Дьяченко В.Г. Теория двигателей внутреннего сгорания

Подождите немного. Документ загружается.

468

одинаковой средней скорости поршня и одинаковом отношении

площади проходных сечений клапанов к площади поршня, оди-

наковом температурном режиме работы сопряжений и вязкости

масла среднее давление суммарных механических потерь различ-

ных по размерности и номинальным частотам вращения коленча-

того вала дизелей отличается незначительно (см. §2 главы 12).

Среднее давление суммарных механических потерь дизеля

определенной размерности с повышением частоты вращения ко-

ленчатого вала возрастает как вследствие увеличения насосных

потерь, так и потерь на трение, привод вспомогательных меха-

низмов. Соответственно уменьшается механический КПД при

неизменном значении среднего индикаторного давления.

Эффективные показатели двигателя (р

, 

) определяются

при прочих равных условиях изменением в зависимости от час-

тоты вращения коленчатого вала коэффициента наполнения, ин-

дикаторного и механического КПД.

Влияние частоты вращения коленчатого вала на параметры и

показатели рабочих процессов двигателя зависит от особенностей

его конструкции, особенностей организации рабочих процессов и

от уровня их доводки. Поэтому количественная оценка влияния

частоты вращения коленчатого вала на параметры и показатели

рабочих процессов двигателя может быть дана только примени-

тельно к конкретному двигателю.

§3. Ход поршня и отношение хода поршня

к диаметру цилиндра

Выбор хода поршня проектируемого двигателя практически

однозначно зависит от максимальной частоты вращения коленча-

того вала в эксплуатации и допустимых значений напряжений в

деталях от сил инерции возвратно-поступательного движения де-

талей кривошипно-шатунного механизма. Максимальная частота

вращения коленчатого вала на режимах холостого хода принима-

ется на 5–10 % больше частоты вращения коленчатого вала на

режиме номинальной мощности. Допустимые напряжения зави-

сят от материала и технологии обработки деталей кривошипно-

шатунного механизма.

469

Рассмотрим для примера зависимость напряжения растяже-

ния или сжатия в деталях кривошипно-шатунного механизма, от

сил инерции поступательно движущихся деталей:

FР





, (14.3)

где





 1

RMP

– максимальное значение силы инерции;

– масса поступательно движущихся деталей; R – радиус кри-

вошипа ( SR

 );  – угловая скорость кривошипа ( 30n







);





– отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; F –

площадь поперечного сечения рассматриваемой детали.

Если выразить площадь поперечного сечения рассматривае-

мой детали F и массу поступательно движущихся деталей М в

функции линейного размера (хода поршня S), угловую скорость –

как функцию частоты вращения коленчатого вала, то для геомет-

рически подобных двигателей [2, 4]

mр

CкnSк

Sк

nSк

 , (14.4)

где к

, к

– коэффициенты пропорциональности.

Аналогичные зависимости имеют место и для напряжений

изгиба и кручения, то есть, у геометрически подобных двигате-

лей напряжения, вызываемые силами инерции поступательно

движущихся деталей, пропорциональны квадрату средней ско-

рости поршня. Если исходить из условий сохранения напряже-

ний, вызываемых силами инерции поступательно движущихся

деталей (напряжения соответствуют условию надежности конст-

рукции), то для геометрически подобных двигателей, детали ко-

торых выполнены из одинакового материала, средняя скорость

поршня должна быть одной и той же (C

= idem), то есть, изме-

нение хода поршня, других линейных размеров деталей криво-

шипно-шатунного механизма должно быть обратно пропорцио-

нально частоте вращения коленчатого вала. Например, для дизе-

лей со средней скоростью поршня 9 м/с (C

= 30nS ) ход поршня

в м

S  270 n

–1

, (14.5)

470

для двигателей с искровым зажиганием со средней скоро-

стью поршня 13 м/с

S  390 n

–1

. (14.6)

Более высокие средние скорости поршня (до 15 м/с) в двигателях

с искровым зажиганием обусловлены значительно меньшими на-

грузками от сил давления газов на детали кривошипно-

шатунного механизма, а соответственно значительно меньшей их

массой.

