![](/user_photo/_userpic.png)
книги из ГПНТБ / Махалдиани, В. В. Двигатели внутреннего сгорания с автоматическим регулированием степени сжатия
.pdfГ Л А В А III
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПАРСС
§1. Теория и расчет гидравлической системы поршня, автоматически регулирующего степень сжатия
Выше был рассмотрен принцип действия поршня, авто матически регулирующего степень сжатия. Перемещение наружного стакана поршня, вызывающее изменение степе ни сжатия в работающем двигателе происходит за счет разности действующих на наружный стакан сил. Эти силы слагаются из силы от давления газов в цилиндре двигате ля, сил инерции подвижного стакана, сил от давления мас ла в верхней и нижней камерах поршня и, наконец, силы трения подвижного стакана о цилиндр двигателя и непод вижной вставки. Перечисленные силы имеют характер пе риодически действующих аил, величина которых зависит от режима работы двигателя и его конструктивных особен ностей. Вследствие этого наружный стакан поршня относи тельно внутренней вставки совершает за один цикл слож ное движение, меняющееся в зависимости от режима ра боты двигателя. С другой стороны, степень сжатия в дви гателе является одним из основных параметров, ог ко торого зависит не только топливная экономичность и эф фективность, но и нагружѳнность основных деталей двига теля. Сущность работы двигателя с переменной степенью сжатия заключается в том, что величина степени сжатия автоматически устанавливается такой, при которой макси мальное давление сгорания в цилиндре не превышает за данной допустимой величины. Роль автомата, осуществляю щего такое изменение степени сжатия, выполняет гидрав лическая система поршня. Поскольку силы инерции и дав ления газов являются фактически заданными и зависят от конструкции и режима работы двигателя, то следует так подобрать гидравлическую аистѳму поршня, чтобы закон изменения действующих на поршень сил от давления масла был бы приемлем для данного двигателя. К числу элемен тов гидравлической системы поршня, которые подлежат расчету, относятся: (регулирующий клапан, опраничиваю-
210
щий максимальное |
давление |
огорания; |
диаметр |
отверстия |
|
в нижней |
кольцевой камере |
поршня, от которого |
зависит |
||
величина |
колебания |
степени |
сжатия |
на установившемся |
режиме и обратные клапаны, обеспечивающие своевремен
ное |
заполнение |
маслом верхней и |
нижней камер |
поршня и |
||
в то |
же |
время |
отключение |
этих камер от всей |
системы. |
|
Размеры |
верхней и нижней |
камер |
определяются |
из кон |
структивных соображений и зависят лишь только от разме ров самого поршня.
При расчете элементов гидравлической системы вво дятся упрощения, которые общеприняты при решении мно гих технических задач.
Масло, являющееся рабочим телом для гидравлической системы поршня, считается несжижаемой жидкостью, вяз костью и трением этой жидкости о стенки также можно пренебречь.
Расчет регулирующего клапана не представляет осо бой сложности и может быть произведен одним из извест ных способов. Однако выбор исходных данных для расчета представляет определенную сложность, т. к. определяется особенностями двигателя, для которого проектируется пор шень. Рассмотрим развернутую индикаторную диаграмму двигателя при положении поршня около ВМТ на такте сжа
тия |
и рабочего хода, схематическій |
представленную |
на |
рис. |
109. |
|
|
|
Эта диаграмма соответствует установившемуся режи |
||
му |
работы двигателя. Переходные и |
неуетановившиеся |
ре |
жимы работы представляют безусловный интерес и реша ются с помощью дифференциальных уравнений, которые будут рассмотрены ниже.
На установившемся режиме работы двигателя неиз бежны колебания подвижного стакана поршня относитель но вставки, что вызывает изменение степени сжатия в те чении последовательных рабочих циклов. Такое колебание степени сжатия является необходимым условием для про качки через систему масла, охлаждающего днище поршня. Для расчета необходимо иметь зависимость между сте пенью сжатия и максимальным давлением сгорания в ц.и-
211
ліиндре двигателя, для которого проектируется поршень.
Величина ргзад. является заранее известно, т. к. ограни чивает максимальное давление сгорания в цилиндре дви гателя. Тогда давление открытия регулирующего клапана определяется по очевидной формуле:
ГOKI — |
* г*зад» |
Р |
Р |
где Fa — площадь цилиндра двигателя в см3; FBK— площадь верхней камеры поршня в см3.
