Вахламов В.К., Шатров М.Г., Юрчевский А.А. Автомобили: Теория и конструкция автомобиля и двигателя

Подождите немного. Документ загружается.

стает длительность начальной фазы сгорания, что требует увели-

чения угла опережения зажигания.

Угол опережения зажигания иногда специально делают мень-

ше

Фозопт

Для

снижения

или для

подавления детонации.

Регулировочная характеристика дизеля по углу опережения впрыс-

кивания топлива является зависимостью основных показателей

дизеля от угла опережения впрыскивания

овп

при постоянной

частоте вращения коленчатого вала и постоянной цикловой подаче

топлива, что предопределяет постоянство наполнения и состава

смеси.

Характер изменения основных параметров по

углу

опережения

впрыскивания дизеля подобен их изменению в характеристике

по углу опережения зажигания. Для снижения тепловых и механи-

черких

нагрузок,

как

правило,

(р

овп

Фовпопт-

7.2. Нагрузочные характеристики

Нагрузочной характеристикой называется зависимость основ-

ных показателей

двигател^

от параметра, характеризующего его

нагрузку

)

при постоянной частоте

вращения.

Нагрузочная характеристика позволяет описать работу двига-

теля при движении автомобиля с постоянной скоростью на од-

ной передаче и переменном дорожном сопротивлении.

Основными

показателями

двигателя по нагрузочной характе-

ристике являются

^Сроме

того, определяемыми показате-

лями могут быть:

коэффициент

наполнения,

коэффициент

избытка

воздуха, угол опережения зажигания или

угол

опережения впрыс-

кивания, температура отработавших газов, концентрация токсич-

ных компонентов

отработавших газах, а для дизелей — допол-

нительно

дымность.

Левая крайняя точка характеристики соответствует режиму хо-

лостого хода для заданной

частоты

вращения.

Правая крайняя точка характеристики соответствует максималь-

но^

нагрузке

emax

которую двигатель может преодолеть при дан-

ной частоте вращения (двигатели с искровым зажиганием), или

ее

значени^о

при положении регулирующего органа на упоре (ди-

зели). Она соответртвует точке внешней скоростной характерис-

тики для заданной частоты

вращрния

двигателя.

Нагрузочная характеристика может быть построена и по ре-

зультатам снятия

регулировочных

характеристик по составу смеси.

Она называется характеристикой оптимального регулирования. При

ее сравнении с нагрузочной характеристикой, полученной экспе-

риментально,

можно оценить качество регулировок систем пода-

чи

топливу

и зажигания.

На кривых нагрузочной характеристики обычно фиксируют

следующие характерные точки: минимальный удельный расход

12р

топлива

min

и соответствующие ему значения нагрузки и а; ча-

совой расход топлива

и а на холостом ходу;

max

При снятии нагрузочной характеристики двигателя с искровым

зажиганием мощность увеличивают повышением количества го-

рючей смеси, поступающей в цилиндры,

т.е.

открытием дроссель-

ной заслонки.

С учетом наивыгоднейшей характеристики состав смеси на всех

режимах нагрузочной характеристики теоретически должен быть

экономическим, кроме режима полной нагрузки, когда смесь долж-

на обогащаться до мощностного состава (рис. 7.3, а).

На режимах холостого хода и малых нагрузок для

обеспечения

хо-

рошей экономичности необходимо обогатить смесь до а

0,90...0,95.

По мере открытия дроссельной заслонки и перехода от режима

холостого хода к режимам малых и средних нагрузок возрастают

часовые расходы топлива

и воздуха

;

увеличивается наполне-

ние цилиндров

у, повышается доля свежего заряда в рабочей сме-

си; растег давление в цилиндре; улучшаются условия смесеобра-

зования, воспламенения и сгорания горючей смеси; снижается

длительность первой фазы

сгорания.

На основании этого необхо-

димо

повышать

(х и уменьшать угол опережения зажигания.

На данных режимах двигатель работает на экономическом со-

ставе смеси (а =

1,1...

1,2).

Это вызывает рост

г\„

так как он опреде-

ляется составом смеси a,

и значением угла опережения

заоки-

гания.

Механические потери

изменяются

по характеристике мало,

индикаторное

давление

р,

линейно возрастает. Поэтому, исходя из

определения

(ч

Ре/Р,

(Р, -

/О/А

= 1 -

РМ*

начиная от нуля

(на режиме холостого хода

- 0,

р,

будет возрастать, так как

большая доля индикаторной

рабогы

передается потребителю.