В реальных конструкциях двигателей зависимости хода

поршня от частоты вращения коленчатого вала на режиме номи-

нальной мощности несколько отличаются от приведенных выше

вследствие ряда других факторов, определяющих выбор пара-

метров конструкции двигателя (срока службы до капитального

ремонта, способа организации рабочих процессов, характеристик

транспортного средства, для которого проектируется двигатель).

Например, обработка методами математической статистики дан-

ных по параметрам конструкции только базовых моделей четы-

рехтактных дизелей более чем 500 фирм и предприятий с часто-

той вращения коленчатого вала на режимах номинальной мощ-

ности до 3000 об/мин дает следующую зависимость хода поршня

от частоты вращения коленчатого вала (в м) [2]:

S  130 n

–0.9

. (14.7)

Для реальных автомобильных двигателей с искровым зажи-

ганием с частотой вращения коленчатого вала на режиме номи-

нальной мощности до 6000 об/мин ход поршня примерно равен

значениям:

S  170 n

–0.9

, (14.8)

то есть, ход поршня соответствует значениям средней скорости

поршня 12–14 м/с. При этих значениях хода поршня и соответст-

вующих им частотах вращения коленчатого вала на режиме мак-

симальной мощности напряжения в деталях кривошипно-

шатунного механизма от сил инерции поступательно движущих-

ся деталей не превышают допустимых.

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра в реальных

конструкциях двигателей с искровым зажиганием изменяется в

пределах 0,8–1,1; в четырехтактных дизелях DS = 1–1,2; в тихо-

471

ходных стационарных и судовых дизелях отношение DS увели-

чивают до 4,5. Столь широкий диапазон изменения отношения

DS в двигателях различного типа и назначения обусловлен сле-

дующими факторами [2, 5, 6, 7].

 Отношение DS незначительно влияет на удельные габа-

ритные и удельные массовые показатели двигателя (в пределах

5–10 %) при прочих равных условиях (одинаковых значениях

частоты вращения коленчатого вала, числа цилиндров, одинако-

вых материалах) [2].

 Показатели процессов газообмена при сохранении сред-

ней скорости поршня и прочих равных условиях (сохранении от-

ношения площади проходных сечений клапанов к площади

поршня, оптимальных фаз газораспределения, условий на впуске

и выпуске) практически не зависят от отношения DS .

 Удельные механические потери двигателя при сохране-

нии средней скорости поршня и прочих равных условиях (сохра-

нении материалов и технологии обработки подвижных деталей,

температурного режима, вязкости масла) также слабо зависят от

отношения DS [2, 7].

 Отношение DS оказывает незначительное влияние и на

относительные потери теплоты от газов в стенки надпоршневой

полости. Например, при снижении отношения DS в быстроход-

ном дизеле с 1,2 до 0,8 относительные потери теплоты от газов в

стенки надпоршневой полости снижаются на 10–20 % [2, 6, 7].

Это снижение относительных потерь теплоты от газов в стенки

надпоршневой полости может оказать влияние на индикаторный

КПД двигателя в пределах 0,5–1 %.

 Индикаторные показатели двигателя также слабо зависят

от отношения DS . Только в дизелях при уменьшении отноше-

ния DS до значений меньших 1 заметно возрастают трудности в

доводке процессов смесеобразования и сгорания [2, 7].

Основным фактором, определяющим выбор отношения DS

в двигателях для наземных транспортных средств, являются ог-

раничения по высоте двигателя. Так как в стационарных и судо-

вых энергетических установках высота двигателя не лимитиро-

вана, то чем больше будет ход поршня при сохранении цилинд-

472

ровой мощности, тем ниже будет номинальная частота вращения

коленчатого вала, меньшими будут механические потери, боль-

шими будут межремонтные сроки службы двигателя.

