса действия необходим запас газообразного топлива, которое содержится в емкостях из стали или алюминиевых сплавов. Газы, применяемые в сжатом состоянии, находятся в баллонах под давлением до 19.6 МПа, а газы, используемые в сжиженном состоянии, – под давлением до 1.57 МПа.

В газовых двигателях, так же как и в двигателях, работающих на жидком топливе, может быть осуществлено внешнее или внутреннее смесеобразование.

Для двигателей с внешним смесеобразованием без наддува газ поступает к смесительным устройствам под давлением, возможно близким к атмосферному. Только в этом случае предотвращается утечка газа во внешнюю среду и проникновение воздуха в газопровод. При избыточном давлении происходит утечка газа, а в случае наличия разрежения в газопроводе образование горючей смеси из газа и воздуха может привести к взрыву.

В двигателях с внутренним смесеобразованием без наддува, а также в двигателях с любым смесеобразованием, но с наддувом газ подводится к газовому клапану под давлением, несколько превышающим давление продувки или наддува.

Давление газа перед смесительными устройствами должно выдерживаться постоянным.

В стационарных двигателях для поддержания постоянного давления перед смесительными органами устанавливают регулятор давления газа, который автоматически поддерживает заданное давление независимо от расхода газа двигателем.

Вследствие больших изменений давления газа и его расхода в газовых транспортных двигателях на пути газа от баллонов к двигателю устанавливают редуктор, снижающий давление газа перед смесительными устройствами. Этот редуктор представляет собой автоматический регулятор давления газа и отличается от регулятора давления газа, используемого в системе питания стационарного двигателя, лишь более высокой степенью снижения давления газа.

В зависимости от числа элементов, в которых происходит последовательное снижение давления газа, различают одно-, двух- и многоступенчатые редукторы.

 

6. СИСТЕМА ПИТАНИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Система питания дизельных двигателей предназначена для очистки и подачи воздуха, топлива в цилиндр и отвода отработавших газов.

В дизельных двигателях осуществляют внутреннее смесеобразование. Процесс смесеобразования представляет собой сложное явление и включает распыливание топлива и развитие топливного факела, прогрев, испарение, перегрев топливных паров и смешение их с воздухом. Топливо испаряется и смешивается в определенных пропорциях с воздухом, обеспечивая быстрое и полное сгорание. Практически смесеобразование начинается в момент начала впрыска топлива из распылителя форсункой и заканчивается в конце его сгорания. Впрыскивание топлива происходит под действием перепада давлений между распыливающими отверстиями и камерой сгорания.

Топливо должно быть раздроблено на мельчайшие капли, равномерно распределено в воздушной среде камеры сгорания. Однако условия смесеобразования у дизельных двигателей менее благоприятны, чем у двигателей с внешним смесеобразованием. Основной причиной является то, что время, отводимое на распыливание, смесеобразование и сгорание, у дизельных двигателей примерно в 10 раз меньше. Это время составляет 0.001–0.003 с. При этом необходимо осуществлять впрыскивание топлива в строго определенные фазы цикла, что не всегда удается при работе дизеля на всех возможных режимах.

6.1. Схемы системы питания дизельных двигателей

В дизельных двигателях применяются две наиболее распространенные схемы подачи топлива: разделенная и неразделенная. В разделенной топливоподающей аппаратуре топливо от отдельного насоса высокого давления подается по топливопроводам к форсункам. В неразделенной системе топливный насос высокого давления и форсунка конструктивно объединены в один узел – насос-форсунку, а топливопровод высокого давления отсутствует. Наибольшее распространение получила разделенная система питания (рис. 6.1). В этой системе топливо из топливного бака 1 по топливопроводу низкого давления поступает к подкачивающей помпе 2 через фильтр 6. Помпа нагнетает топливо к фильтру 3 и далее к топливному насосу высокого давления 4. Насос по топливопроводам высокого давления подает топливо к форсункам 5. Нагнетаемое к форсункам топливо впрыскивается в камеры сгорания цилиндров двигателя. Воздух поступает в цилиндры через впускной коллектор, пройдя предварительно воздухоочиститель. Мелкораспыленное топливо, впрыскиваемое форсунками, проникает в среду сжатого и нагретого воздуха, воспламеняется и сгорает. Отработавшие газы после сгорания отводятся из цилиндров двигателя через выпускной коллектор и выпускную трубу в окружающую среду.

Рис. 6.1. Система питания дизельного двигателя

Качество распыливания топлива в значительной мере предопределяет эффективность протекания процесса сгорания в двигателе, его экономичность и энергетические показатели.

Однако, несмотря на различные меры, предназначенные для улучшения смесеобразования, впрыскиваемое в камеру сгорания топливо распределяется недостаточно равномерно, что вызывает неполное сгорание. В целях более полного сгорания топлива работа дизельных двигателей происходит при высоком коэффициенте избытка воздуха (от 1.6 и более), что приводит к понижению среднего эффективного давления, литровой мощности и к увеличению веса двигателя.

Крайне ограниченное время, отводимое на смесеобразование, требует создания условий для быстрого и наиболее совершенного распыления топлива и распределения его в камере сгорания. Это обусловливает весьма напряженную работу топливоподающей системы.

Впрыск топлива в камеру сгорания при помощи форсунки производится под давлением от 10 до 150 МПа. Топливо впрыскивается в среду сжатого воздуха, давление которого составляет 3–4 МПа, а температура 750–950 К. При этом скорость истечения топлива достигает 100–400 м/с.

Распыливание топлива и распределение его в воздушной среде камеры сгорания зависит от ряда факторов: конструктивных параметров двигателя (форма камеры сгорания) и топливоподающей системы (давления впрыска), особенностей процесса, протекающего в цилиндре двигателя, и др.

6.2. Распыливание топлива в цилиндре дизельного двигателя

Оценка качества распыливания топлива, а следовательно, и выявление воздействия различных факторов на этот процесс могут быть проведены, если измерить размеры капель топлива.

Тонкость распыливания характеризуется средним диаметром большинства капель топлива.

Установлено, что качество распыливания улучшается:

  •  по мере увеличения скорости струи вследствие повышения давления впрыска (рис. 6.2а);
  •  с увеличением противодавления воздуха, сжатого в камере сгорания (рис. 6.2б);
  •  при переходе к меньшим диаметрам сопловых отверстий форсунки (рис. 6.2в).

а

б в

Рис. 6.2. Распыливания топлива

Однако уменьшение среднего диаметра капель не всегда сопровождается улучшением работы двигателя. Это объясняется тем, что более мелкие капли топлива, обладая меньшей массой, не имеют возможности пробиться через плотный воздух во все части камеры сгорания, и некоторые из них ввиду недостатка кислорода не сгорают.

Поэтому в процессе впрыска важно стремиться к образованию мелких капель топлива и, одновременно, чтобы капли обладали способностью глубокого проникновения по всем направлениям в среде сжатого воздуха в камере сгорания. Проникновение капель в среду сжатого воздуха зависит от дальнобойности струи топлива.

При пониженной дальнобойности струи капли топлива не могут проникнуть в наиболее отдаленные участки камеры сгорания, происходит неполное сгорание, удельный расход топлива возрастает, мощность двигателя снижается.

Повышенная дальнобойность струи приводит к тому, что часть капель, не успев воспламениться, оседает на стенках камеры сгорания и днище поршня. При сгорании эти капли образуют нагар, удельный расход топлива возрастает, мощность двигателя снижается.

Нормальная дальнобойность струи характерна тем, что все капли топлива успевают сгорать за промежуток времени, в течение которого струя, преодолев все пространство камеры, почти достигает противоположных стенок. При нормальной дальнобойности струи двигатель развивает наибольшую мощность и экономичность. Поэтому необходимо правильно сочетать дальнобойность струи с размерами камеры сгорания.

Дальнобойность струи топлива в основном зависит от двух факторов:

  •  давления впрыска (рис. 6.3а),
  •  противодавления воздуха в камере сгорания (рис. 6.3б).

Как уже отмечалось выше, на качество распыливания и равномерность распределения капель топлива большое влияние оказывает движение потоков воздуха в камере сгорания. Это достигается применением соответствующей формы камеры сгорания в днище поршня, применением разделенных камер и другими мерами, позволяющими осуществить такое движение потоков воздуха, при котором его скорость и направление улучшают распыливание и распределение капель топлива в камере сгорания.

а

б

Рис. 6.3. Дальнобойность струи топлива

6.3. Камеры сгорания дизельных двигателей

Для хорошего смесеобразования одновременно необходимо правильно сочетать распыливание топлива и движение воздуха в камере сгорания. Это позволит улучшить распределение топлива в камере и осуществить процесс сгорания при наименьшем количестве воздуха.

Форма камеры сгорания должна:

  •  соответствовать направлению и дальнобойности струи впрыскиваемого топлива;
  •  обеспечивать организованное движение потока воздуха, интенсивное перемешивание топлива и воздуха, полное сгорание топлива в короткий период при наименьшем количестве воздуха;
  •  плавное нарастание давления в цилиндре, умеренное максимальное давление при сгорании и минимальные тепловые потери;
  •  создавать условия для облегченного запуска двигателя.