Удельный эффективный расход топлива

обратно пропорци-

онален

г\

л/Лм-

На холостом ходу он равен бесконечности. Это

указывает на

то,

что вся теплота

расходуется

не на полезную ра-

боту, а на преодоление механических потерь двигателя. Затем он

снижается в силу совместного роста

Ч;

г|

и достигает мини-

мального значения при

(0,8...0,9)Л^

тах

При полном открытии дроссельной заслонки создается

мощност-

ной состав смеси (а

0,85

...0,90),

уменьшается

г\,

из-за химичес-

кой неполноты сгорания при богатой смеси; увеличивается

из-

за уменьшения

Ч;

несмотря на максимальное значение

г)

Концентрация токсичных компонентов отработавших газов по

нагрузочной характеристике определяется совместным влиянием

а,

и л v

При снятии нагрузочной характеристики дизеля нагрузку изме-

няют варьированием цикловой подачи топлива, т.е. перемещени-

ем рейки топливного насоса.

В дизеле без наддува (рис. 7.3, б) при

уменьшение

нагрузки:

121

а О О

В-з-см

оо о о

ОО О О

Гч

ONOO

t-~

ЧО

t»?h

° °

c^h

о о о о

S-*m«N—'^-i^oot--

*-*

гч

-ч

-ООО

О О О О О О

t^rsooo

-^-

оч

о оо

чо

гч

о>

•—1—

Си

122

увеличивается коэффициент избытка воздуха а, снижаются ча-

совой расход топлива

количество теплоты, выделяющейся при

сгорании, температура отработавших газов

дымность

отрабо-

тавших газов

;

часовой расход воздуха

несколько увеличивается

из-за

сни-

жения степени его подогрева;

увеличивается

т),

из-за роста а; однако на очень малых

нагруз-

ках

г|,

может уменьшаться из-за ухудшения качества процессов

впрыскивания и

распыливания

топлива;

удельный эффективный расход топлива

уменьшается из-за

повышения а и

т],,

достигая минимума при

70...80

% нагрузки, а

на малых нагрузках — увеличивается в связи с уменьшением

м-

В дизеле с

турбонаддувом

(рис. 7.3, в) при уменьшении нагрузки:

снижается расход воздуха

в связи с падением температуры

отработавших газов перед турбиной

уменьшением располагае-

мой работы газа, что приводит к снижению частоты вращения

турбины и компрессора;

коэффициент избытка воздуха а увеличивается более плавно

из-за снижения

уменьшается коэффициент наполнения

из-за

снижения

;

более интенсивно растет

на малых нагрузках, что связано с

увеличением затрат на работу газообмена. Исходя из этого целесо-

образно регулирование

турбонадцува

на малых нагрузках.

Предел форсирования дизеля по нагрузке определяется

дым-

ностью отработавших газов или тепловой напряженностью дета-

лей. Так как дизель с турбонаддувом на средних и высоких часто-

тах вращения имеет большие значения а, то предел его форсиро-

вания определяется тепловой напряженностью деталей в цилинд-

ре и колесах турбины.

7.3. Скоростные характеристики

Скоростная характеристика представляет собой зависимость

основных показателей двигателя от частоты вращения

коленчато-

го вала при неизменном положении органа управления двигателем.

Внешняя скоростная характеристика определяется при полном

открытии дроссельной заслонки или при положении органа уп-

равления подачей топлива, которое обеспечивает получение но-

минальной мощности дизеля.

Частичные скоростные характеристики снимают при промежу-

точном положении органа управления двигателем.

Внешняя скоростная характеристика соответствует работе дви-

гателя автомобиля, движущегося в условиях переменного дорож-

ного сопротивления, но при постоянном и предельном положе-

нии органа управления, например при разгоне автомобиля.

123

Внешняя скоростная характеристика является основной пас-

портной характеристикой двигателя. По методике, установленной

государственным стандартом, в зависимости от укомплектован-

ности двигателя устройствами и оборудованием, определяют:

мощность нетто при укомплектовании двигателя серийным

оборудованием по стандарту

(вентилятором,

генератором, возду-

хоочистителем, глушителем и

др.),

а регулировки соответствуют

техническим условиям; отключают лишь вспомогательные систе-

мы автомобиля (компрессор тормозной системы, насос гидро-

усилителя рулевого управления, компрессор кондиционера и т.д.);

мощность брутто — допускается отключать или снимать неко-

торые устройства, обслуживающие двигатель, а также использо-

вать оптимальные (а не штатные) регулировки отдельных его си-

стем.

Мощность брутто больше мощности нетто.

Для сопоставления результатов испытаний, полученных при раз-

ных атмосферных условиях,

мощностные

показатели двигателей

Л^,

приводят к стандартным атмосферным условиям: атмос-

ферное давление

= 100

кПа

(750 мм рт. ст.), температура воздуха

298 К, парциальное

давление

сухого

воздуха

= 99

кПа,

темпе-

ратура топлива (для

дизелей)

298 К. Показатели

Л^,

М&

вычисляют умножением полученных экспериментально значений

на поправочный коэффициент.

