10.. Основные конструктивные параметры двигателя внутреннего сгорания.

Крайнее верхнее положение — верхняя мертвая точка (ВМТ), крайнее нижнее поло­жение — нижняя мертвая точка (НМТ).

Р асстояние от ВМТ до НМТ называют ходом поршня и обозначают буквой S: S = 2r. При перемещении поршня от одной мертвой точки до другой кривошип поворачивается на угол 180°, т. е. совершает пол-оборота.

Пространство над поршнем в ВМТ называют камерой сгорания, обозначают V_с. Пространство между НМТ и ВМТ называют рабочим объ­емом и обозначают V_h. Пол­ный объем цилиндра равен V_a, т. е.

V_а = V_с + V_h.

Рабочий объем цилиндра, см³ или л,

где D — диаметр цилиндра, см или дм.

Сумму всех рабочих объемов цилин­дров многоцилиндрового двигателя на­зывают рабочим объемом двигателя, или литражом:

Отношение полного объема цилинд­ра V_а к объему камеры сгорания V_c на­зывают степенью сжатия: . Двигатели, работаю­щие на бензине с воспламенением от искры, имеют степень сжатия в преде­лах -4...12, на газе - 5...12, а дизели—14...26. В скобках даны наиболее часто применяемые зна­чения.

11.. Тепловой баланс двигателя.

Из приведенных значений эффективных показателей двигателя видно, что эффективный КПД различных двигателей может колебаться от 0,25 до 0,45. Это означает, что только 25–45 % вводимой в двигатель теплоты преобразуется в полезную работу, остальная же часть приходится на различные виды тепловых потерь.

Распределение теплоты, вводимой в двигатель с топливом, на полезную работу и на различные потери называется внешним тепловым балансом. Внешний тепловой баланс определяется опытным путем и выражается в абсолютных или относительных величинах его составляющих.

С помощью теплового баланса можно определить степень совершенства конструкции и регулировок двигателя и наметить пути улучшения экономичности его работы.

Для определения характера использования теплоты и способов его улучшения, возможности утилизации тепловых потерь, расчета системы охлаждения служит уравнение внешнего теплового баланса.

Уравнение внешнего теплового баланса в абсолютных величинах имеет вид

Q=Qe+Qохл+Qм+Qг+Qнс+Qост,

(11.1)

где Q – общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом за определенное время;

Q_e – количество теплоты, эквивалентной эффективной работе;

Q_охл – количество теплоты, передаваемое охлаждающей жидкости;

Q_м – количество теплоты, передаваемое смазочному материалу

(при наличии на двигателях масляных радиаторов);

Q_г – количество теплоты, теряемое с отработавшими газами;

Q_нс – количество теплоты, не выделившейся в двигателе вследствие неполноты сгорания;

Q_ост – остаточные потери теплоты, не учтенные остальными составляющими теплового баланса, например, теплота, рассеиваемая в окружающую среду внешними поверхностями двигателя.

В процентном отношении уравнение теплового баланса можно записать в виде

qe+qохл+qм+qгаз+qнс+qост=100%,

(11.2)

где

Общее количество теплоты Q за 1ч работы определяется по низшей теплотворной способности топлива Н_и и его часовому расходу G_т

, кДж/ч.

(11.3)

Количество полезно используемой теплоты, эквивалентное эффективной работе двигателя за 1 ч, определяется по формуле

, кДж/ч.

(11.4)

Тепловые потери в охлаждающую среду рассчитываются по формуле

, кДж/ч,

(11.5)

где – теплоемкость охлаждающей жидкости;

– расход охлаждающей жидкости;

– соответственно температура охлаждающей жидкости на выходе и входе системы охлаждения.

В охлаждающую среду передается не только тепло от газов через стенки цилиндра, но и тепло, эквивалентное работе трения цилиндропоршневой группы деталей.

Тепловые потери в систему смазки определяются при наличии на двигателе масляного радиатора, в противном случае они входят в остаточные потери теплоты. Потери теплоты определяются по формуле

, кДж/ч,

(11.6)

где – теплоемкость смазывающего масла; – расход масла через радиатор;

– соответственно температура масла на выходе и входе системы смазки.

Потери теплоты с отработавшими газами определяются по упрощенной формуле, предположив, что количество газов G_газ равно сумме количеств поступившего воздуха G_в и топлива G_T получим

, кДж/ч,

(11.7)

где – средняя теплоемкость отработавших газов при постоянном давлении;

– температура отработавших газов; – температура окружающей среды.

Потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива определяются только для карбюраторных двигателей при коэффициенте избытка воздуха <1

, кДж/ч.

(11.8)

Остаточный член теплового баланса может быть определен как разность:

Q_ост =Q-(Q_e+Q_охл+Q_м+Q_газ+Q_нс).

Остаточный член теплового баланса включает тепло, затраченное на совершение работы трения (за вычетом той части, которая отведена в охлаждающую среду); тепло, затраченное на привод вспомогательных механизмов; тепло, эквивалентное кинетической энергии отработавших газов; потери тепла на излучение нагретых внешних поверхностей двигателя и др.