Рис. 109. Схема развернутой индикаторной диаграммы
двигателя. |
|
Согласно представленной схеме, для |
срабатывания |
клапана отводится время соответствующее |
А ср° поворота |
коленчатого вала. За это время необходимо, чтобы верхний стакан поршня опустился на' такую величину, при которой степень сжатия для последующего цикла была бы меньше предыдущей. Аналитически определить требуемую величи ну степени сжатия для последующего цикла невозможно. Поэтому необходимо задаться изменением степени сжатия и перепадом давлений Арг за один рабочий цикл, или до пустимым колебанием верхнего стакана поршня на уста-
212
навившемся режиме работы двигателя, которое |
определя |
|||
ется |
количеством |
прокачиваемого |
через поршень масла |
|
для |
охлаждения |
днища. |
|
|
|
Поршень с |
автоматически |
регулируемой |
степенью |
сжатия должен іве только снижать максимальное давление сгорания двигателя, но также и улучшать тепловую стой кость поршня при чрезмерно больших нагрузках. Последнее осуществляется путем непрерывной прокачки масла через поршень, что снижает температуру наиболее нагретой час ти днища. Такая прокачка масла возможна лишь только в том случае, если стакан, поршня будет относительно непод
вижной |
вставки |
находится в колебательном |
движении с |
|
частотой |
и амплитудой, |
ш ределнемыми потребным коли |
||
чествам |
прокачиваемого |
масла. |
|
|
Для |
оценки |
эффективности масляного |
охлаждения |
поршня может быть использована методика, предложенная профессором Б. Я. Тиндбургом [3, 4].
Количество тепла Qu , которое необходимо отводить от подвижного стакана поршня в маісло, должно снижать тем пературу поршня до величин, обеспечивающих надежную работу. Рекомендуется, что для поршней из кованного алю миния максимальная температура не должна превышать 380°С, для поршней из стали или чугуна эта температура может быть повышена до 600°С. Температура поршня у верхней капании под поршневое кольцо из условия предот вращения коксования масла не должна превышать 220°С. Для колец трапециодальной формы и масла с присадкой эта температура может быть повышена до 270°С. В основу вышеупомянутого метода расчета положено рассмотрение упрощенной схемы поршня ів виде тела вращения с плос ким днищем равной толщины. Тогда общее количество теп ла, протекающего через днище поршня
f t * - |
, |
(16) |
где /г —■іж—■разность температур газа |
и охлаждающей жид |
|
кости; |
|
|
Rs — суммарное тешюсопротивление цепи: газ-поршень- цилиндр—охлаждающая жидкость, с учетом ответ-
213
вления тепла ст поршня в охлаждающую жид
|
кость. |
|
|
*--И ѵ + х + £ |
Фс I 4- (1 — fri) R a > |
|
|
|
где |
F — площадь днища поршня в м2; |
|
h |
и D — толщина и диаметр днища в м; |
X— коэффициент теплопроводности материала поршня
ккал
м.нас град.
т— QM — доля тепла, отводимого в масло;
Roöiu
Яст — суммарное теплосопротивление |
стакана поршня и |
|||||||
цилиндра в |
град.час |
|
|
|
|
|||
|
|
|
ккал |
|
|
|
|
|
фс — безразмерная величина, |
зависящая от относитель |
|||||||
ной толщины днища и величины |
т\ |
|
||||||
аг — средний коэффициент |
теплоотдачи от газов к по - |
|||||||
верхности стенки в ккал/м1 час град. |
|
|||||||
Температура |
поршня |
на |
стыке |
между |
днищем |
и стака |
||
ном определяется формулой |
|
|
|
|
|
|
||
|
Uc ~ |
tr — <2общ Rgi |
|
(17) |
||||
где теплосопротивление днища |
|
|
|
|
|
|||
к , - |
1 |
'■ |
+ |
h |
+ |
D , |
|
|
Г |
~ |
|
|
|||||
|
F |
\ аг 1 |
+ |
'Л |
|
|
||
Количество масла, |
требующееся для охлаждения |
поршня, |
может быть определено по допустимой температуре Ue в |
облас |
||||||
ти расположения верхнего |
кольца. |
Подставив в выражение (17) |
|||||
значение |
Qo6ul, из (16) получается, |
что |
|
|
|||
|
|
и с = |
и |
- {tT |
R . |
|
|
|
|
tx) -1«- |
|
||||
|
|
|
|
|
' RZ |
|
|
отсюда |
относительный |
теплоперепад |
|
|
|||