Внешняя

скоростная

характеристика

двигателя с искровым за-

жиганием

(рис. 7.4)

рнимается

при полностью открытой дроссель-

ноц

заслонке. Систрма подачи топлива на большинстве скорост-

ных режимов обеспечивает

ростав

смеси, близкий к мощностно-

му, а система зажигания обеспечивает

(р

близкий к оптималь-

ному. На средних и малых частотах вращения

ограничен появ-

лением детонации.

При повышении частоты вращения п растет число циклов в

единицу времени, что приводит к росту часовых расходов топли-

ва

и воздуха

повышению

турбулизации

рабочего заряда и

скорости движения фронта пламени по камере сгорания, умень-

шению

относительных

потерь теплоты в стенки цилиндров, улуч-

шению качества смесеобразования, сокращению длительности

второй фазы сгорания по времени (длительность в градусах

ПКВ

практически сохраняется), увеличению температуры отработав-

ших газов, что обусловлено уменьшением теплоотдачи в стенки

цилиндра.

Повышение качества рабочего процесса двигателя при увели-

чении п приводит к росту

т),.

Из-за того, что длительность второй фазы сгорания в градусах

ПКВ при повышении п практически не изменяется, для обеспече-

ния выделения теплоты в области

ВМТ

следует увеличивать угол

опережения зажигания.

124

кг/ч

18,0-1

0,95

14,0

г/(кВт-ч)

1000

2000 3000 4000 5000

п,

мин"

8,0

Рис. 7.4. Внешняя скоростная

характеристика

двигателя с искровым

зажиганием легковрго автомобиля

Коэффициент наполнения

ростом

частоты вращения вна-

чале повышается, достигает максимума, а затем снижается. На

низких частотах вращения фазы газораспределения не соответ-

ствуют скоростному режиму и возможен обратный выброс свеже-

го заряда, а на высоких частотах влияние гидравлических потерь

больше явления

дозарядки.

Максимальное значение

для двигателей легковых автомоби-

лей формируют на высоких частотах вращения в целях

получения

высокой номинальной мощности, обеспечивая высокую скорость

и хорошую динамику разгона

автомобиля.

Для двигателей грузовых автомобилей максимум

чк

формиру-

ют на средних частотах, чтобы повысить

тах

для обеспечения

хороших тяговых свойств

Среднее давление механических потерь

с повышением п воз-

растает по закону, близкому к линейнрму, а так как темп измене-

ния

р,

менее интенсивен, то

при этом монотонно снижается.

Характер изменения

(М

)

оцределяется

совместным влия-

нием параметров, входящих в

зависимость

(Я

)(г|//а)ЛиРкЛм»

125

где

— плотность заряда на впуске. Его уменьшение на малых

частотах вращения обусловлено снижением

т\,

т\у,

а на высо-

ких — уменьшением

г|к

Лм-

Для двигателей с искровым зажиганием

Мктах

(0,55...0,7)я

ном

а коэффициент приспособляемости

тах

/М

ном

1,10...

1,30.

Изменение мощности

по частоте вращения обусловлено

совместным влиянием на нее

на основании зависимости

л/9550.

Рост мощности, начиная от низких частот вращения,

связан с линейным повышением п и возрастанием

На высоких

частотах вращения темп роста

замедляется из-за уменьшения

достигает максимума

при

п^

етах

(обычно

Nemax

тм

После

Nemax

мощность резко снижается из-за падения

г\

Чм

и в дальнейшем

при полностью открытой дроссельной заслонке на холостом ходу

становится равной нулю, достигая максимальной частоты вращения

fljcmax, которая на

30...50

% превосходит номинальную.

Для двигателей легковых автомобилей кратковременный пере-

ход на такой режим возможен. У двигателей грузовых автомоби-

лей, имеющих большие движущиеся массы, рост сил инерции

может снизить надежность двигателя, что требует применения

ограничителя частоты вращения.

Удельный эффективный расход топлива определяется произ-

ведением

л/Лм-

Увеличение

на низких п обусловлено уменьше-

нием

т)/,

а на высоких — снижением

г|

Концентрация токсичных веществ в отработавших газах опре-

деляется совместным влиянием а,

(р

условий смесеобразования

и сгорания.

Частичные скоростные характеристики снимают при постоян-

ных промежуточных положениях дроссельной заслонки. Увеличе-

ние

при прикрытой дроссельной заслонке приводит к резкому

снижению

т|

у из-за роста гидравлических потерь и вызывает соот-

ветствующее снижение

/?,-

и, следовательно,

Чм

Чем больше сте-

пень прикрытия дроссельной заслонки, тем более резко снижа-

ются

а их максимумы сдвигаются в область меньших

частот вращения.

Внешняя скоростная характеристика дизеля снимается в диапа-

зоне

частот

вращения

от

min

до

ном

Далее,

от

ном

до

хтах

распо-

лагается

регуляторная

ветвь характеристики (рис. 7.5). При работе

дизеля по внешней скоростной характеристике рейка топливного

насоса находится на упоре, а по

регуляторной

ветви рейкой умень-

шают цикловую подачу топлива.