В быстроходных двигателях транспортного типа с достаточ-

но жесткими требованиями к высоте двигателя отношение DS 

 1,2. Нижний предел значений DS в быстроходных дизелях

обычно принимается не меньшим 1, так как чем меньше отноше-

ние DS , тем меньше высота камеры сгорания, тем сложнее до-

водка процессов смесеобразования и сгорания в двигателях с не-

разделенной камерой сгорания. В двигателях с искровым зажига-

нием уменьшение отношения DS до 0,8 оказывает значительно

меньшее влияние на эффективность процессов сгорания. Это поз-

воляет в значительно больших пределах варьировать значениям

отношения DS , значениями номинальной частоты вращения ко-

ленчатого вала, а, соответственно, и значениями рабочего интер-

вала изменения частоты вращения коленчатого вала.

§4. Число и расположение цилиндров

Выбор числа и расположения цилиндров зависит не только

от назначения двигателя, его компоновки на транспортном сред-

стве, но и ряда других факторов, в частности от требований по

удельным массовым и габаритным показателям двигателя, урав-

новешенности от сил инерции поступательно-движущихся дета-

лей. Возможности снижения, например, удельной литровой мас-

сы путем использования более легких материалов (алюминиевых

и магниевых сплавов, пластмассы) или материалов с более высо-

кими механическими характеристиками вполне очевидны. Уста-

новить же влияние числа цилиндров, их расположения на удель-

ные габаритные и массовые показатели возможно, в основном,

только по данным реальных конструкций двигателей с различ-

ным числом цилиндров и различным их расположением при ус-

ловии сохранения преемственности конструкции, технологии

производства, применяемых материалов, то есть, сравнивая дан-

ные по двигателям одной и той же фирмы (предприятия) с раз-

личным числом цилиндров и различным их расположением [2].

473

Влияние расположения цилиндров на удельный габаритный

объем двигателя (отношение габаритного объема к литражу дви-

гателя), а соответственно и на удельную литровую массу, может

быть оценено в первом приближении, если рассматривать только

основной объем, образуемый цилиндрами, головкой блока, кар-

тером, зависимость которого от расположения цилиндров может

быть представлена достаточно простыми аналитическими зави-

симостями [2]. Для двигателей с одинаковым расстоянием между

осями цилиндров и числом цилиндров 4–10 отношение удельного

объема двигателя с V-образным расположением цилиндров к

удельному объему двигателя с рядным расположением цилинд-

ров составляет 0,81–0,89. Нижний предел отношений удельных

габаритных объемов (0,81) соответствует двигателям с числом

цилиндров 8–10, верхний (0,89) – двигателям с числом цилинд-

ров 4–6. Переход от рядного расположения цилиндров к

V-образному при сохранении расстояния между осями цилинд-

ров путем использования вильчатых шатунов или главного и

прицепного шатунов позволяет на 11–19 % уменьшить удельный

габаритный объем двигателя. По-видимому, в этих же пределах

следует ожидать уменьшения удельной g и литровой g

массы

двигателя. При последовательном расположении шатунов на ша-

тунной шейке коленчатого вала расстояние между осями цилин-

дров у двигателя с V-образном расположением цилиндров замет-

но больше, чем у рядного двигателя. Поэтому удельный габарит-

ный объем двигателя при переходе от рядного расположения ци-

линдров к V-образному снижается в меньшей степени, чем в пре-

дыдущем случае. В реальных же конструкциях двигателей оди-

наковой размерности, с примерно одинаковыми соотношениями

конструктивных размеров и выпускаемых одной и той же фир-

мой (предприятием) только при тщательной отработке конструк-

ции переход от рядного расположения цилиндров к V-образному

позволяет снизить удельный габаритный объем, удельную литро-

вую массу двигателя более чем на 10 % [2]. Переход от рядного к

V-образному расположению цилиндров позволяет на 40–50 %

уменьшить длину двигателя, но при этом ширина V-образного

двигателя возрастает на 30–40 %.

По данным реальных конструкций четырехтактных дизелей

с различным числом цилиндров и выпускаемых одной и той же

474

фирмой увеличение числа цилиндров с 1 до 4 резко (в 2–2,5 раза)

снижает удельную литровую массу двигателя практически вне

зависимости от рабочего объема цилиндра (рис. 14.1) [2]. Это

вполне объяснимо, так как масса двигателя примерно пропор-

циональна рабочему объему цилиндра. С увеличением же числа

цилиндров с 4 до 6 удельная литровая масса снижается уже толь-

ко на 15–20 %, с 6 до 8 – примерно на 10 %, а с 8 до 16 – не более

чем на 15 % (табл. 14.2) [2].