По конструкции дизельные двигатели разделяются на две основные категории: с неразделенными и разделенными камерами сгорания. Неразделенные камеры имеют только одно отделение, в котором происходит и смесеобразование, и сгорание топлива. Разделенные камеры разделены на две части: основную и дополнительную, соединены между собой горловиной. При этом топливо впрыскивается в дополнительную камеру.

По способу различают объемное, пленочное и комбинированное смесеобразование.

При объемном смесеобразовании топливо распыливается в объеме камеры сгорания и лишь небольшая часть его попадает в пристеночный слой. Объемное смесеобразование осуществляется в неразделенных камерах сгорания.

Пленочное смесеобразование применяется в ряде конструкций камер сгорания, когда почти все топливо направляется в пристеночную зону. В центральную часть камеры сгорания попадает приблизительно 5–10% впрыскиваемого форсункой топлива. Остальная часть топлива распределяется на стенках камеры сгорания в виде тонкой пленки (10–15 мкм). Первоначально воспламеняется часть топлива, попавшая в центральную часть камеры сгорания, где обычно отсутствует движение заряда и устанавливается наиболее высокая температура. В дальнейшем, по мере испарения и смешения с воздухом, горение распространяется на основную часть топлива, направленную в пристеночный слой. При пленочном смесеобразовании требуется менее тонкое распыливание топлива. Применяют форсунки с одним сопловым отверстием. Давление впрыска топлива не превышает 17–20 МПа. Пленочное смесеобразование по сравнению с объемным обеспечивает лучшие экономические показатели двигателя, упрощает конструкцию топливной аппаратуры. Основным недостатком являются низкие пусковые свойства двигателя при низких температурах в связи с малым количеством топлива, участвующего в первоначальном сгорании. Этот недостаток устраняют путем подогрева воздуха на впуске или за счет увеличения количества топлива, участвующего в образовании начального очага сгорания.

Комбинированное смесеобразование получается при меньших диаметрах камеры сгорания, когда часть топлива достигает ее стенки и концентрируется в пристеночном слое. Другая часть капель топлива располагается во внутреннем объеме заряда. На поверхности камеры оседает примерно 50% топлива. При впуске в камере не создается вращательного движения заряда. Заряд приводится в движение при вытеснении его из надпоршневого пространства в камеру сгорания, и создается вихрь. Скорость движения заряда достигает 40–45 м/с. Отличительной особенностью от пленочного смесеобразования является встречное движение струй топлива и заряда, вытесняемого из надпоршневого пространства, что способствует увеличению количества топлива, взвешенного в объеме камеры сгорания, и сближает процесс с объемным смесеобразованием. Форсунки применяют с распылителями, имеющими 3–5 сопловых отверстий.

Камеры сгорания с непосредственным впрыском. В дизельных двигателях с такими камерами топливо впрыскивается непосредственно в камеру сгорания форсункой с рабочим давлением 15–30 МПа, имеющей многодырчатые распылители (5–7 отверстий) с малым диаметром сопловых каналов (0.15–0.32 мм). Столь высокие давления впрыска применяются ввиду того, что в данном случае распыливание топлива и перемешивание его с воздухом достигается главным образом за счет кинетической энергии, сообщаемой топливу при впрыске. Для равномерного распределения топлива в камере форсунки таких двигателей часто выполняют с несколькими отверстиями.

На рис. 6.4 показаны камеры сгорания двигателей с непосредственным впрыском, обеспечивающие объемное смесеобразование.

 

а б

Рис. 6.4. Неразделенные камеры сгорания для объемного смесеобразования:

а – полусферическая, б – тороидальная

Рис. 6.5. Использование завихрителей

Для улучшения смесеобразования здесь предусмотрено вихревое движение воздуха вокруг оси цилиндра за счет завихрителей, установленных во впускном коллекторе (рис. 6.5).

Камера сгорания с непосредственным впрыском при пленочном смесеобразовании располагается соосно с цилиндром. Смещенная форсунка направляет струю топлива под острым углом на стенку камеры сгорания, имеющей сферическую форму (рис. 6.6а). Заряд приводится в интенсивное вращательное движение (тангенциальная скорость движения заряда достигает 50–60 м/с), и топливные капли распространяются на стенке камеры сгорания.

а б

Рис. 6.6. Неразделенные камеры сгорания для пленочного смесеобразования: 

а – типа дизелей МАН, б – типа “Гессельман”

Кроме указанной выше, при пленочном смесеобразовании камеру сгорания выполняют тарелкообразной (рис. 6.6б). Струя топлива из форсунки, ввиду малого расстояния, достигает дна камеры и оседает в виде пленки.

Рис. 6.7. Неразделенные камеры сгорания для комбинированного смесеобразования

Камеры сгорания ЦНИДИ (Центральный научно-исследовательский дизельный институт) относят к комбинированным камерам с объемно-пленочным смесеобразованием. Камера сгорания выполняется в поршне, имеет форму усеченного конуса с основанием меньшего диаметра у входной горловины, диаметр которой составляет 0.35–0.37 диаметра цилиндра, и со скругленными стенками у нижнего основания (рис. 6.7).

Струи топлива попадают на стенку под острым углом и совершают сравнительно малый путь. На конической поверхности камеры оседает примерно 50% топлива.

Основное достоинство камер сгорания с непосредственным впрыском по сравнению с камерами других разновидностей заключается в следующем.

  1.  Простая и компактная форма камеры сгорания обеспечивает меньшие тепловые потери в процессе сгорания и более высокий эффективный КПД.
  2.  Менее интенсивное охлаждение воздуха в период сжатия (компактность камеры и сравнительно небольшое вихревое движение воздуха) создает условия для облегчения пуска. Время для пуска двигателя с непосредственным впрыском в 1.8–3.6 раза меньше, чем для пуска двигателей с другими камерами сгорания.
  3.  Конструкция головки цилиндра упрощается.

Недостатки камер сгорания с непосредственным впрыском состоят в следующем.

  1.  Смесеобразование происходит при больших давлениях впрыска (до 30 МПа). Это повышает требования к топливоподающей аппаратуре.
  2.  Процесс сгорания характеризуется значительными давлениями. Скорость нарастания давления при этом высокая. В связи с увеличением нагрузки на кривошипно-шатунный механизм приходится увеличивать запас прочности узлов двигателя.
  3.  Малые сопловые отверстия распылителя форсунки (0.1–0.25 мм) требуют точного исполнения и при недостаточно очищенном топливе могут засоряться. Поэтому топливо должно очищаться с большой тщательностью. Незначительные отклонения в качестве топлива от нормы ухудшают работу двигателя.

Предкамеры. Предкамерные дизельные двигатели имеют камеру сгорания, разделенную на две части (рис. 6.8). Основная камера размещается непосредственно над поршнем. Ее объем составляет 0.75–0.60 от всего объема камеры сгорания. Предкамера выполняется в головке цилиндра. Она занимает по объему 0.25–0.40 всего объема камеры. Предкамера соединяется с основной камерой одним или несколькими каналами.

Рис. 6.8. Предкамера

Смесеобразование у предкамерного двигателя протекает в такой последовательности. При сжатии часть сжатого воздуха поступает из цилиндра в предкамеру. В конце такта сжатия в предкамеру через форсунку впрыскивается топливо под давлением 8–12.5 МПа. Распыленное топливо, попадая в среду сжатого воздуха предкамеры, самовоспламеняется.

При этом сгорает от 20 до 30% впрыскиваемого топлива, что соответствует количеству кислорода воздуха, содержащегося в предкамере.

При сгорании части топлива температура и давление в предкамере повышаются. Горящие газы и несгоревшее топливо устремляются из предкамеры в основную камеру. Здесь сгорание топлива продолжается и заканчивается в процессе расширения.

В предкамерных двигателях интенсивное смесеобразование достигается главным образом за счет энергии топлива, частично сгоревшего в предкамере. Эта энергия вызывает перепад давления между предкамерой и основной камерой (обычно 1.5 МПа), что создает условия для интенсивного смесеобразования и более тонкого распыления топлива, предварительно распыленного в предкамере.

Смесеобразованию способствует образование вихревых движений воздуха при перемещении его в процессе сжатия из основной камеры в предкамеру. Форсунка таких двигателей обычно выполняется с одним отверстием.

Вихревые камеры. Двигатели с вихревыми камерами, как и предкамерные двигатели, имеют камеру, разделенную на две части (рис. 6.9). Основная камера расположена непосредственно над поршнем и имеет сравнительно небольшой объем. Вихревая камера выполнена в головке цилиндра, имеет обтекаемую форму (шара или сплющенного шара) и охлаждается водой. Ее объем составляет от 50 до 75% всего объема камеры сгорания. Такой объем позволяет вовлечь в вихревое движение большое количество воздуха. Вихревая камера сообщается с основной посредством горловины.

Рис. 6.9. Вихревая камера

В период сжатия воздух вытесняется из основной камеры в вихревую. Взаиморасположение камер способствует смесеобразованию. Топливо впрыскивается форсункой в вихревую камеру. Здесь струя топлива увлекается воздушным потоком, интенсивно перемешивается с ним, самовоспламеняется и частично сгорает.