При затяжке пружины регулятора меньше максимальной оп-

ределяют частичные скоростные характеристики.

Особенности изменения

по внешней скоростной характери-

стике определяются изменением комплекса параметров

(л/а)

При формировании внешней скоростной характеристики ди-

зеля изменение а является одним из основных управляющих фак-

126

г/(кВт-ч)

'ном

"х

max

Рис. 7.5. Внешняя скоростная характеристика дизеля с регуляторной

ветвью

торов. Воздействуя на цикловую подачу топлива

можно обес-

печить любой характер изменения а.

В значительной мере а определяет изменение

г|/

и температуры

отработавших газов с изменением частоты вращения. Если а оста-

ется неизменным или незначительно возрастает, то при увеличе-

нии частоты вращения л/ возрастает, а температура отработавших

газов повышается.

При повышении п механический КПД дизеля

г\

уменьшается

из-за роста механических потерь

В дизеле без наддува максимум

г\

достигается на средних час-

тотах вращения. При небольших частотах вращения

г\у

снижается

из-за несоответствия фаз газораспределения скоростному режиму

работы дизеля (фазы большие, а скорость заряда — невысокая,

поэтому возможен обратный выброс свежего заряда во впускной

трубопровод). При больших частотах вращения растут гидравли-

ческие потери.

127

„

°'

Рт>

Ас'

МПа

0,14

г/(кВт-ч)

240

1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600

п,

мин

200

-1

Рис. 7.6. Внешняя скоростная характеристика дизеля с наддувом

В дизеле с нерегулируемым газотурбинным наддувом (рис. 7.6)

с ростом п повышается расход газов через турбину, что вызывает

возрастание частоты вращения вала турбокомпрессора и, как след-

ствие, — повышение

%•

При формировании внешней скоростной характеристики ди-

зеля с наддувом обеспечение требуемых зависимостей от частоты

вращения выполняется согласованием характеристик

топливопо-

дачи дизеля и агрегатов наддува.

Настройка системы наддува двигателя должна проводиться с

учетом типа трансмиссии и режимов, наиболее часто встречаю-

щихся при эксплуатации автомобиля.

В дизелях применяют системы наддува, настроенные на проме-

жуточную (не номинальную) частоту вращения, а также регули-

руемого наддува. Это обеспечивает улучшение экономичности на

малых частотах. На высоких частотах вращения увеличение работы

выпуска ухудшает экономичность. Поэтому у дизелей, работаю-

щих в широком диапазоне частот вращения, применяют перепуск

газов, минуя турбину. Также используют и другие способы регули-

рования турбин, например, с помощью изменения минимального

эффективного сечения и угла входа газа на лопатки колеса.

Применение управляемого комбинированного наддува, при кото-

ром и приводной компрессор, и турбокомпрессор подключены

последовательно, представляет собой эффективный способ фор-

мирования внешней скоростной характеристики дизеля: на малых

частотах вращения повышает плотность воздуха приводной комп-

рессор, а на больших — турбокомпрессор. При достижении опре-

деленной частоты вращения и малой нагрузке двигателя привод-

ной компрессор автоматически отключается. На малых нагрузках

и высоких частотах вращения автоматически открываются клапа-

ны перепуска газов мимо турбины. Эта система обеспечивает вы-

сокий запас крутящего момента и высокую экономичность во всем

диапазоне режимов работы дизеля.

Крутящий момент

при повышении частоты вращения от

минимально устойчивой до

растет из-за увеличения % и

г|/.

После достижения максимума при дальнейшем увеличении п кру-

тящий момент снижается из-за уменьшения

г|

Для повышения запаса крутящего момента дизелей без надду-

ва (обычно

ц,

не превышает

12%

из-за ограничений по

дымно-

сти) и дизелей с нерегулируемым наддувом осуществляют пря-

мую коррекцию топливоподачи (обеспечивая постоянную цикло-

вую подачу от

ном

до

тах

а при работе дизеля с полной на-

грузкой на малых частотах вращения — обратную коррекцию

(уменьшая цикловую подачу) для снижения

дымности

отрабо-

тавших газов. При регулируемом наддуве можно повысить запас

крутящего момента до

35...40

Если для дизеля без наддува

практически не зависит от

я,

то

при газотурбинном наддуве она является одним из управляющих

параметров.

Характеристики агрегатов наддува существенно влияют на па-

раметры дизеля. При применении приводного компрессора повы-

шение его КПД уменьшает затраты мощности на привод и, как

следствие, обеспечивает рост

г|

и уменьшение

При газотур-

бинном наддуве повышение КПД турбокомпрессора также сни-

жает потери на газообмен, повышает

т]

и уменьшает

При повышении частоты вращения удельный эффективный

расход топлива

уменьшается за счет повышения

г|/

и достигает

минимума при некоторой средней частоте вращения, когда про-

изведение

г|,Т1

максимально. При дальнейшем повышении часто-

ты вращения

увеличивается из-за снижения

%и

При увеличении частоты вращения

дымность

отработавших

газов снижается, а содержание оксидов азота повышается.