Из представленных данных следует, что при проектирова-

нии двигателя следует при прочих равных условиях исходить из

возможно большего числа цилиндров. Возможности уменьшения

литровой массы двигателя путем изменения относительных раз-

меров деталей, хода поршня к диаметру цилиндра, расположения

цилиндров крайне ограничены (в пределах 10–15 %).

§5. Пример выбора основных параметров конструкции

и рабочих процессов двигателя

В качестве примера рассмотрим обоснование типа и после-

довательность выбора основных параметров конструкции и рабо-

чих процессов наиболее массового двигателя – двигателя легко-

Таблица 14.2 – Зависимость

удельной литровой массы

от числа цилиндров

№

п/п

Число

цилиндров

Удельная

литровая

масса, кг/л

1 1 220 – 250

2 2 140 – 160

3 4 80 – 120

4 6 75 – 100

5 8 70 – 80

6 12 65 – 75

7 16 60 – 65

Рисунок 14.1 – Влияние числа

цилиндров на удельную

литровую массу двигателя:

 – стационарные судовые и

тепловозные дизели

● – автотракторные дизели

кг/л

220

180

140

100

475

вого автомобиля. Мировой парк легковых автомобилей превыша-

ет пятьсот миллионов, годовой выпуск – более сорока миллионов

автомобилей. Основной тип используемых энергетических уста-

новок легковых автомобилей сегодня – поршневой четырехтакт-

ный двигатель с искровым зажиганием, несмотря на то, что ди-

зель, как энергетическая установка легкового автомобиля, су-

щественно превосходит его по эксплуатационной экономичности.

В городском цикле эксплуатационных режимов работы путевой

расход топлива легкового автомобиля с дизелем на 20–30 % ни-

же, чем с двигателем с искровым зажиганием, а при эксплуатации

за городом – на 5–10 %. Следует при этом учитывать и то обстоя-

тельство, что стоимость дизельного топлива на 20–30 % ниже

стоимости высокооктанового бензина. Вместе с тем дизелю при-

сущи и ряд существенных недостатков в сравнении с двигателя-

ми с искровым зажиганием [8].

Во-первых, при одинаковой мощности масса и габариты ди-

зеля заметно больше, чем у двигателя с искровым зажиганием.

Во-вторых, у дизеля выше выбросы с отработавшими газами

твердых частиц, адсорбирующих на поверхности канцерогенные

полициклические углеводороды; альдегидов и формальдегидов,

обладающих неприятным запахом.

В-третьих, не созданы еще для дизелей достаточно надеж-

ные и долговечные сажевые фильтры, системы нейтрализации

оксидов азота в отработавших газах.

В-четвертых, у дизелей выше уровень шума.

В-пятых, необходима большая энергоемкость аккумуляторов

для обеспечения надежного запуска дизеля, особенно в условиях

пониженных температур.

В-шестых, ограничены ресурсы дизельного топлива. Выход

дизельного топлива при существующей технологии переработки

нефти составляет 10–15 %, а с сопутствующими фракциями (топ-

лива широкого фракционного состава) – 25 %, тогда как выход

бензина достигает 60 %. В двигателе с искровым зажиганием мо-

гут использоваться, как моторное топливо, так и спирты (этило-

вый, метиловый), природный и сжиженные газы.

Бензин, метиловый спирт могут быть получены также и не-

посредственно и из природного газа. Себестоимость бензина, ме-

тилового спирта из природного при существующей технологии

476

производства сопоставима с себестоимостью производства бен-

зина из нефти. Производство же дизельного топлива из природ-

ного газа (синтез тяжелых углеводородов из природного газа)

намного дороже, чем производство метилового спирта и бензина

из природного газа.