В период сгорания в вихревой камере резко повышается давление. При этом продукты сгорания и несгоревшая часть топлива устремляются в основную камеру. Здесь процесс сгорания продолжается, заканчиваясь при расширении.

В двигателях с вихревыми камерами для смесеобразования используются главным образом вихревые потоки воздуха, создаваемые в процессе сжатия в вихревой камере. Перепад давлений между камерами сравнительно небольшой (обычно 0.6 МПа). Форсунки у таких двигателей применяются обычно с одним отверстием. Давление начала подачи составляет 8–10 МПа.

В дизельных двигателях с разделенными камерами сгорания достигается бездымная работа при малых значениях коэффициента избытка воздуха. Значительно снижаются требования к качеству распыливания топлива, и применяются форсунки закрытого типа с одним сопловым отверстием большого диаметра (1–2 мм). Давление впрыска топлива составляет 12–15 МПа, и обеспечивается мягкая работа двигателя. Эти дизельные двигатели являются наиболее быстроходными из всех дизелей.

Основные недостатки раздельных камер сгорания:

  •  низкие пусковые свойства в связи с интенсивным отводом тепла;
  •  высокий удельный расход топлива, большие потери тепла и значительные затраты энергии на перетекание газов из одной полости камеры сгорания в другую;
  •  сложная конструкция камеры сгорания и повышенные тепловые напряжения отдельных деталей.

6.4. Основные приборы системы питания

Топливный насос высокого давления (ТНВД) должен удовлетворять следующим требованиям:

  •  создание высокого давления впрыска, обеспечивающего тонкое распыливание топлива;
  •  равномерное распределение топлива в камере сгорания;
  •  точную дозировку порции впрыскиваемого топлива для подачи его в камеру сгорания двигателя;
  •  впрыск топлива в камеру сгорания в определенный момент рабочего процесса с требуемой продолжительностью;
  •  создание равных условий впрыска для всех цилиндров многоцилиндрового двигателя.

Топливные насосы высокого давления классифицируются по трем основным признакам: конструктивному исполнению, методу дозирования количеств подаваемого топлива и числу секций.

По конструктивному исполнению топливные насосы бывают золотниковые (плунжерные) и клапанные. Наибольшее распространение получили двигатели с топливным насосом плунжерного типа, в которых необходимое давление создается работой плунжерной пары (плунжер-гильза).

По методу дозирования топлива или изменения цикловой подачи различают насосы с отсечкой и насосы с дросселированием на впуске. Наибольшее применение имеют насосы первого типа, в которых плунжер нагнетает топливо и управляет закрытием и открытием наполнительного и отсечного отверстий гильзы.

Топливные насосы бывают многосекционными и распределительными. У большинства многосекционных насосов секции располагаются в одном корпусе в один или два ряда. При этом одна секция топливного насоса подает топливо только в один цилиндр дизеля. Секции приводятся в действие от общего кулачкового вала, получающего вращение через шестеренный привод от распределительного вала двигателя. Распределительные насосы имеют одну или две секции (кратное числу цилиндров). Каждая секция может подавать топливо в несколько цилиндров двигателя.

Рис. 6.10. Насосная секция ТНВД

Наибольшее применение находят многоплунжерные насосы с золотниковым регулированием цикловой подачи топлива и постоянным ходом плунжера. На рис. 6.10 показана принципиальная схема топливного насоса высокого давления с регулированием количества подаваемого топлива методом поворота плунжера.

В процессе работы двигателя кулачковый вал топливного насоса при помощи кулачка 9 передает усилие толкателю 8 и плунжеру 5, перемещающемуся в гильзе 4. В стенке гильзы 4 имеется впускное окно, сообщающееся с подводящим каналом. Над гильзой расположен нагнетательный клапан 2. Он нагружен пружиной 1. Подъем плунжера происходит под действием кулачка. При этом возвратная пружина 6 сжимается. Опускание плунжера происходит под действием разжимающейся пружины. Верхняя часть плунжера (рис. 6.11) имеет продольное отверстие 1 и кольцевую выточку. Выточка имеет верхнюю винтовую кромку 2 (отсечную).

Рис. 6.11. Плунжер

При опускании плунжера (рис. 6.12а) топливо из подводящего канала под давлением, создаваемым помпой, через окно в гильзе заполняет пространство над плунжером. При подъеме плунжера (рис. 6.12б) вначале топливо вытесняется через окно к гильзе. Затем с момента, когда верхняя кромка плунжера перекроет впускное окно, давление топлива начинает значительно повышаться. Когда оно станет достаточным, чтобы преодолеть сопротивление пружины, нагнетательный клапан поднимается, и топливо по топливопроводу высокого давления нагнетается к форсунке.

а б в

Рис. 6.12. Схема работы секции насоса

При дальнейшем подъеме плунжера нагнетание продолжается до тех пор, пока винтовая кромка плунжера (рис. 6.12в) не подойдет к нижней кромке окна гильзы. С этого момента, называемого отсечкой, топливо из надплунжерного пространства начинает вытекать (перепускаться) по осевому отверстию и кольцевой выточке через окно гильзы в подводящий канал. Давление в надплунжерном пространстве понижается. Нагнетательный клапан под действием пружины садится в гнездо, разобщая полость гильзы и топливопровод высокого давления.

Нагнетание прекращается. Дальнейший подъем плунжера сопровождается перетеканием топлива через окно в подводящий канал. Этот процесс называется перепуском. В момент, когда плунжер достигнет верхнего положения, возвратная пружина начинает разжиматься, плунжер постепенно опускается, и весь процесс повторяется.

Регулирование количества подаваемого топлива производится поворотом плунжера. При повороте плунжера вокруг своей оси изменяется взаиморасположение винтовой кромки и впускного окна. Поэтому при подъеме плунжер будет раньше или позже подходить к нижней кромке впускного окна, момент отсечки топлива и прекращение нагнетания наступит раньше или позже, и количество нагнетаемого к форсунке топлива изменится.

Таким образом, при регулировании количества подаваемого топлива поворотом плунжера продолжительность нагнетания определяется расстоянием от верхнего среза плунжера до винтовой кромки, находящейся в данный момент у вершины впускного окна гильзы.

В рассматриваемой схеме регулирование количества подаваемого топлива достигается смещением конца подачи топлива. Момент начала подачи остается неизменным.

Поворот плунжера осуществляется следующим образом (рис. 6.10). На хвостовик плунжера насажен зубчатый сектор, находящийся в постоянном зацеплении с зубчатой рейкой 7. Рейка системой тяг и рычагов связана с механизмом центробежного регулятора и тягой ручного управления. Перемещение рейки, а следовательно, и поворот плунжера происходит под действием центробежного регулятора или тяги ручного управления.

Нагнетательный клапан обеспечивает четкую отсечку подачи топлива за счет разгрузочного цилиндрического пояска (рис. 6.13).

Рис. 6.13. Нагнетательный клапан с разгрузочным пояском

При посадке нагнетательного клапана разгрузочный поясок сначала разъединяет топливопровод с надплунжерным пространством, а затем, при дальнейшем опускании, увеличивает объем внутренних полостей линии высокого давления. В результате резко заканчивается впрыскивание топлива в камеру сгорания и уменьшается возможность его подтекания через распыливающее устройство.

Форсунки впрыскивают топливо, нагнетаемое насосом, в камеру сгорания двигателя.

Конструкция и месторасположение форсунки, а также давление впрыска зависят от принятого способа смесеобразования и формы камеры сгорания.

По конструктивному исполнению форсунки разделяются на две группы: открытые и закрытые.

Открытые форсунки не имеют запорной иглы, разобщающей полость форсунки и камеру сгорания после прекращения впрыска. В открытых форсунках необходимое давление создается гидравлическим сопротивлением в сопловых отверстиях и скоростью нагнетания топлива. Впрыск производится с большими скоростями, что улучшает распыливание. Открытые форсунки широкого распространения не получили.

Закрытые форсунки (рис. 6.14) имеют запорную иглу 2, которая открывает сопловое отверстие форсунки на период впрыска топлива. Подъем запорной иглы производится автоматически, под давлением топлива, нагнетаемого насосом. Топливо поступает через каналы в корпусе 4 и действует снизу на иглу, преодолевая усилие пружины 5, стремящейся удерживать иглу в опущенном состоянии через шток 3. Такой способ подъема иглы называется гидравлическим.

Наиболее ответственной деталью форсунки является распылитель 1 с калиброванными сопловыми отверстиями.

Рис. 6.14. Закрытая форсунка

Диаметр и расположение сопловых отверстий зависят от принятого способа смесеобразования и формы камеры сгорания. Размеры, взаиморасположение и качество изготовления сопловых отверстий в значительной мере предопределяют форму и направление струи, тонкость и однородность распыливания и равномерное распределение частиц распыленного топлива в камере сгорания.

У двигателей с непосредственным впрыском распылитель форсунки обычно имеет несколько отверстий.

Давление, при котором происходит отрыв иглы от своего седла, определяется усилием предварительной затяжки пружины, винтом 6.

Закрытые форсунки, имеющие распылитель с одним отверстием, бывают штифтовые и бесштифтовые. Различные конструкции распылителей закрытых форсунок показаны на рис. 6.15.