128

5 Вахламов

129

Регуляторная ветвь скоростной характеристики (при

ном

)

обеспечивает автоматический переход от внешней характеристи-

ки к холостому ходу с помощью регулятора путем уменьшения

цикловой подачи топлива. Так как диапазон изменения п по

регу-

ляторной ветви невелик, то изменение параметров может быть

проанализировано на основании информации о нагрузочной ха-

рактеристике.

Если при графическом изображении показателей дизеля в каче-

стве аргумента взять частоту вращения п, то получим скоростную

характеристику с

регуляторной

ветвью, а если эффективную мощ-

ность или крутящий момент, —

регуляторную

характеристику.

Регуляторная

характеристика

дизеля при анализе совместной

работы дизеля с потребителем его мощности в ряде случаев удоб-

нее скоростных и нагрузочных характеристик. Она нагляднее и

точнее отражает изменение показателей дизеля в зависимости от

внешней нагрузки в эксплуатации, так как при работе регулятора

одновременно изменяются нагрузка и частота вращения.

Контрольные

вопросы

Как и почему изменяются основные параметры по нагрузочной ха-

рактеристике дизеля?

2. Как и почему изменяются основные параметры по нагрузочной ха-

рактеристике двигателя с искровым зажиганием?

3. Как и почему изменяются основные параметры двигателя по ско-

ростной характеристике?

4. Как и почему изменяются основные параметры двигателя по регу-

лировочной характеристике от состава смеси?

5. Как и почему изменяются основные параметры двигателя по регу-

лировочной характеристике от угла опережения впрыскивания дизеля?

6. Как и почему изменяются основные параметры двигателя по регу-

лировочной характеристике от угла опережения зажигания?

7. Как снимается нагрузочная характеристика?

8. Как снимается

регулировочная

характеристика двигателя с искро-

вым зажиганием по составу смеси?

9. Как снимается

регулировочная

характеристика по углу опережения

зажигания?

10. Как снимается скоростная характеристика? Для чего необходима

внешняя скоростная характеристика?

11.

Сформулируйте назначение регуляторной характеристики.

Глава 8

КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА

КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО

МЕХАНИЗМА

8.1. Кинематика

кривошипно-шатунного

механизма

В автомобильных двигателях в основном используются следую-

щие типы кривошипно-шатунного механизма (рис.

8.1):

централь-

ный (аксиальный), смещенный

(дезаксиальный).

Комбинируя дан-

ные схемы, можно сформировать

кривошипно-шатунный

меха-

низм (КШМ) как линейного, так и многорядного многоцилинд-

рового двигателя. При этом смещенный механизм возможен в двух

вариантах. В первом случае ось цилиндра смещена относительно

оси коленчатого вала, а во втором — ось поршневого пальца сме-

щена относительно оси цилиндра.

При работе двигателя основные элементы КШМ совершают

различные виды перемещений. Поршень движется возвратно-по-

ступательно. Шатун совершает сложное плоскопараллельное дви-

жение в плоскости его качания. Кривошип коленчатого вала со-

вершает вращательное движение относительно его оси.

Расчетная кинематическая схема КШМ представлена на рис. 8.2.

Основными геометрическими параметрами, определяющими за-

коны движения элементов

центрального

КШМ, являются:

—

радиус кривошипа коленчатого вала;

— длина шатуна.

Параметр

Я.

г//

является критерием кинематического подо-

бия центрального механизма. При этом для КШМ различных раз-

меров, но с одинаковыми А законы движения аналогичных эле-

ментов подобны. В автотракторных ДВС применяют КШМ с X =

0,24...0,31.

В смещенных КШМ имеется еще один геометрический пара-

метр, влияющий на его кинематику, — смещение оси цилиндра

(пальца) относительно оси коленчатого вала а. При этом относи-

тельное смещение k =

а/г

является дополнительным к

критери-

ем кинематического подобия смещенных КШМ. Таким образом,

подобные смещенные КШМ имеют одинаковые X и

где k изме-

няется от 0,02 до

0,1-

При кинематическом анализе КШМ приняты следующие до-

пущения:

угловая скорость (частота вращения) коленчатого вала

по-

стоянна;

элементы КШМ абсолютно жесткие;

зазоры в подвижных сочленениях КШМ отсутствуют.

Кинематику КШМ можно полностью описать, если известны

законы изменения во времени следующих параметров:

131

BMT

Рис.

8.1.