В случае дизеля использование природного газа, как мотор-

ного топлива, значительно усложняет системы питания и управ-

ления. Следует учитывать и тот факт, что при использовании га-

зодизельного процесса, например в автомобильных дизелях, доля

работы по времени на режимах холостого хода и малых нагрузок

превышает 50 %, доля жидкого топлива в суммарных расходах

топлива достигает 20–30 %. В стационарных и судовых дизелях

доля жидкого топлива в суммарных расходах топлива при газо-

дизельном процессе снижается до 5–10 %. Эти факторы и предо-

пределяют преимущественное использование двигателей с ис-

кровым зажиганием в качестве энергетических установок легко-

вых автомобилей, небольших грузовых автомобилей, мототехни-

ки и других транспортных средств. Однако резервы дальнейшего

повышения экономичности, снижения выбросов вредных ве-

ществ с отработавшими газами в двигателях с искровым зажига-

нием при использовании традиционных методов совершенство-

вания рабочих процессов (повышения степени сжатия, интенси-

фикации процессов смесеобразования и сгорания, использования

обедненных топливовоздушных смесей, снижение механических

потерь и т.п.) практически исчерпаны. Ужесточающиеся требо-

вания к экологическим характеристикам автомобильного двига-

теля с искровым зажиганием обусловили переход на электронные

системы впрыска топлива на впуске, электронные системы зажи-

гания и управления рабочими процессами, использование ката-

литических систем нейтрализации отработавших газов, эффек-

тивная работа которых возможна только при составах топливо-

воздушной смеси, близких к стехиометрическому ( = 0,995–

1,005). Стоимость электронных систем впрыска и управления ра-

бочими процессами, систем каталитической нейтрализации отра-

ботавших газов сопоставима со стоимостью двигателя.

К нетрадиционным методам совершенствования рабочих

процессов двигателя с искровым зажиганием следует отнести,

477

прежде всего, использование непосредственного впрыска топли-

ва в камеру сгорания, расслоение топливовоздушной смеси, целе-

сообразность использования которого впервые была высказана

Н. Отто в патенте Германии № 532 (13 марта 1878 г.). Не-

посредственный впрыск, расслоение топливовоздушной смеси

обеспечивают возможность работы автомобильного двигателя с

искровым зажиганием в зоне основных эксплуатационных режи-

мов при средних значениях коэффициента избытка воздуха

 > 1,5 и поддержании состава топливовоздушной смеси у элект-

родов свечи зажигания в пределах воспламеняемости ( = 0,4–

1,2). Ряд фирм уже предложили потребителям легковые автомо-

били с подобными двигателями. Например, фирма Mitsubishi раз-

работала на базе четырехцилиндрового шестнадцатиклапанного

двигателя с искровым зажиганием двигатель с впрыском топлива

непосредственно в камеру сгорания открытого типа при давлении

топлива до 5 МПа [9]. Форма поверхности днища поршня, мо-

мент и направление впрыска топлива, направление потоков воз-

духа в надпоршневой полости к концу такта сжатия обеспечива-

ют на режимах частичных нагрузок поддержание состава смеси у

электродов свечи зажигания в пределах воспламеняемости при

средних значениях коэффициента избытка воздуха  = 2–2,7.

Снижение эксплуатационного расхода топлива при движении ав-

томобиля в городе составляет 17–25 %, за городом – 15–20 % при

скорости движения автомобиля 60–100 км/ч.

Фирма Orbital Engine Co. на базе двухтактного двигателя с

кривошипно-камерной продувкой разработала трехцилиндровый

двигатель с непосредственным впрыском топлива в полуразде-

ленную камеру сгорания, расположенную в головке цилиндра

[10]. Форсунка и свеча зажигания установлены в верхней части

камеры сгорания. Высокая эффективность распыливания топлива

достигается использованием для распыла топлива сжатого возду-

ха при давлении до 0,55 МПа. Моменты открытия клапана пнев-

матической форсунки и зажигания поддерживаются оптималь-

ными в зависимости от частоты вращения коленчатого вала и на-

грузки электронной системой управления. На режимах частич-

ных нагрузок среднее значение коэффициента избытка воздуха

не превышает 1,7, то есть расслоение топливовоздушной смеси