|
|
U — Uе |
|
а — Ьт |
|
|
|
|
|
tr — Іж |
|
fl “Ь Rer — tn(b |
Rer) |
|
|
где а |
и |
b — коэффициенты, методика |
определения |
которых |
|||
дается |
в |
вышеупомянутой работе [4]. |
|
|
214
Последнее равенство дает возможность определить величи ну т в следующем виде:
ш |
Т і?ст я (1 |
т) |
• |
= -—-------—_---------- |
|
х RCT — Ь(1 — т)
После определения т можно оценить величину количества тепла Qu, которое должно быть отведено в масло для доведе ния температуры Uc до заданного значения. С другой стороны, величина теплоотвода в масло определяется по формуле
|
QM= ам{tn ^U )FM 1 |
где |
а„ — средняя величина коэффициента теплоотдачи от ох |
|
лаждаемой поверхности к маслу; |
|
Fu — омываемая маслом поверхность; |
tn |
и tu — температуры охлажденной площади и омывающего |
|
ее масла. |
|
Величина коэффициента теплоотдачи зависит <хг формы |
»каналов, по которым течет масло, прерывистостью течения и ряда других факторов. Ввиду отсутствия для поршня, ав томатически регулирующего степень .сжатия опытных дан
ных по коэффициенту теплоотдачи в первом |
приближении |
|||
на основании |
»работы |
[3] этот »коэффициент |
может |
быть |
определен для |
сл»учая, |
когда масло циркулирует по |
узкой |
щели между корпусом поршня и вставкой. Можно указать, что коэффициент теплоотдачи существенно зависит от ве личины щели, по которой течет масло.
Требуемое количество прокачиваемого через »поршень масла может быть оценено по выражению
QM = 60 •f m- Си •О ■М и ,
где ут — плотность масла; |
_ |
_ ккал |
|
Си — теплоемкость масла см ~ |
|||
U,o---------- ; |
|||
А tu — перепад температур масла |
|
кг град |
|
|
на выходе и входе; |
||
G — прокачка масла в лімин. |
|
|
|
Таким образом, учитывая число |
оборотов двигателя при |
||
известном количестве прокачиваемого |
масла, может быть опре |
||
делен секундный расход масла через |
клапан и допустимое пере- |
215
мещение наружного стакана поршня за один цикл. Такая |
связь |
||||||
получается по формуле |
|
|
|
|
|
|
|
|
п |
_ |
6 • п ■AS ■FBK |
|
|
|
|
|
Vm ax |
------- ----------- j |
|
|
|
||
|
|
|
A cp |
|
|
|
|
где n — число оборотов двигателя |
в минуту; |
|
|
|
|||
AS — перемещение |
наружного |
стакана |
поршня |
за |
один |
||
|
цикл в см\ |
|
|
|
|
|
|
Qmax |
секундный |
расход прокачиваемого |
через |
поршень |
|||
|
масла. |
|
|
|
|
|
|
Для определения основных размеров іклапана и пружи |
|||||||
ны можно ввести в рассмотрение |
так называемую |
гидрав- |
|||||
ліичѳокіую |
характеристиіку, |
под которой понимается |
|
связь |
імежду давлением в корпусе клапана и объемным расходом жидкости через него в уровнях установившегося процесса истечения. Для упрощения расчетов можно воспользовать ся теорией подобия, как это сделано в работах [8, 22] при менительно ік дизельным топливным форсункам.
Подобными считаются такие гидравлические характе ристики, которые, будучи приведены к безразмерной фор
ме, могут быть представлены одними и теми же уравнения ми. Для рассматриваемого іслучая эти уравнения имеют следующий вид:
зависимость между давлением и расходом
|
|
у = ( г - 1)УУ; |
|
(18) |
|
зависимость между подъемом клапана и расходом |
|
||||
|
|
У = X V X + 1 |
, |
(19) |
|
где 2 = - |
— Рср |
безразмерная величина, отражающая дав |
|||
|
К р |
ление в корпусе клапана; |
|
||
|
|
|
|||
У = |
безразмерная величина, отражающая се |
||||
|
KQ |
кундный расход масла через клапан; |
|||
|
X |
||||
X |
безразмерная |
величина, |
отражающая |
||
= |
~кх
подъем клапана;
216
р и рср — давление в корпусе клапана и среде,
вкоторую производится истечение,
кГ/см2; |
|
Q — секундный объемный |
расход жидкости |
см3 |
; |
через клапан в ------ |
|
сек |
|
X — подъем клапана в см.',
КKQ, К х — масштабы по осям х, у, z безразмерной
характеристики, между которыми су ществует связь, зависящая от конструк ции клапана.