Штифтовыми называют форсунки, у которых запорная игла имеет на конце штифт, придающий струе топлива желаемый конус (рис. 6.15г).

а б в г

Рис. 6.15. Конструкции распылителей

Бесштифтовые распылители имеют одно или два дросселирующих сечения. Первое сечение расположено в седле иглы, и его проходная площадь зависит от подъема иглы. Второе сечение находится в сопловом отверстии, и его площадь неизменна. У распылителей такого рода площадь сопловых отверстий при впрыске не изменяется. Бесштифтовые распылители выполняются с одним (рис. 6.15а, в) или несколькими отверстиями (рис. 6.15б).

Штифтовые распылители имеют два переменных по площади дросселирующих сечения: первое – в седле, второе – в сопловом отверстии. У распылителей такого рода проходная площадь соплового отверстия зависит от подъема иглы и конструкции штифта.

Хотя конструктивное исполнение закрытых форсунок сложнее, они получили преобладающее распространение в автотракторных двигателях.

6.5. Определение основных размеров секции ТНВД и форсунки

Топливный насос. Определение основных размеров топливного насоса сводится к расчету диаметра и хода плунжера. Для выявления искомых зависимостей необходимо предварительно проанализировать элементы процесса подачи топлива насосом золотникового типа (рис. 6.16). Подъем плунжера можно расчленить на три периода.

Рис. 6.16. Объемы насосной секции

При подъеме плунжера от нижней мертвой точки до перекрытия впускного окна в гильзе теоретически нагнетания не происходит. Первому периоду хода плунжера (от НМТ до начала нагнетания) соответствует объем насоса ?VП.

При дальнейшем подъеме плунжера давление в системе повышается, нагнетательный клапан поднимается и топливо по топливопроводу высо-

кого давления нагнетается в форсунку.

Процесс нагнетания теоретически происходит до тех пор, пока плунжер не достигает положения, при котором окно в гильзе начинает открываться. Второй период подъема плунжера (период нагнетания) определяется величиной активного хода плунжера, а соответствующий ему теоретически впрыскиваемый объем топлива составляет VА.

Дальнейший ход плунжера до верхней мертвой точки (перепуск) затрачивается на перепуск топлива из надплунжерного пространства в топливоподающий канал. Третьему периоду хода плунжера соответствует объем насоса ?VВ.

Таким образом, полный объем секции насоса будет составлять:

.

Во время нагнетания вследствие повышения давления в топливоподающей системе происходит сжатие топлива и некоторое сокращение его объема на величину ?V1.

Повышение давления вызывает также незначительную деформацию топливопроводов, объем которых из-за расширения увеличивается на величину ?V2.

При нагнетании происходит незначительная утечка топлива из надплунжерного пространства в топливоподающий канал. Эта утечка компенсируется добавочным объемом ?V3.

Необходимо также учесть, что с повышением оборотов фактическое повышение давления начинается несколько раньше перекрытия плунжером впускного окна гильзы. Это соответствует увеличению объема впрыскиваемого топлива на величину ?V'. В момент отсечки нагнетание полностью не прекращается. Оно продолжается еще некоторую часть хода плунжера из-за дросселирующего влияния малых перепускных сечений окна в начале перепуска. Для этого необходим добавочный объем впрыскиваемого топлива ?V ".

Таким образом, фактический объем впрыскиваемого топлива составляет:

.

Отношение фактического объема и впрыскиваемого топлива к теоретическому объему называют коэффициентом подачи насоса:

.

Из выражения следует, что . Подставив полученное значение в уравнение для объема насосной секции, имеем:

.

Для насосов золотникового типа и

.

Следовательно,

,

откуда:

.

Объем топлива, впрыскиваемый в цилиндр двигателя за один цикл, может быть определен по выражению:

,

где k – коэффициент, учитывающий увеличение подачи топлива насосом вследствие перегрузки двигателя (принимается равным 1.25–1.3);

ge – удельный расход топлива;

Ne – мощность двигателя;

? – число тактов рабочего процесса;

i – число цилиндров двигателя;

п – число оборотов двигателя;

?Т – удельный вес топлива.

Основные размеры насоса определяются из равенства:

,

где dПЛ – диаметр плунжера насоса;

SПЛ – ход плунжера насоса.

Отношение хода плунжера к диаметру у насосов составляет:

.

Плунжер и гильза являются прецизионной парой, и поэтому их размеры стандартизованы (табл.).

Соотношение диаметра плунжера и его хода

dПЛ, мм

6

6.5

7

7.5

8

8.5

9

10

11

12

SПЛ, мм

7

8

9

10

12

16

20

Диаметр плунжера, при выбранном его ходе, определяется по формуле:

.

Форсунка. Расчет основных размеров открытой форсунки сводится к определению диаметра отверстий. Число отверстий форсунки назначается в соответствии с принятым способом смесеобразования, формой и размерами камеры сгорания. Диаметр отверстия форсунки находится в зависимости от давления впрыска, продолжительности подачи и количества топлива, впрыскиваемого за цикл.

Количество топлива, впрыскиваемого форсункой за один рабочий ход двигателя, может быть определено по выражению:

.

Если определено количество топлива, впрыскиваемого форсункой за один рабочий ход, проходное сечение отверстий форсунки определяется согласно уравнению расхода:

,

где FФ – суммарная площадь всех отверстий форсунки;

?Ф – средняя скорость истечения топлива из отверстия форсунки;

t – продолжительность подачи.

Скорость истечения топлива из отверстия форсунки не является постоянной. За период впрыскивания скорость истечения изменяется в зависимости от изменения давления впрыска и противодавления в цилиндре. При выборе размеров форсунки в расчетах принимают среднюю скорость истечения топлива, определяемую по выражению:

,

где ?Ф – коэффициент расхода при истечении топлива из сопловых отверстий ();

g – ускорение силы тяжести;

?Т – удельный вес топлива;

PФ – среднее давление впрыска;

PГ – давление газов в цилиндре в момент впрыска, определяемое при тепловом расчете двигателя.

Площадь отверстий форсунки определяется выражением:

,

где Z – количество отверстий форсунки.

Тогда диаметр отверстия форсунки определится выражением:

.

Определение основных размеров закрытой форсунки – более сложная задача.

 

7. СИСТЕМА ПУСКА ДВИГАТЕЛЕЙ

Система пуска автомобильного или тракторного двигателя осуществляет вращение коленчатого вала с необходимым числом оборотов до получения первых вспышек.

Подводимая пусковым устройством энергия расходуется на преодоление работы сил трения, приведение в движение вспомогательных механизмов (водяного, масляного и топливного насосов, генератора, вентилятора и др.), совершение ходов впуска и выпуска в четырехтактных и совершение процесса газообмена в двухтактных двигателях, сообщение кинетической энергии движущимся массам двигателя и преодоление в начальный период пуска работы на сжатие рабочей смеси (или воздуха в дизелях).

7.1. Способы пуска двигателей

В двигателях внутреннего сгорания применяют следующие способы пуска двигателей (рис. 7.1).

Рис. 7.1. Системы пуска ДВС

Пуск электростартером является наиболее часто применяемым способом пуска автомобильных двигателей. Для пуска тракторных двигателей лесозаготовительной техники электростартеры применяют в редких случаях.

Пневматические стартеры устанавливают на двигатели в некоторых, очень редких случаях. Это специальные воздушные двигатели, в которые поступает сжатый воздух из баллонов.

Сжатый воздух при пуске двигателя может подаваться также непосредственно в его цилиндры (пневматический пуск). Перед пуском некоторых двигателей сжатый воздух подается в баллоны от специального карбюраторного двигателя, соединенного с компрессором.

Инерционные стартеры применяют для пуска автомобильных и тракторных двигателей. Принцип действия этих стартеров основан на использовании кинетической энергии специального маховика. Этот маховик перед пуском двигателя раскручивается от руки или от электродвигателя до большого числа оборотов, после чего вращение маховика при помощи механизма включения передается коленчатому валу.

В некоторых конструкциях вместо специального маховика используют маховик двигателя, устанавливаемый в этом случае на коленчатом валу свободно и соединяющийся с ним через фрикционную муфту. Во время пуска двигателя маховик при выключенной муфте раскручивается от руки до необходимых оборотов, после чего муфта включается и коленчатый вал с маховиком вращаются как одно целое.

Пусковые четырех- или двухтактные карбюраторные двигатели применяют наиболее часто для пуска тракторных дизелей большой мощности. Это обычно одно- или двухцилиндровые двигатели с зажиганием от магнето, устанавливаемые на блок- картерах дизелей. Пуск вспомогательных двигателей производится от руки или электростартером.

7.2. Параметры пускового устройства

Пусковое число оборотов – число оборотов коленчатого вала, необходимое для обеспечения пуска, зависит от типа двигателя.

Пусковое число оборотов карбюраторных двигателей должно обеспечивать: 1) образование в конце хода сжатия смеси, находящейся в пределах воспламеняемости; 2) получение интенсивной искры, достаточной для воспламенения рабочей смеси; 3) получение температур и давлений смеси, достаточных для повышения числа оборотов коленчатого вала от пусковых до устойчивых.