Кинематические

схемы КШМ:

а — центральная линейная;

б — смещенная линейная

\ / \

(И

Рис. 8.2. Расчетные схемы

КШМ:

а — центрального; б — смещенного

перемещения поршня X. Начало отсчета (X = 0) соответствует

положению поршня в ВМТ; положительное направление отсчета

принято при его движении ог ВМТ к НМТ при вращении криво-

шипа по ходу часовой стрелки;

угла поворота кривошипа

ср

(начало отсчета — положение кри-

вошипа при нахождении поршня в ВМТ);

угла отклонения шатуна р от оси цилиндра (р = О при

(р

= 0).

Кинематика кривошипа. Вращательное движение кривошипа

коленчатого вала определено, если известны зависимости угла по-

ворота ф, угловой скорости

и ускорения е от времени

Для постоянной частоты вращения коленчатого вала ф =

u>t

= 71/2/30.

Кинематика поршня. Кинематика возвратно-поступательно дви-

жущегося поршня описывается зависимостями его перемещения

Л"

скорости

и ускорения

./р

в функции угла поворота кривоши-

па ф.

Перемещение поршня при повороте кривошипа на угол ф опре-

деляется как сумма его смещений от поворота кривошипа на угол

и отклонения шатуна на угол

X =

cos ф -

cos р

или окончательно с учетом

г/1

X =

Г[(1

-С08ф)

(1Д)(1

-COSP)].

С достаточной для практических расчетов точностью можно

упростить эту зависимость:

132

X =

[(1

- cos ф) + (Я/4)(1 - cos

2ф)]

Скорость поршня определяется как первая производная от пе-

ремещения поршня по времени:

ЪХ

Эф

Э/

Эф

Э/

V — ГО)

cosp

и приближенно v

rco[sin

ф +

(V2)sin

2ф].

Максимального значения скорость достигает при ф + Р = 90°,

когда ось шатуна перпендикулярна радиусу кривошипа.

Для современных двигателей X составляет 1,62... 1,64.

Ускорение поршня определяется производной от скорости пор-

шня по времени:

cos (ф + Р)

cos

cosp

cos

pl'

и приближенно

rco

(cos

ф + X cos 2ф).

В современных

двигателях./

5000...

20 000

м/с

Для

дезаксиального

КШМ приближенные значения

VVLJиме-

ют

вид:

/чо

[sin ф + (Х/2) sin 2ф -

cos

ф];

rco

(cos ф

+Х

cos ф +

sin ф).

С учетом того, что для современных двигателей произведение

kX = 0,01

...0,05

и его влияние на кинематику механизма невели-

ко, на практике им обычно пренебрегают.

Кинематика шатуна. Сложное плоскопараллельное движение

шатуна складывается из движения его верхней головки с кинема-

тическими параметрами поршня и его нижней кривошипной го-

ловки с параметрами конца кривошипа. Кроме того, шатун со-

вершает вращательное (колебательное) движение относительно

точки сочленения с поршнем.

8.2. Динамика кривошипно-шатунного механизма

При работе двигателя в КШМ действуют следующие основные

силовые факторы: силы давления газов, силы инерции движу-

щихся масс механизма, силы трения и момент полезного сопро-

тивления. При динамическом анализе КШМ силами трения обычно

пренебрегают.

Силы давления газов. Сила давления газов возникает в резуль-

тате реализации в цилиндрах рабочего цикла. Эта сила действует

на

поршень,

и ее значение определяется как произведение пере-

133

Рис. 8.3. Воздействие на элементы КШМ:

а — газовых сил; б —• силы инерции

Pf,

в — центробежной силы инерции

пада давления на его площадь:

(р

po)F

(здесь

— давление

в цилиндре двигателя над поршнем;

— давление в картере;

—

площадь поршня). Для оценки динамической

нагруженное™

эле-

ментов КШМ важное значение имеет зависимость силы

от вре-

мени.

Сила давления газов, действующая на поршень, нагружает

подвижные элементы КШМ, передается на коренные опоры кар-

тера и уравновешивается внутри двигателя за счет упругой дефор-

мации несущих элементов блок-картера силой

Р'

действующей

на головку цилиндра (рис.

8.3,

а). Эти силы не передаются на опо-

ры двигателя и не вызывают его неуравновешенности.

Силы инерции движущихся масс. КШМ представляет собой си-

стему с распределенными параметрами, элементы которой дви-

жутся неравномерно, что приводит к возникновению инерцион-

ных нагрузок.

Детальный анализ динамики такой системы принципиально

возможен, однако сопряжен с большим объемом вычислений.

Поэтому в инженерной практике для анализа динамики двигате-

ля используют модели с сосредоточенными параметрами, создан-

ные на основе метода

замещающих

масс. При этом для любого

момента времени должна выполняться динамическая эквивалент-

ность модели и рассматриваемой реальной системы, что обеспе-

чивается равенством их кинетических энергий.

