книги из ГПНТБ / Взоров, Б. А. Форсирование тракторных двигателей

Вследствие того что при прокручивании дизелей потери на тре­ ние в кривошипно-шатунном механизме оказались заниженны­ ми, в табл. 15 они даны как разность между общими потерями и потерями иа приводы агрегатов и на насосные ходы. Относи­ тельные значения составляющих потерь (в процентах) нахо­ дятся в пределах, полученных при исследованиях других моде­ лей дизелей.

Из этой же таблицы следует, что наиболее эффективными направлениями снижения механических потерь являются: уменьшение потерь на насосные ходы и потерь на трение в кри­ вошипно-шатунном механизме, главным образом в гильзо­ поршневой группе. Первое может быть достигнуто увеличением клапанов и, в меньшей степени, их диаметра. Иллюстрацией этого может служить рис. 73, на котором показаны средние давления рм.п механических потерь в зависимости от частоты вращения экспериментального тракторного дизеля при двух и четырех клапанах на цилиндр.

В обоих экспериментах комплектация дизеля была одинако­ вой, за исключением механизма газораспределения. Поэтому разница в потерях рм. л получается только за счет уменьшения потерь на насосные ходы. Эта разница изменяется примерно от 0,12 кгс/см2 при 1200 об/мнн до 0,32 кгс/см2 при 2000 об/мин.

Снижение потерь на трение гильзопоршневой группы может ■быть достигнуто уменьшением числа колец и их упругости.

113

П р и м е ч а й и е. В числителе даны абсолютные значения, в знаменателе—проценты от суммарных потерь.

Укорочение нижней части поршня («юбки») дает меньший эффект, так как потерн па трепне самого поршня составляют примерно 20% от потерь па трение поршней с кольцами. Кроме того, нижняя часть поршня служит для его направления в гильзе, воспринимает нормальную составляющую газовых сил и отводит часть тепла от поршня. Поэтому высоту поршня вы­ бирают с учетом всех упомянутых функций.

Влияние упругости колец на потерн трепня исследовано па

ясняется применением в нем маслосъемных стальных пластин­ чатых колец с радиальным расширителем н удельным давле­ нием примерно 13 кгс/см2 вместо применяемых в серийном комп­ лекте маслосъемных колец скребкового типа, имеющих удель­ ное давление примерно 1,6 кгс/см2. Результаты показаны на рис. 74 в виде зависимостей суммарных потерь па трение порш­ ней с кольцами и на насосные ходы (рт_n + plLх) от среднего индикаторного давления р; при двух постоянных частотах вра­ щения 1600 и 2000 об/мин. Разница указанных потерь состав­ ляет для 1600 об/мин 0,17—0,22 кгс/см2, а для 2000 об/мин

0,23—0,32 кгс/см2.

Эти исследования, проведенные на работающем дизеле, по­ казали, что существенное влияние на трение колец оказывает не только давление газов в цилиндре, но и упругость колец. Увеличение потерь от применения колец с большей упругостью в некоторой мере компенсируется уменьшением угара масла (в данном случае в 2 раза). Конструкция колец также играет немаловажную роль, и в некоторых случаях повышенная упру­ гость колец может не столь значительно увеличивать потери, обеспечивая в то же время снижение угара масла.

Особую сложность представляет определение механических потерь при работе дизеля с наддувом. Показанная на рис. 68 зависимость основных составляющих механических потерь от среднего индикаторного давления дает основание предполагать большее нарастание рм. гг при /;,•>8 кгс/см2. Метод, применен­ ный в этих исследованиях, хотя и нуждается в уточнении, но позволяет определить упомянутые составляющие рт. п и ри.\ механических потерь при работающем дизеле с наддувом. Од­ нако, как было сказано ранее, с увеличением нагрузки при

Это хорошо видно на рис. 75, где показана зависимость дав­ ления наддува рк и противодавления ртот нагрузки, замерен­ ных в трубопроводах. С увеличением нагрузки разность между

116

Рк и Рг уменьшается. Давление в цилиндре при впуске вследст­

давлений в цилиндре в виде штриховых линий р ' к и р ' г, то вид­

ты при таком методе приблизитель­ ны, так как отсутствует давление газов, увеличивающее потери

на трение поршней с кольцами, а создаваемое дросселирова­ нием противодавление в выпускном трубопроводе не воспро­ изводит возникающих в нем импульсов давления. Введение устройств, имитирующих импульсы, дает результаты более близ­

кие к действительным.

Для снижения механических потерь при форсировании по среднему эффективному давлению с применением наддува так же, как и при форсировании по частоте вращения, увеличивают число клапанов и уменьшают число поршневых колец.