Пусковое число оборотов карбюраторных двигателей n = = 0.8–1 c-1.

Пусковое число оборотов дизелей должно быть достаточным для обеспечения надежного воспламенения впрыскиваемого в цилиндр топлива. При малом числе оборотов процесс сжатия протекает относительно медленно, что является причиной повышенного теплообмена между сжимаемыми газами и поверхностью соприкасающихся с ними деталей, значительной утечки этих газов через поршневые кольца и, как следствие, причиной недостаточно высоких температур конца сжатия. Кроме того, температура в конце процесса сжатия зависит от температуры воздуха, подаваемого в цилиндры (рис. 7.2).

Для дизельных ДВС температура устойчивого воспламенения топлива Tвоспл ? 575K ? 300 ? C.

Для получения необходимой температуры конца сжатия пусковые обороты дизелей должны быть n = 2–4 c-1 (120–240 об./мин) при температуре минус 10–0 ? C. При более низких температурах применяют устройства предпусковой тепловой подготовки двигателей.

Рис. 7.2. Температура в конце процесса сжатия

Мощность пускового устройства – мощность, достаточная для прокручивания коленчатого вала с пусковым числом оборотов.

Мощность, необходимая для вращения коленчатого вала, КВт:

,

где Мсопр – момент сопротивления вращению коленчатого вала, Нм.

Сопротивление вращению коленчатого вала зависит от многих причин, в том числе от теплового состояния двигателя. С понижением температуры двигателя сопротивление возрастает. В дизельных ДВС высокие давления конца сжатия и большие величины поверхностей трения и масс движущихся деталей являются причиной значительных сопротивлений.

Момент сопротивления вращению коленчатого вала равен:

,

где k – коэффициент пропорциональности;

Vh – рабочий объем цилиндра, л;

i – число цилиндров.

Для карбюраторных ДВС k = 35–40 Hм/л, для дизельных ДВС k = 60–70 Hм/л.

Мощность пускового устройства (КВт) равна:

,

где ?пуск – коэффициент полезного действия механизма передачи вращения от пускового устройства на коленчатый вал.

 

 

8. СИСТЕМА ЗАЖИГАНИЯ

Система зажигания бензиновых двигателей служит для принудительного воспламенения рабочей смеси, которое осуществляется в результате теплового воздействия электрического разряда между электродами свечей зажигания на молекулы смеси.

Электрическое напряжение, при котором происходит искровой разряд, называют пробивным напряжением Uпр.

Повышение агрегатных мощностей современных двигателей с принудительным воспламенением рабочей смеси достигается, как правило, повышением степени сжатия, увеличением частоты вращения коленчатого вала и числа цилиндров. В этих условиях возрастают требования, предъявляемые к системе зажигания. При увеличении степени сжатия и работе двигателя на обедненной смеси необходимо увеличивать электрическое напряжение между электродами свечи зажигания и энергию электрической искры.

Повышение частоты вращения коленчатого вала и числа цилиндров двигателя приводит к возрастанию числа искровых разрядов в единицу времени и сокращению продолжительности каждого из них. При этом энергия искрового разряда должна быть достаточной для надежного воспламенения рабочей смеси, имеющей различные параметры и состав.

Для своевременного воспламенения рабочей смеси необходимо изменять угол опережения зажигания при изменении скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя.

8.1. Устройство и основы теории батарейного зажигания

Принципиальная схема батарейной системы зажигания представлена на рис. 8.1. Для преобразования тока низкого напряжения (чаще 12 В) в ток высокого напряжения (15–24 кВ) служит индукционная катушка зажигания, представляющая собой трансформатор с размещенными на сердечнике первичной и вторичной обмотками 4.

Для размыкания цепи тока низкого напряжения предназначен прерыватель 8, параллельно контактам прерывателя подключен конденсатор 7 постоянной емкости 0.2–0.3 мкФ. Ток высокого напряжения от индукционной катушки зажигания по проводам высокого напряжения поступает к распределителю 5, а от него – к свечам зажигания 6. Прерыватель и распределитель конструктивно выполнены в одном устройстве, называемом распределителем. Число выступов кулачка прерывателя равно числу цилиндров двигателя. Привод кулачка прерывателя и ротора распределителя осуществляется одним валом от распределительного вала двигателя, причем у четырехтактных двигателей частота вращения этих валов одинакова. При включении выключателя 2 зажигания от аккумуляторной батареи 1 при замкнутых контактах прерывателя через вариатор 3 и первичную обмотку индукционной катушки течет ток низкого напряжения.

Рис. 8.1. Принципиальная схема батарейной системы зажигания

Рабочий процесс индукционной катушки разделяется на три периода:

  1.  замыкание механическим прерывателем первичной цепи и нарастание в ней тока;
  2.  размыкание механическим прерывателем цепи первичного тока и возникновение ЭДС высокого напряжения во вторичной обмотке;
  3.  искровой разряд между электродами запальной свечи.

В первый период при замыкании контактов механического прерывателя под действием тока низкого напряжения, проходящего через первичную обмотку индукционной катушки, создается магнитное поле. По мере увеличения магнитного поля в первичной обмотке индуктируется ЭДС самоиндукции. Направление ЭДС самоиндукции противоположно направлению ЭДС аккумуляторной батареи. Это замедляет нарастание тока в первичной обмотке.

К моменту размыкания контактов механического прерывателя первичный ток возрастает до величины, равной:

,

где U – напряжение аккумуляторной батареи, В;

L1 – индуктивность первичной цепи индукционной катушки, Гн;

R – сопротивление первичной цепи, Ом;

tЗ – время, прошедшее с момента замыкания контактов механического прерывателя.

Приведенное выражение характеризует нарастание первичного тока после замыкания механического прерывателя. Из выражения следует, что при прочих равных условиях ток в первичной обмотке возрастает с увеличением времени, замкнутого состояния контактов механического прерывателя.

Для четырехтактного ДВС число искр за секунду

.

Период искрообразования, с-1:

.

Время замкнутого состояния контактов (1-й период), с:

,

где kЗ = 0.6–0.65 – отношение между временем замкнутого состояния контактов и временем полного промежутка следующих один за другим искровых разрядов;

n – число оборотов двигателя;

i – число цилиндров.

Из выражения следует, что при прочих равных условиях с увеличением оборотов двигателя ток, соответствующий моменту размыкания, уменьшается.

Во время замкнутого состояния контактов по мере увеличения первичного тока возрастает и магнитное поле. Магнитное поле индуктирует ЭДС самоиндукции в первичной обмотке и одновременно ЭДС во вторичной обмотке. В этот период ЭДС во вторичной обмотке имеет отрицательное направление (рис. 8.2) и сравнительно небольшую величину (из-за медленного нарастания первичного тока), а поэтому недостаточна для образования искрового разряда между электродами свечи.

Рис. 8.2. Изменение первичного тока, вторичного напряжения и вторичного тока

Во второй период при размыкании контактов механического прерывателя ток в первичной обмотке, а следовательно, и магнитное поле резко снижаются до нуля. Вследствие этого в первичной обмотке индуктируется ЭДС в пределах от 200 до 300 В, а во вторичной обмотке ЭДС высокого напряжения от 15 000 до 20 000 В.

Из рис. 8.2 следует, что после размыкания контактов механического прерывателя возникает постепенно затухающий переменный ток, образующий колебательный разряд.

В магнитном поле, образованном в сердечнике индукционной катушки, непосредственно перед размыканием контактов механического прерывателя накапливается энергия, равная:

.

После размыкания контактов, когда ток в первичной обмотке, а значит, и магнитное поле резко снижаются до нуля, эта энергия, накопленная в магнитном поле, переходит в энергию электрического поля условных конденсаторов емкостью С1 и С2, заряжая их до максимального напряжения. Таким образом:

,

где С1 – емкость витков первичной обмотки, сопротивления цепи и конденсатора, представленная в виде “условного” конденсатора, включенного к концам первичной обмотки;

С2 – емкость витков вторичной обмотки и проводов высокого напряжения, представленная в виде “условного” конденсатора, включенного к концам вторичной обмотки;

U1 и U2 – напряжение на условных конденсаторах емкостью С1 и С2.

Из равенства энергий следует, что:

или

.

Учитывая, что отношение числа витков первичной и вторичной обмоток , и производя подстановку и соответствующие преобразования, получим величину вторичного напряжения:

.

Приведенное выражение показывает, что максимальное напряжение во вторичной обмотке тем больше, чем выше первичный ток в момент размыкания, чем больше индуктивность цепи индукционной катушки, чем больше витков вторичной обмотки и чем меньше емкость “условных” конденсаторов.

Уравнение может быть преобразовано путем подстановки значения первичного тока, тогда:

.

В третий период происходит искровой разряд между электродами свечи. Искровой разряд осуществляется в том случае, если U2 > Uпр. На величину пробивного напряжения значительное влияние оказывают расстояние между электродами свечи, давление и температура сжатой рабочей смеси. Пробивное напряжение тем больше, чем больше зазор между электродами, чем выше давление, меньше температура сжатой рабочей смеси.

Пробивное напряжение увеличивается с увеличением степени сжатия (рис. 8.3а), понижением числа оборотов, увеличением нагрузки двигателя (рис. 8.3б) и по мере обеднения смеси (рис. 8.3в).