134

Рис. 8.4. Формирование

двухмассовой

динамической модели КШМ

Обычно используют модель из двух масс, связанных между со-

бой абсолютно жестким безынерционным элементом (рис. 8.4).

Первая замещающая масса

АИ,-

сосредоточена в точке сопряжения

поршня с шатуном и совершает возвратно-поступательное дви-

жение с кинематическими параметрами поршня, вторая

рас-

полагается в точке сопряжения шатуна с кривошипом и вращает-

ся равномерно с угловой скоростью со.

Детали поршневой группы совершают прямолинейное возврат-

но-поступательное движение вдоль оси цилиндра. Так как центр

масс поршневой группы практически совпадает с осью поршне-

вого пальца, то для определения силы инерции

достаточно

знать массу поршневой группы

которую можно сосредоточить

в данной точке, и ускорение центра масс

которое равно уско-

рению поршня:

-m

Кривошип коленчатого вала совершает равномерное вращатель-

ное движение. Конструктивно он состоит из совокупности двух

половин коренной шейки, двух щек и шатунной шейки. При рав-

номерном вращении на каждый из указанных элементов криво-

шипа действует центробежная сила, пропорциональная его массе

и центростремительному ускорению.

В эквивалентной модели кривошип заменяют массой

от-

стоящей от оси вращения на расстоянии

г.

Значение массы

определяют из условия равенства создаваемой ею центробежной

силы сумме центробежных сил масс элементов кривошипа:

или

га

/п

шш

га

2т

со

откуда получим

Элементы шатунной группы совершают сложное плоскопараллель-

ное движение. В двухмассовой модели КШМ массу шатунной группы

/я

разделяют на две замещающие массы:

/я

шп

сосредоточенную

135

на оси поршневого пальца, и

/я

отнесенную к оси шатунной

шейки коленчатого вала. При

этом

необходимо выполнить следу-

ющие условия:

сумма масс,

сосредоточенных

в замещающих точках модели

шатуна, должна быть равна массе замещаемого звена КШМ:

"*Ш.П

W\U.K

^1Ш

2) положение центра масс элемента реального КШМ и заме-

щающего его в модели должно быть неизменным. Тогда

/я

ш-п

Выполнение этих двух условий обеспечивает статическую эк-

вивалентность замещающей системы реальному КШМ;

3) условие динамической эквивалентности замещающей мо-

дели обеспечивается при

равенстве

суммы моментов инерции масс,

расположенных в характерных точках модели. Данное условие для

двухмассовых

моделей шатунов существующих двигателей обыч-

но не выполняется, в расчетах им пренебрегают из-за его малых

численных значений.

Окончательно рбъединив массы всех звеньев КШМ в замеща-

ющих точках динамической модели КШМ, получим:

массу, сосредоточенную на оси пальца и совершающую возврат-

но-поступательное движение вдоль оси цилиндра,

т,

;

массу, расположенную на оси шатунной шейки и совершаю-

щую вращательное движение вокруг оси коленчатого вала,

шк

Для

V-образных

ДВС с двумя шатунами, расположен-

ными на одной шатунной шейке коленчатого вала,

2т

шк

соответствии

с принятой моделью КШМ первая замещаю-

щая масса

;

движущаяся неравномерно с кинематическими па-

раметрами поршня, вызывает силу инерции

}

-/ту,

а вторая

масса

вращающаяся равномерно с угловой скоростью криво-

шипа, создает центробежную силу инерции

гш

гю

Сила инерции

уравновешивается

реакциями опор, на кото-

рые установлен двигатель. Будучи переменной по значению и на-

правлению, она, если не предусмотреть специальных мероприя-

тий, может быть причиной внешней неуравновешенности двига-

теля (см. рис. 8.3, б).

При анализе динамики и особенно уравновешенности двига-

теля с учетом полученной ранее зависимости ускорения у от угла

поворота кривошипа ф силу

/>•

представляют в виде суммы сил

инерции первого

(P,i)

и второго

(Р,

)

порядка:

= -/п

гсо

(cos ф +

cos 2ф) = С cos ф +

С cos 2ф =

}

PJU

где С =

-Юу/чо

Центробежная сила инерции

-Аи

гсо

от вращающихся масс

КШМ представляет собой постоянный по величине вектор, на-

правленный по радиусу кривошипа и вращающийся с постоян-

136

ной угловой скоростью (о. Сила

передается на опоры двигате-

ля, вызывая переменные по величине реакции (см. рис. 8.3, в).

Таким образом, сила

как и сила

PJ,

может являться причиной

внешней неуравновешенности ДВС.

Суммарные силы и моменты, действующие в механизме. Силы

PJ,

имеющие общую точку приложения к системе и единую линию

действия, при динамическом анализе КШМ заменяют суммарной

силой, являющейся алгебраической суммой:

/>•

(рис. 8.5, а).