Рис. ПО. Схемы клапанов с прямым и обратным х о д о м .
Принципиально известны несколько конструктивных разновидностей клапана. Для поршня автоматически регу лирующего степень сжатия нашли применение два вида клапана, отличающиеся друг от друга направлением дви жения относительно течения жидкости. Существуют «ла паны с прямым и обратным ходом, их схемы представлены на рис. ПО. Клапан с прямым ходом может применяться для поршня применительно к малюоборотным стационар ным дизелям, работающим при постоянных нагрузках. Расчеты показали, что для такого клапана требуется до-
217
вольно жесткая пружина, габариты которой могут не впи саться в размеры поршня для быстроходного двигателя. Клапан с обратным ходом требует наличия менее жесткой пружины, т. к. давление жидкости осуществляется на коль цевую площадку, равную разности площадей направляюще го и уплотняющего диаметра.
Для клапана |
с обратным ходом масштабы по осям без |
|
размерной |
характеристике имеют вид |
|
К р — |
Рокл |
Рср » |
где |
р |
— коэффициент расхода; |
|
|
||
|
D — диаметр направляющей части |
клапана в см; |
||||
|
d — средний диаметр уплотняющего конуса клапана в см; |
|||||
|
а |
— половина |
угла при |
вершине уплотняющего конуса |
||
|
|
клапана |
в градусах; |
|
|
|
|
В — жесткость пружины в кГ/см. |
|
|
|||
|
Определение основных размеров |
клапана, |
удовлетворяю |
|||
щего |
поставленным |
условием |
можно произвести |
в следующей |
последовательности. Определяется максимальное давление масла в верхней камере поршня при срабатывании клапана
Ркл . гаах — |
* |
Ц- (Рг зад + А P z)- |
|
р |
НК |
|
|
Ордината безразмерной характеристики находится по выра жению
которая непосредственно по уравнению (18) дает численное зна чение безразмерной величины у,П1х. Так как
где Qmax задано, находится масштаб по оси аб сцисс
218
Ko = |
------ = II ic а S in oc |
7z(D2 - |
d2) |
(Рокл — |
Pcp |
|
2 ^ |
||
г, |
>стах |
, . |
4 ß |
|
|
|
|
)Σ/2 |
T |
|
Утax |
|
|
|
|
|
|
||
По этой формуле можно выбрать |
из |
конструктивных со |
|||||||
ображений три величины, например ос, |
D я |
d. |
Тогда |
определя |
|||||
ется жесткость |
пружины. |
Усилие |
предварительной |
затяжки |
|||||
определяется из условия статического равновесия клапана |
|||||||||
|
|
А = |
тс (D2 - |
d2) |
|
|
|
|
|
|
|
4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Для ограничения забросов клапана при подъеме и для препятст вования его колебаниям с большими амплитудами необходимо установить упор ограничения подъема. Упор надо установит так, чтобы клапан касался его при расходе, несколько меньшем Qmax, примерно Qyn = (0,7 -г- 0,85; Qmai. Пусть этому расходу со ответствует абсцисса
в безразмерной характеристике, тогда по уравнению (19) нахо дится значение %п, по которой определяется максимальный ход клапана.
X.уп |
Ьуп |
Ку = |
тс (D2 |
- d2) |
Рср) • |
X уп |
ІРохл |
||||
|
|
|
4 |
В |
|
Таким образом |
могут |
быть определены все |
основные раз |
меры клапана, обеспечивающие его работу в заданных ус ловиях.
Приведенный расчет основных размеров регулирующе го клапана справедлив для статистических условий работы, т. е. когда корпус клапана неподвижен. В действительнос ти клапан .в оборе перемещается вместе с поршнем с доста точно большими ускорениями. Поэтому приходится учиты
вать силы |
инерции, действующие |
на клапан. При |
работе |
|
двигателя |
по скоростной хараіктеристике, |
когда |
обороты |
|
меняются |
в достаточно широких |
пределах, |
изменение сил |
инерции оказывается на величине давления открытия кла пана, или, что то же самое ів данном случае, на максималь
ные давления сгорания. В |
работе [27] |
показывается, что |
увеличение или уменьшение |
величины |
давления открытия |
|
|
219 |