В зависимости от указанных условий пробивное напряжение изменяется в широких пределах: от 3600 до 12 500 В.

При работе прогретого двигателя с малой нагрузкой требуется наименьшее пробивное напряжение, от 3500 до 4500 В. Наибольшее пробивное напряжение необходимо при пуске холодного двигателя, а также в период работы двигателя на малых оборотах с полной нагрузкой.

Искровой разряд разделяется на две фазы: емкостную и индуктивную.

 

а

б

в

Рис. 8.3. Зависимость величины пробивного напряжения

от различных факторов

Емкостная фаза характеризуется разрядом между электродами свечи энергии, накопленной к моменту пробоя. Емкостная фаза разряда протекает очень быстро – за время ~ 10-7 с. При этом ток достигает значительной величины (рис. 8.1) и характеризуется пиком тока i2.

Индуктивная фаза характеризуется разрядом между электродами свечи остатка энергии магнитного поля индукционной катушки, которая не успела перейти в энергию электрического поля “условных” конденсаторов. Индуктивная фаза разряда протекает замедленно за время ~ 10-3 с. При этом ток снижается до нескольких десятков миллиампер, а напряжение до 1000–3000 В.

После первого пробоя, пока не израсходована вся энергия, наблюдаются также несколько последующих емкостных разрядов. Эти разряды подобны первому, но характерны меньшим напряжением. На основании опытных данных предполагается, что воспламенение смеси производится первым разрядом; последующие разряды не оказывают значительного влияния на сгорание смеси.

Для своевременного воспламенения рабочей смеси необходимо изменять угол опережения зажигания при изменении скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя.

Индикаторные диаграммы, снятые при работе с различными углами опережения зажигания, показаны на рис. 8.4.

Рис. 8.4. Индикаторные диаграммы при различных углах опережения зажигания

Сопоставление диаграмм показывает, что если угол опережения выбран правильно, то площадь диаграммы, а следовательно, пропорциональная ей мощность значительно больше, чем при отклонении угла в сторону раннего или позднего зажигания.

Изменение угла опережения зажигания в зависимости от числа оборотов производится автоматически центробежным регулятором (рис. 8.5а).

а б

Рис. 8.5. Изменение угла опережения зажигания в зависимости от числа оборотов (а) и нагрузки (б)

По мере открытия дроссельной заслонки, а следовательно, нагрузки на двигатель, процентное содержание остаточных газов в рабочей смеси уменьшается, а скорость сгорания увеличивается. Изменение оптимального угла опережения зажигания в зависимости от нагрузки показано на рис. 8.5б. Следовательно, при постоянном числе оборотов с увеличением нагрузки угол опережения зажигания необходимо уменьшать. Это производится автоматически вакуум-корректором.

Центробежный регулятор и вакуум-корректор действуют независимо один от другого. Поэтому при совместном действии задаваемые каждым из регуляторов углы опережения зажигания суммируются. Совместное действие центробежного регулятора и вакуум-корректора показано на рис. 8.6.

Рис. 8.6. Совместное действие центробежного и вакуумного автоматов

Величина ЭДС, индуктирующейся во вторичной обмотке, зависит от скорости исчезновения магнитного поля. Чем больше эта скорость, тем выше ЭДС. Но увеличению скорости исчезновения магнитного поля в первичной обмотке препятствует явление самоиндукции.

Самоиндукция сказывается не только при размыкании, но и при замыкании цепи первичного тока (изменение поля). При замыкании цепи ток самоиндукции имеет направление, противоположное основному току, что замедляет скорость его нарастания.

При размыкании первичной цепи индуктируемая ЭДС достигает в ней 200–300 В, а ток самоиндукции имеет направление, совпадающее с направлением основного тока. Это замедляет исчезновение тока в первичной цепи.

Таким образом, при замыкании контактов прерывателя замедляется скорость нарастания тока, а при размыкании не только замедляется скорость исчезновения магнитного поля и понижается ЭДС во вторичной обмотке, но и образуется дуга между контактами механического прерывателя, что приводит к интенсивному их обгоранию.

Конденсатор, включенный параллельно к механическому прерывателю, предотвращает указанные явления. При наличии конденсатора ток самоиндукции заряжает конденсатор. Разряд конденсатора через первичную обмотку происходит после исчезновения первичного тока. Но так как направление разрядного тока противоположно основному, скорость исчезновения магнитного поля значительно возрастает, а ЭДС во вторичной обмотке увеличивается.

Характер нарастания и исчезновения тока в первичной обмотке индукционной катушки без конденсатора и при его наличии показан по рис. 8.7.

Рис. 8.7. Изменение тока в первичной обмотке индукционной катушки

На основе анализа приведенного графика можно сделать следующие выводы:

  •  При замыкании механического прерывателя ток в первичной обмотке нарастает замедленно и постепенно, что является следствием образования ЭДС самоиндукции.
  •  При наличии конденсатора, включенного параллельно механическому прерывателю, исчезновение тока происходит значительно быстрее.

Следовательно, конденсатор служит для увеличения скорости исчезновения первичного тока и магнитного поля индукционной катушки (что повышает ЭДС, индуктируемую во вторичной обмотке, и обеспечивает надежный искровой разряд между электродами свечи), а также для уменьшения искрообразования между контактами, предохраняя их от обгорания и увеличивая срок службы.

Добавочное сопротивление (вариатор) выполняется из материала, сопротивление которого при нагревании значительно увеличивается (например, железо или ряд его сплавов).

Характеристика изменения сопротивления вариатора сложная. Вначале по мере увеличения тока, а следовательно, и температуры проволоки, ее сопротивление возрастает незначительно. При дальнейшем повышении тока сопротивление резко возрастает. Таким образом, в зависимости от величины проходящего тока величина добавочного сопротивления автоматически изменяется.

На малых оборотах двигателя, когда время замкнутого состояния контактов прерывателя значительно, а первичный ток почти достигает максимальной величины, температура и сопротивление вариатора резко увеличиваются. При этом ток не превышает допускаемой величины.

С увеличением числа оборотов двигателя, когда время замкнутого состояния контактного прерывателя уменьшается, первичный ток не успевает достигнуть максимальной величины и его среднее значение уменьшается. При этом температура, а также сопротивление вариатора резко снижаются, а напряжение, создаваемое индукционной катушкой, возрастает.

Таким образом, вариатор на малых оборотах двигателя защищает первичную обмотку индукционной катушки от чрезмерного повышения первичного тока, а с увеличением оборотов двигателя поддерживает необходимую величину первичного тока и способствует повышению напряжения во вторичной цепи.

 

8.2. Зажигание от магнето

При батарейном зажигании ток низкого напряжения, получаемый от аккумуляторной батареи или генератора, преобразовывается в ток высокого напряжения при помощи индукционной катушки, а ток высокого напряжения распределяется по свечам цилиндров двигателя специальным распределителем. Ток низкого напряжения, получаемый от аккумуляторной батареи или генератора, используется не только для воспламенения смеси, но и для питания различных потребителей (освещение, сигнализация и др.).

В отличие от батарейного зажигания, при зажигании от магнето источник тока низкого напряжения, преобразователь тока и распределитель тока высокого напряжения объединены в одном агрегате. Следовательно, магнето представляет собой прибор, вырабатывающий ток низкого напряжения, преобразующий его в ток высокого напряжения и распределяющий ток высокого напряжения по свечам цилиндров двигателя.

При зажигании от магнето ток низкого напряжения имеет переменное направление и, будучи преобразованным в ток высокого напряжения, используется только для воспламенения смеси.

Зажигание от магнето в настоящее время применяется у пусковых двигателей дизельных тракторов, в двигателях передвижных электростанций и ряда других.

По конструктивному исполнению магнето бывают: с вращающимся якорем, с вращающимся магнитным коммутатором или с вращающимся магнитом. В настоящее время преобладающее распространение имеет магнето с вращающимся магнитом, принципиальная схема, рабочий процесс и конструкция которого рассматриваются далее.

Принципиальная схема магнето с вращающимся магнитом показана на рис. 8.8. Магнитом (ротором) является двухполюсный магнит, вращающийся вокруг своей продольной оси между полюсными башмаками 2 стоек сердечника 3. Железный сердечник с двумя стойками имеет П-образную форму и соединен с массой. На сердечнике намотаны две обмотки: первичная 4 и вторичная 5. Первичная обмотка 4 припаяна одним концом к сердечнику 3, а другим – к неподвижному контакту 6 механического прерывателя. Вторичная обмотка 5 одним концом соединена с первичной, а другим – через центральный контакт и угольную щетку 7 с токоприемником вращающегося электрода. Последний закреплен на барабане (роторе) распределителя. Рычажок 8 подвижного контакта механического прерывателя соединен через пружину с массой. Кулачок 9 механического прерывателя закреплен при помощи винта на магните и вращается вместе с ним. Параллельно контактам механического прерывателя включен конденсатор 10. Барабан (ротор) распределителя вращается между двумя секторами 12 статора. В секторы статора запрессованы неподвижные электроды, к клеммам которых подключены провода от свечей 13. Магнит (ротор) 1 приводится во вращение от двигателя, а барабан распределителя – шестеренчатой передачей от ротора магнита. Выключение зажигания производится выключателем 14. При выключении первичная обмотка замыкается на массу, минуя прерыватель. Искровой промежуток 15 служит для предохранения изоляции вторичной обмотки от повреждения в тех случаях, когда напряжение значительно возрастает.