Теплоту Q_охл и Q_м используют при расчете систем охлаждения, смазки и наддува.

По величине Q_нс можно судить о степени неполноты сгорания и определить пути повышения теплоиспользования.

Данные таблицы показывают, что основные тепловые потери – это потери в систему охлаждения и с отработавшими газами.

Один из способов снижения тепловых потерь – применение турбонаддува с приводом нагнетателя за счет энергии отработавших газов.

Величина составляющих теплового баланса зависит от степени сжатия, нагрузки, частоты вращения коленчатого вала, состава рабочей смеси, фаз газораспределения, угла опережения впрыска топлива (или зажигания), теплового режима работы двигателя и других факторов.

Частота вращения коленчатого вала. С ростом частоты вращения коленчатого вала абсолютные величины всех составляющих теплового баланса увеличиваются, так как в двигатель за единицу времени поступает большее количество теплоты. Изменение относительных величин теплового баланса в зависимости от частоты вращения коленчатого вала.

С увеличением частоты вращения коленчатого вала величина потерь q_охл, уменьшается, так как время на теплоотдачу в систему охлаждения сокращается.

Количество теплоты, преобразующееся в механическую работу q_е, достигает максимума при частоте вращения коленчатого вала, соответствующей минимальному удельному расходу топлива.

Величина потерь теплоты q_г увеличивается с ростом частоты вращения коленчатого вала, так как при этом растет температура отработавших газов.

Потери на неполноту сгорания q_нс остаются почти постоянными, что объясняется примерно одинаковым составом смеси по всему диапазону частоты вращения коленчатого вала.

Нагрузка. С увеличением нагрузки количество теплоты, преобразующееся в механическую работу q_е, достигает максимума, когда произведение отношения_i_м принимает наибольшее значение. Затем величина q_е начинает уменьшаться, что связано с обогащением смеси на полных нагрузках, так как при этом возрастает доля потерь вследствие неполноты сгорания q_нс (рис. 11.2).

Наибольшие потери теплоты в охлаждающую среду наблюдаются на холостом ходу, так как на этом режиме вся выделенная теплота идет на совершение работы по преодолению сил трения в двигателе и нагрев окружающей среды.

С увеличением нагрузки возрастают и потери q_г в связи с ростом температуры и теплосодержания отработавших газов.

Потеря теплоты вследствие неполноты сгорания топлива имеет место при малых нагрузках, когда включается система холостого хода карбюратора, а также на полных или близких к ним нагрузках, когда происходит обогащение смеси экономайзером.

Угол опережения зажигания или впрыска топлива. Наибольшее количество теплоты, преобразующееся в механическую работу q_е, соответствует оптимальному значению углу опережения зажигания (рис. 11.3). Потери теплоты в систему охлаждения возрастают как при раннем, так и при позднем зажигании, поэтому сгорание в этих случаях происходит в невыгодных условиях. При позднем зажигании возрастают потери теплоты с отработавшими газами, так как догорание происходит уже в стадии процесса расширения. На потери, связанные с неполнотой сгорания, угол опережения зажигания влияния не оказывает, так как коэффициент избытка воздуха остается при этом неизменным.

Изменение состава смеси существенно влияет на теплоиспользование в двигателе вследствие изменения теплоты сгорания и ее скорости. Дизелям, по сравнению с карбюраторными двигателями, присущи большие потери тепла на преодоление механических сопротивлений вследствие больших нагрузок от газовых сил и связанных с ними потерь на трение. Однако, принципиальное неустранимые потери тепла в дизелях из-за более высоких степеней сжатия меньше, чем в карбюраторных, поэтому эффективный КПД дизелей значительно выше.

12.. Регулировки навесной системы.

Механизм навески предназначен для соединения трактора с навесными машинами и орудиями.

Принципиальная схема механизма задней навески показана на рисунке 156. Кронштейны навески закреплены на корпусе заднего моста трактора. В них размещен подъемный вал 1 с двумя рычагами 2 и 12, соединенными левым нерегулируе­мым 11 и правым регулируемым 3 раскосами с верхней 4 и нижними 6 и 10 продольными тягами. На наружном конце подъемного вала 1 жестко закреплен рычаг 13, соединенный со штоком основного силового цилиндра 14. Задние концы тяг 4, 6 и 10 имеют присоединительные шарниры 5 и 9 для крепления стойки 7 к оси 8 подвески машины (орудия). При навеске ору­дия концы оси 8 помещаются в задних шарнирах нижних про­дольных тяг, а верхний конец стойки 7 соединяется шарнирно с верхней тягой 4. Изменением длины правого раскоса 6 регу­лируют положение навесного орудия в горизонтальной плоско­сти, а изменением длины верхней тяги 4 выравнивают глубину хода передних и задних рабочих органов.

В зависимости от конструкции навесных машин (орудий), а также технологического процесса присоединение может осу­ществляться по трех- и двухточечной схеме.