Приводные нагнетатели, применяемые на некоторых моде­ лях дизелей, повышают механические потери. По результатам

117

вод нагнетателя составляют 33—36% от общих механических потерь при 1000—1800 об/мин.

Кроме конструктивных изменений, упомянутых выше, на снижение механических потерь влияет также улучшение каче­ ства изготовления деталей, определяемое уменьшением биений, несоосностей валов, овализацип гильз, непараллельности осей шестерен и повышаемием чистоты обработки трущихся поверх­ ностей.

6. ИНДИКАТОРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ

Во всех случаях форсирования общим является увеличение среднего эффективного давления (хотя и не одинаковое по ве­ личине), а следовательно, и цикловой подачи топлива. Часто при форсировании увеличивается и частота вращения. Таким образом, при всех способах форсирования изменяются коэф­ фициент избытка воздуха а, состояние воздушного заряда (тем­ пература, давление) и располагаемая теплота. При повышении частоты вращения, кроме того, увеличивается турбулентность заряда и сокращается время всех процессов рабочего цикла. Все эти факторы влияют на индикаторные показатели, в число которых входят индикаторный к. п. д. тр, среднее индикаторное

давление ри максимальное давление сгорания рг и скорость нарастания давления при сгорании dp/dq.

Ни — низшая теплотворность топлива в кал/кг; т]v- — коэффициент наполнения;

Плотность воздуха при атмосферном давлении 760 ммрт. ст. и температуре 20°С равна

Ро = 1.2 кг/м3.

118

Подставляя эти величины в формулу (23), получаем

Через эти же параметры можно выразить и удельный инди­ каторный расход топлива:

Эти зависимости сложны по следующим причинам. Все три параметра pt, а и rjy влияют друг на друга, что в формулах

■(24) и (25) не раскрыто. Кроме того, в формулах в неявном

Наглядное представление об этом дают кривые, приведен­ ные на рис. 76—78. Они показывают зависимость индикаторного к. п. д. г),- от коэффициента избытка воздуха а при разных ча­ стотах вращения дизелей А-41, А-03, Д-240. Разные значения а при какой-либо постоянной частоте вращения получены путем изменения цикловой подачи топлива, а следовательно, среднего индикаторного давления р\. Изменение нагрузки и частоты вра­ щения сказывалось на коэффициенте наполнения riy. Таким образом, приведенные зависимости rn=f(a) включают влияние на гр всех четырех параметров: ри а, г|у, п. При значениях

1,35-г-1,40 вследствие большой неполноты сгорания и отно­ сительно высоких потерь тепла индикаторный к. п.д. имеет низ­

119

2,4—2,6 до 3,0—3,2 дает прирост тр не более 2%, при этом до­

полноты сгорания. Вместе с тем вследствие увеличения а умень­ шается теплотворность смеси, т. е. количество располагаемого тепла, отнесенное к 1 кг заряда,

Ясм = — —— кал/кг смеси.

1-f-a/o

Врезультате этого уменьшаются максимальное давление сгорания, среднее индикаторное давление, максимальная и средняя температуры рабочего цикла. Следствием этого яв­ ляется уменьшение потерь тепла в воду, масло и с отработав­ шими газами. Дальнейший рост гр объясняется теми же причи­

нами— повышением полноты сгорания и снижением потерь. Максимальное значение гр достигается при наибольшей пол­ ноте сгорания в данной модели при используемом способе сме­

выделения тепла при относительно большом количестве возду­ ха, т. е. по причине низкой теплотворности смеси.

Исследования тракторных дизелей дали возможность полу­ чить связь между средним индикаторным давлением pi и коэф­ фициентом избытка воздуха а. Эти зависимости для дизеля Д-240 показаны на рис. 79. В диапазоне а=1,4-=-2,2 гиперболи­ ческие зависимости = яр (ct) могут быть с достаточной точ­ ностью заменены прямыми линиями вида

Pi = а — Ьос.

120

Нетрудно показать, что при тех значениях коэффициентов Ь,

Повышение частоты вращения ухудшает условия топливоподачп. что может неблагоприятно влиять на рабочий процесс, ухудшая индикаторный к. п. д. Для предотвращения этого тре­ буются изменения в топливной аппаратуре. Этим обстоятельст­ вом, по-видимому, можно объяснить то, что у дизеля А-41, имеющего номинальную частоту вращения 1750 об/мин, инди­ каторный к. п. д. при одинаковых значениях а остается неиз­ менным при 1750, 1900 и 2100 об/мин (см. рис. 76), а у дизеля А-03 индикаторный к. п. д. при 1800 об/мин больше, чем при

лучим кривые, показанные на рис. 80. Каждая кривая соответ­ ствует определенному значению а. Нарастание тр при увеличе­ нии частоты вращения примерно одинаково для разных зна­ чений ц.