Рис. 8.8. Зажигание от магнето

Рабочий процесс магнето заключается в следующем. При вращении ротора магнето между полюсными башмаками стоек сердечника через сердечник проходит магнитный поток, пересекающий витки обмоток. За один полный оборот ротора магнитный поток, непрерывно изменяясь, дважды достигает максимальной величины (0 и 180°) и дважды меняет направление.

При вращении ротора в первичной обмотке индуктируется ЭДС, величина которой непрерывно изменяется. Согласно закону электромагнитной индукции ЭДС пропорциональна скорости изменения магнитного потока.

За один оборот ротора ЭДС, индуктируемая в первичной обмотке, дважды достигает максимального значения (90 и 270°). Это происходит в моменты наибольшей скорости изменения магнитного потока, проходящего через сердечник. При положениях ротора, соответствующих 0 (360) и 180, когда скорость изменения магнитного потока равна нулю, ЭДС в первичной обмотке также равна нулю.

В периоды, когда первичная цепь замкнута механическим прерывателем, ЭДС, индуктируемая в первичной обмотке, создает ток. Но первичный ток достигает максимальной величины не в моменты, при которых ЭДС имеет максимальные значения (90 и 270°), а несколько позже. Отставание первичного тока от ЭДС объясняется явлением самоиндукции первичной обмотки.

В моменты, когда ток в первичной обмотке достигает максимального значения, механический прерыватель дважды за один оборот ротора размыкает первичную цепь, а во вторичной обмотке индуктируется ЭДС высокого напряжения.

Ток высокого напряжения поступает к распределителю, а затем по проводам высокого напряжения к свече и, пробивая искровой промежуток между ее электродами, воспламеняет рабочую смесь. Так как преобразование тока низкого напряжения в ток высокого напряжения в магнето подобно тому же процессу при батарейном зажигании, то максимальная величина вторичного напряжения может быть определена по уравнению:

.

Величина первичного тока (переменного) магнето равна:

,

где R – активное сопротивление первичной обмотки;

2·? · f ·L1 – индуктивное сопротивление первичной обмотки;

f – частота индуктируемого тока;

L1 – индуктивность первичной обмотки;

п – число оборотов ротора магнето;

В – коэффициент пропорциональности.

В результате получим:

.

Из уравнения следует, что как и при батарейном зажигании, напряжение, создаваемое магнето, изменяется пропорционально величине первичного тока. Но если с увеличением числа оборотов при батарейном зажигании первичный ток и напряжение уменьшались, то при зажигании от магнето первичный ток, а следовательно, и напряжение увеличиваются. Напряжение, создаваемое магнето, зависит от величины первичного тока в момент размыкания контактов механического прерывателя. Максимальное значение вторичного напряжения достигается лишь в том случае, когда момент размыкания контактов выбран правильно и соответствует наибольшему значению тока, индуктируемого в первичной цепи.

Установлено, что наибольшего значения ток в первичной цепи достигает в тот момент, когда ротор поворачивается от своего центрального положения (90, 270°) на 8–10°. В этот момент и должно производиться размыкание контактов механического прерывателя.

Угол, на который поворачивается ротор магнето от центрального положения к моменту размыкания контактов механического прерывателя, называется абрисом магнето.

Сравнение батарейного зажигания и зажигания от магнето.

При батарейном зажигании максимальное напряжение, создаваемое во вторичной обмотке индукционной катушки, с увеличением числа оборотов двигателя уменьшается.

При зажигании от магнето напряжение, создаваемое вторичной обмоткой, с увеличением числа оборотов двигателя увеличивается.

Сопоставление вторичного напряжения в зависимости от числа оборотов позволяет сделать следующие выводы.

1. В период пуска и на малых оборотах батарейное зажигание обеспечивает более высокое напряжение, чем зажигание от магнето. Это облегчает пуск двигателей, снабженных батарейным зажиганием.

2. С увеличением оборотов магнето развивает достаточно высокое напряжение и обеспечивает надежный искровой разряд. Напряжение же, создаваемое батарейным зажиганием, значительно падает, что на больших оборотах может привести к перебоям зажигания.

Из приведенного сопоставления следует, что зажигание от магнето наиболее пригодно для двигателей, преобладающее время работающих с полной нагрузкой (тракторные). Батарейное зажигание наиболее пригодно для двигателей, преобладающее время работающих на малых и средних оборотах и нагрузках с частыми остановками и запусками (автомобильные).

Кроме того, следует учесть, что батарейное зажигание обеспечивает электроэнергией вспомогательные приборы; при зажигании же от магнето это невыполнимо.

8.3. Электронные системы зажигания

С ростом частоты вращения двигателя обычная батарейная система зажигания перестает удовлетворять требованиям эксплуатации (особенно многоцилиндровых двигателей). Уменьшение времени замкнутого состояния контактов, усиливающиеся с увеличением частоты вращения инерционные явления в системе и явления, обусловленные токами самоиндукции, существенно уменьшают напряжение на электродах свечи зажигания. Применение электронных приборов позволяет снизить силу тока в первичной цепи системы зажигания. Вследствие этого повышается надежность системы зажигания и стабильность ее работы в большом диапазоне изменения частоты вращения двигателя.

Электронные системы зажигания отличаются от обычных систем наличием в первичной цепи транзистора, на базу которого подается управляющий импульс либо от прерывателя (электронная контактная система зажигания), либо от датчика (электронная бесконтактная система зажигания).

В электронной контактной системе зажигания в цепи прерывателя возникает слабый ток базы – ток управления транзистором, в результате чего значительно улучшаются условия работы контактов прерывателя. Таким образом, появляется возможность увеличения силы тока в цепи первичной обмотки катушки зажигания. Управление током базы выполняют датчики импульсов.

Датчики импульсов делятся на параметрические и генераторные. В параметрических датчиках изменяются те или иные параметры управляющей цепи (сопротивление, индуктивность, взаимоиндуктивность), вследствие чего изменяется сила тока базы. Генераторные датчики (магнитоэлектрические, фотоэлектрические и др.) являются источниками питания управляющей цепи.

Бесконтактная система зажигания с магнитоэлектрическим датчиком показана на рис. 8.9. При вращении магнита (число полюсов магнита равно числу цилиндров) в обмотке датчика возникает переменный ток. В течение положительного полупериода напряжения по первичной обмотке протекает медленно изменяющийся ток. Искрообразование на свече зажигания соответствует моменту отсечки. Напряжение магнитоэлектрического датчика зависит от частоты вращения магнита: с увеличением ее напряжение возрастает. Поэтому при повышении частоты вращения происходит запаздывание зажигания. При малых частотах вращения вырабатываемого датчиком напряжения недостаточно для переключения транзистора. Для устранения перечисленных недостатков вводят специальный формирующий каскад. В настоящее время разработан ряд схем, различающихся датчиками, формирующими каскадами, электронными коммутирующими приборами и способами накопления энергии.

Рис. 8.9. Схема бесконтактной системы зажигания

9. СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Двигатели внутреннего сгорания могут работать при различном числе оборотов. Минимальное число оборотов определяется условиями устойчивой работы двигателя. Максимальное число оборотов двигателей ограничивается по соображениям надежности. В процессе работы двигателей наблюдаются значительные колебания нагрузок на них, что ведет к изменению скоростного режима. Для снижения отрицательного влияния подобных явлений применяют системы регулирования скорости – регуляторы, которые поддерживают рабочие режимы двигателя в допустимых пределах.

9.1. Теоретические основы регулирования скоростных режимов двигателей

Устойчивый режим двигателя, работающего вхолостую на минимальном числе оборотов, необходим при прогреве двигателя и кратковременных стоянках.

Такая работа двигателя возможна при условии равенства индикаторной работы и работы трения, возникающего в сопряженных узлах двигателя. Условия устойчивой работы двигателей различных типов не одинаковы.

У бензиновых и газовых двигателей холостой ход на малых оборотах достигается прикрытием дроссельной заслонки.

Так как среднее индикаторное давление пропорционально коэффициенту наполнения ?V, то можно допустить (рис. 9.1), что кривая коэффициента наполнения отражает характер изменения индикаторного давления.

В то же время среднее давление трения PT по мере повышения оборотов возрастает. Устойчивый режим двигателя, работающего на холостом ходу, соответствует точке пересечения кривых.

Если среднее давление трения несколько изменяется в связи с изменением теплового состояния двигателя (пунктирные линии на рис. 9.1) или небольшие колебания рабочего процесса изменяют среднее индикаторное давление, пределы колебаний числа оборотов холостого хода сравнительно невелики и режим работы двигателя характеризуется достаточной устойчивостью. Следовательно, у бензиновых и газовых двигателей нет необходимости применять регулирование минимального числа оборотов. 