Для анализа действия силы

на элементы КШМ ее расклады-

вают на две составляющие: S и N. Сила

-5*

действует вдоль оси

шатуна и вызывает повторно-переменное

сжатие-растяжение

его

элементов. Сила

перпендикулярна оси цилиндра и прижимает

поршень к его зеркалу. Действие силы S на сопряжение

шатун-

кривошип можно оценить, перенеся ее вдоль оси шатуна в точку

их шарнирного сочленения

(£')

и разложив на нормальную силу

К, направленную по оси кривошипа, и тангенциальную силу Т.

Силы

и Г воздействуют на коренные опоры коленчатого вала.

Для анализа их действия силы переносят в центр коренной опоры

(силы

К',

Т'

и Т"). Пара сил

Ти

Г'

на плече

создает крутящий

момент

который далее передается на маховик, где совершает

полезную работу. Сумма сил

К'

и Т" дает силу

S",

которая, в свою

очередь, раскладывается на две составляющие:

Р%.

Очевидно,

что

= -N и

Р£

Силы N и

на плече

создают опрокиды-

вающий момент

опр

Nh,

который далее передается на опоры

двигателя и уравновешивается их реакциями.

опр

и вызываемые

720 Ф

Л-

Рис. 8.5. Силы в КШМ:

а — расчетная схема; б — зависимость сил в КШМ от угла поворота коленчатого

вала

137

им реакции опор изменяются по времени и могут быть причиной

внешней

неуравновешенности

двигателя.

Основные соотношения для рассмотренных сил и моментов

имеют следующий вид:

cos

= Tr, M

onp

= -Tr =

-M

cos p

На шатунную шейку кривошипа действуют сила

S',

направлен-

ная по оси шатуна, и центробежная сила

гш

действующая по

радиусу кривошипа. Результирующая сила

miu

(рис. 8.5,

б),

нагру-

жающая шатунную шейку, определяется как векторная сумма этих

двух сил.

Коренные

шейки_криво^иг1а

одноцилиндрового двигателя на-

гружаются

силой_^

^-ш

центробежной силой инерции

масс

кривошипа

Их

результирующая

сила/?

дей-

ствующая на кривошип, воспринимается двумя коренными опо-

рами. Поэтому сила, действующая

на_каждую

коренную шейку,

равна половине результирующей

силы/?

и направлена в противо-

положную сторону.

Использование противовесов приводит к изменению нагружен-

ное™

коренной шейки.

Суммарный крутящий момент двигателя. В одноцилиндровом

двигателе крутящий момент

Тг.

Так как

— величина посто-

янная, то характер его

изменения

по углу поворота кривошипа

полностью определяется изменением тангенциальной силы Т.

Представим многоцилиндровый двигатель как совокупность

одноцилиндровых, рабочие процессы в которых протекают иден-

тично, но сдвинуты друг относительно друга на угловые интерва-

лы в соответствии с принятым порядком работы двигателя. Мо-

мент, скручивающий коренные

шейки,

может быть определен как

геометрическая сумма моментов, действующих на всех кривоши-

пах, предшествующих

данной:

шатунной шейке.

Рассмотрим в качестве примера формирование крутящих мо-

ментов в четырехтактном (т = 4) четырехцилиндровом

= 4) ли-

нейном двигателе с порядком работы цилиндров 1 — 3 — 4 — 2

(рис. 8.6). При равномерном чередовании вспышек угловой сдвиг

между последовательными рабочими ходами составит в =

720°//

720°/4

180°.

Тогда с учетом порядка работы угловой сдвиг мо-

мента между первым и третьим цилиндрами составит 180°, между

первым и четвертым — 360°, а между первым и вторым — 540°.

Как следует из приведенной схемы, момент, скручивающий

/-ю

коренную шейку определяется суммированием кривых сил Т

(рис. 8.6, 6), действующих на всех

1 кривошипах, предшеству-

ющих ей.

138

1 а

О 180 360 540 720 180 360 540 720 Ф

Рис. 8.6. Формирование суммарного крутящего момента четырехтактного

четырехцилиндрового двигателя:

а — расчетная схема; б — образование крутящего момента

Момент, скручивающий последнюю коренную шейку, являет-

ся суммарным крутящим моментом двигателя

который далее

передается на трансмиссию. Он изменяется по углу поворота ко-

ленчатого вала. Средний суммарный крутящий момент двигателя

на угловом интервале рабочего цикла

ср

соответствует индика-

торному моменту

развиваемому двигателем. Это обусловлено

тем, что положительную работу производят только газовые силы.

8.3. Влияние конструктивных соотношений

кривошипно-шатунного

механизма

на параметры двигателя

Конструкция КШМ существенным образом влияет на характе-

ристики двигателя, такие как степень его

форсированности,

габа-

риты, масса, долговечность и т.д. Рассмотрим влияние на пара-

139