Рис. 9.1. Изменение коэффициента наполнения и давления трения в бензиновых и газовых двигателях

Иной характер имеет работа при минимальном числе оборотов дизельных двигателей (рис. 9.2). Здесь холостой ход достигается постоянной малой подачей топлива насосом ?g. При этом коэффициент наполнения остается примерно постоянным. Так как среднее индикаторное давление пропорционально подаче топлива, можно допустить, что кривая подачи топлива представляет кривую среднего индикаторного давления. В то же время среднее давление трения по мере повышения оборотов возрастает. Устойчивый режим двигателя, работающего вхолостую, соответствует точке пересечения кривых.

При изменении среднего давления трения, в связи с изменением теплового состояния двигателя (пунктирные линии на графике), пределы колебаний числа оборотов холостого хода становятся значительными и режим работы двигателя будет неустойчивым. Следовательно, у дизельных двигателей необходимо применять регулирование минимального числа оборотов.

Рис. 9.2. Изменение подачи топлива и давления трения в дизельных двигателях

Ограничение максимального числа оборотов производится как у бензиновых и газовых, так и у дизельных двигателей. Ограничение максимального числа оборотов дает возможность:

  •  повысить срок службы двигателя, так как на высоких оборотах силовые и тепловые нагрузки достигают больших значений, механические потери возрастают и износ деталей двигателя резко повышается;
  •  сохранить необходимые условия для качественного протекания рабочего процесса, так как на высоких оборотах процессы наполнения, смесеобразования и сгорания значительно ухудшаются;
  •  значительно улучшить экономичность двигателя.

9.2. Классификация и конструкции регуляторов

Регуляторы, устанавливаемые на автотракторных двигателях, обычно классифицируют по принципу действия и числу регулируемых режимов (рис. 9.3).

По принципу действия регуляторы разделяются на: гидравлические, пневматические, электрические, центробежные и комбинированные.

Действие гидравлических регуляторов основывается на использовании колебаний напора воды, масла или топлива при изменении числа оборотов. Регуляторы такого действия широкого распространения не получили.

Действие пневматических регуляторов основывается на использовании разрежения во впускном коллекторе, которое изменяется в зависимости от числа оборотов и нагрузки. Такие регуляторы применяются у карбюраторных двигателей для ограничения максимальных оборотов.

Рис. 9.3. Классификация регуляторов

Действие центробежных регуляторов основывается на использовании центробежных сил инерции, возрастающих с увеличением числа оборотов.

Центробежные регуляторы получили широкое распространение у дизельных двигателей и применяются также у карбюраторных и газовых двигателей.

Комбинированными регуляторами являются пневмоцентробежные и электрогидравлические. Комбинированные регуляторы применяются на двигателе ЗИЛ-130.

Регуляторы карбюраторных и газовых двигателей воздействуют на дроссельную заслонку карбюратора или смесителя, регулятор дизельных двигателей – на рейку топливного насоса.

По числу регулируемых режимов регуляторы разделяются на однорежимные, двухрежимные и всережимные.

Однорежимные регуляторы предназначаются для ограничения максимального числа оборотов. Они получили применение у бензиновых и газовых двигателей.

Двухрежимные регуляторы обеспечивают устойчивую работу двигателя на минимальных оборотах холостого хода и ограничивают максимальное число оборотов. В настоящее время они применяются редко на автомобильных дизельных двигателях.

Всережимные регуляторы обеспечивают устойчивую работу двигателя на всех режимах (обороты холостого хода, все промежуточные режимы, максимальные обороты). Такой регулятор позволяет водителю задать двигателю любой режим оборотов от минимальных до максимальных. Установленный водителем режим поддерживается регулятором автоматически. Всережимные регуляторы получили широкое распространение у дизельных двигателей. По сравнению с однорежимными всережимные регуляторы облегчают управление машиной, улучшают экономичность двигателя, повышают работоспособность и срок службы машины.

Принципиальная схема однорежимного центробежного регулятора представлена на рис. 9.4. Обычно механизм регулятора размещается на шестерне, находящейся в постоянном зацеплении с шестерней распределительного вала или непосредственно на шестерне распределительного вала.

С увеличением числа оборотов грузы 1 регулятора под действием сил инерции расходятся, преодолевая сопротивление пружины 3. К моменту, когда обороты двигателя достигают установленного предела (номинальное число оборотов), центробежные силы, развиваемые грузами, повышаются настолько, что муфта 2 перемещается влево. При этом усилие от муфты через систему рычагов передается к дроссельной заслонке карбюратора (или смесителя) и прикрывает ее. Количество смеси, поступающей в цилиндры, уменьшается, и обороты вала двигателя ограничиваются. С понижением оборотов центробежные силы грузов понижаются, муфта под действием пружины перемещается вправо и дроссельная заслонка приоткрывается.

Рис. 9.4. Однорежимный регулятор

Принципиальная схема двухрежимного регулятора показана на рис. 9.5. Регулятор имеет две пары грузов. На малых оборотах (n1–n2) муфта регулятора воспринимает суммарное усилие от пары больших 1 и пары малых 2 грузов. Воздействие больших грузов на муфту (передаваемое через малые грузы) продолжается до тех пор, пока выступы их рычагов 4 не коснутся упоров 3. С увеличением оборотов (n2–n3) грузы не расходятся, регулятор на рейку насоса не воздействует и управление подачей топлива производится только водителем.

Рис. 9.5. Двухрежимный регулятор

При дальнейшем повышении оборотов (>n3) перемещение муфты осуществляется только под действием малых грузов, и регулятор работает, как однорежимный регулятор, ограничивая максимальные обороты двигателя.

Всережимный регулятор скорости (рис. 9.6) имеет грузы 1, установленные на валике, который приводится во вращение от распределительного вала двигателя. Грузы своими выступами упираются в муфту, нагруженную пружиной 2 и связанную с рейкой насоса через рычаг. Скоростной режим двигателю задает водитель соответствующим изменением натяжения пружины 2. 

При установившемся скоростном режиме существует равновесие между центробежной силой грузов и приведенной к оси регулятора силой самой пружины.

Рис. 9.6. Всережимный регулятор

Изменение частоты вращения при уменьшении или увеличении нагрузки на двигатель приведет к изменению равновесного состояния между центробежной силой грузов и приведенной силой пружины. Преобладающая из этих сил сместит муфту с рейкой насоса на увеличение или уменьшение подачи топлива, что приведет к восстановлению скоростного режима двигателя, заданного водителем. На всех скоростных режимах регулятор обеспечивает устойчивую работу двигателя.

10. ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

И ПРОБЛЕМЫ ЭКОЛОГИИ

10.1. Вредные выбросы в составе отработавших газов и их воздействие на живую природу

При полном сгорании углеводородов конечными продуктами являются углекислый газ и вода. Однако полного сгорания в поршневых ДВС достичь технически невозможно. Сегодня порядка 60% из общего количества вредных веществ, выбрасываемых в атмосферу крупных городов, приходится на автомобильный транспорт.

В состав отработавших газов ДВС входит более 200 различных химических веществ. Среди них:

  •  продукты неполного сгорания в виде оксида углерода, альдегидов, кетонов, углеводородов, водорода, перекисных соединений, сажи;
  •  продукты термических реакций азота с кислородом – оксиды азота;
  •  соединения неорганических веществ, которые входят в состав топлива, – свинца и других тяжелых металлов, диоксид серы и др.;
  •  избыточный кислород.

Количество и состав отработавших газов определяются конструктивными особенностями двигателей, их режимом работы, техническим состоянием, качеством дорожных покрытий, метеоусловиями. На рис. 10.1 показаны зависимости содержания основных веществ в составе отработавших газов.

В табл. 10.1 приведена характеристика городского ритма движения автомобиля и усредненные значения выбросов в процентах к их суммарному значению за полный цикл условного городского движения.

Оксид углерода (СО) образуется в двигателях при сгорании обогащенных топливовоздушных смесей, а также вследствие диссоциации диоксида углерода, при высоких температурах. В обычных условиях СО – бесцветный газ без запаха. Токсическое действие СО заключается в его способности превращать часть гемоглобина крови в карбо-ксигемоглобин, вызывающий нарушение тканевого дыхания. Наряду с этим СО оказывает прямое влияние на тканевые биохимические процессы, влекущие за собой нарушение жирового и углеводного обмена, витаминного баланса и т. д. Токсический эффект СО связан также с его непосредственным влиянием на клетки центральной нервной системы. При действии на человека СО вызывает головную боль, головокружение, быструю утомляемость, раздражительность, сонливость, бо-ли в области сердца. Острые отравления наблюдаются при вдыхании воздуха с концентрацией СО более 2.5 мг/л в течение 1 часа.

Таблица 10.1

Характеристика городского ритма движения автомобиля

Режим работы двигателя

Параметры работы двигателя ,%

Время работы

Расход топлива

Объем отрабо-тавших газов

Выбросы

СО

СnHm

NOx

Холостой

40

15

10

20

17

0

Разгон

18

35

45

30

30

80

Установ-ся

30

37

40

38

28

19

Замедление

12

13

5

12

25

1

Оксиды азота в отработавших газах образуются в результате обратимой реакции окисления азота кислородом воздуха под воздействием высоких температур и давления. По мере охлаждения отработавших газов и разбавления их кисло