книги из ГПНТБ / Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы учебник

Считаем в первом приближенииVn = Vs = 4,91 л.

Тогда

при а = 0,4

Ра = а (Рк — Рр) + Рр = °,4 (2,60 — 2,21) + 2,21 = 2,37 кгс/см2.

Необходимое время-сечение свободного выпуска

Площадь В П П ХВ соответствует время-сечению свободного вы­ пуска. Вертикаль П 1П будет соответствовать углу поворота 147° выпускного коленчатого вала. Из диаграммы' перемещений (рис. 1.60) определим объем Vn

Ра __ 2,37 = 0,912.

Рк ~ 2,60

Из графика на рис.'1.56 определим значение фп

Фп(^-) = 'Ы 0,912)= 1,28.

187

Г „ = п ( £ / = П 3 0 ( Ц Г ) ^ = 8 3 3 К .

Средняя условная температура газов в цилиндре

Весовое количество продуктов сгорания, вытекающее за период свободного выпуска

За период принудительного выпуска

GB= У5укфк - G, в = 4,91 •Ю-з.2i69 -1 ,1 8 - 4,35-: 10-3

= 11,24.10-3 кгс.

Из графика на рис. 1.56

Располагаемое время-сечение принудительного выпуска ППХГАП из диаграммы на рис. 1.62

Ав р = 0,476 •10-6137,4 = 65,4-10-6 м2 -с.

Необходимое время-сечение принудительного выпуска при vB= 0,8

188

Удельный вес окружающего воздуха

Коэффициент ф0 избытка продувочного воздуха

Средние условные скорости воздуха и газов: при свободном выпуске

при принудительном выпуске

Полученные условные скорости являются характерными для быстроходных двигателей с прямоточной щелевой системой про­ дувки.'

РАЗДЕЛ ВТОРОЙ

ПОВЫШЕНИЕ МОЩНОСТИ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

§ 1. СПОСОБЫ ПОВЫШЕНИЯ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ

Современные прогрессивные тенденции развития двигателестроения определяются общими перспективными задачами в обла­ сти энергетического машиностроения по созданию мощных, ком­ пактных и экономичных силовых установок с большим моторе­ сурсом. Подобные задачи приводят к необходимости непрерыв­ ного совершенствования двигателей, в первую очередь связанного с увеличением их цилиндровой (агрегатной) мощности и с улуч­ шением экономичности.

Немаловажным обстоятельством при этом является и улуч­ шение рабочих показателей двигателей применительно к кон­ кретным условиям эксплуатации. Так, например, для двига­

стого хода. При агрегатной мощности секции магистрального тепловоза в настоящее время порядка 3—4 тыс. л. с. (общая мощность при двух секциях — 6—8 тыс. л. с.), в частности, для отечественного железнодорожного транспорта в качестве бли­ жайшей ставится задача создания тепловозных секций мощ­ ностью 5— 6 тыс. л. с. Для главных судовых двигателей характерны

и высокой маневренности обслуживаемого двигателем судна, гарантирующей безопасность последнего в различных, подчас весьма сложных условиях плавания.

По рекомендации ЦНИДИ, двигатели по эффективной мощ­

190

давлении на выпуске и др., может быть определена по выра­ жению:

— 0,8725D2Snpe ~ л. с., (II.1)

где D — диаметр цилиндра, м; п — частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; ре— среднее эффективное давление рабо­ чего цикла, кгс/см2; i— число цилиндров; т— коэффициент т = 1 ) тактности (для четырехтактных двигателей т = 2, для двухтактных. Таким образом, как это видно

менее 65 мм влечет за собой непреодолимые трудности по органи­ зации хорошего процесса смесеобразования; верхний предел диаметра (в настоящее время достигнут предел в 1060 мм), помимо общих технологических затруднений при производстве двигате­ лей ограничивается исключительной сложностью доводки их конструкции до работоспособного состояния. Обычно применяе­ мые диаметры цилиндров для тронковых двигателей 80— 600 мм, для крейцкопфных 500— 1060 мм. При этом для цилиндров малых диаметров характерным обстоятельством является переохлажде­ ние камеры сгорания вследствие неблагоприятных соотношений между поверхностью и объемом камеры сгорания, а для цилин­ дров больших диаметров — высокая тепловая напряженность камеры сгорания и особенно поршня. Поэтому уже при диаметре цилиндра 200— 300 мм необходимы конструктивные мероприятия по специальному охлаждению поршней.

В табл. II.2 приведены данные по достигнутым в настоящее время некоторым параметрам мощных судовых двухтактных двигателей.

Основные параметры некоторых двигателей отечественного производства (без наддува) представлены в табл. II.3.

При принятом диаметре D цилиндра ход S поршня задается отношением S/D, сообразно которому двигатели разбиваются на

191

короткоходовые, среднеходовые и длинноходовые (табл. 11.4). В частности, короткоходовой двигатель при прочих равных усло­ виях отличается от среднеходового или длинноходового относи­ тельно меньшей высотой и меньшим значением средней скорости поршня. Средняя скорость поршня ст зависит от частоты враще­ ния п коленчатого вала

Sn ,

Ст 3Q- м/с.

В главных мощных судовых двигателях с непосредственной пере­ дачей мощности на винт частота вращения ограничивается пропульсивным к. п. д. 1 судовых установок и практически не пре­ вышает 100—250 об/мин; частота вращения маломощных двига­ телей достигает величин, в отдельных случаях существенно пре­ вышающих 3000 об/мин. Средняя скорость поршня определяет тепловую и механическую нагрузки ответственных конструктив­ ных элементов двигателя, поэтому двигатели различают по сте­ пени быстроходности (табл. II.5).

Дизели, непосредственно работающие на генератор перемен­ ного тока (без промежуточной передачи), обязательно должны иметь стандартную частоту вращения, обеспечивающую необ­ ходимую частоту тока.

Число цилиндров i для двигателей малой мощности обычно принимается в пределах 1— 6, средней мощности 4—8 и большой мощности 6—-16.

В отдельных случаях, в целях улучшения весогабаритных и иных показателей принимается и большее число цилиндров — до 42 и более (например, судовой четырехтактный, звездообразный,

1 Пропульсивный к. п. д. характеризуется к. п. д. винтомоторной установки с учетом сопротивления корпуса судна при движении.

192

со

42-цилиндровый дизель отечественного производства 42ЧНСП16/17 с максимальной мощностью 4000 л. с. при частоте вращения п = 2200 об/мин). Наиболее употребительны рядные шестици­ линдровые и двенадцатицилиндровые V-образные двигатели, обладающие хорошей уравновешенностью. В принципе, при боль­ шем числе цилиндров обеспечивается лучшая равномерность хода и проще решаются вопросы уравновешивания. Однако при числе цилиндров более десяти в ряд существенно ухудшается «внутренняя» неуравновешенность из-за недостаточной продоль­ ной жесткости картера и подмоторной рамы, а также возникают трудности по локализации крутильных колебаний коленчатого вала.

Среднее эффективное давление ре является функцией целого комплекса величин, определяющих условия организации рабо­ чего процесса двигателя — процессов смесеобразования и сго­ рания топлива. К этим величинам в первую очередь относятся степень сжатия е, коэффициент избытка воздуха а при сгорании топлива, индикаторный к. п. д. г)г, среднее индикаторное давле­ ние ре, механический к. п. д. г]м, коэффициент наполнения т]0 цилиндров свежим зарядом и др. При прочих равных условиях среднее эффективное давление ре характеризует степень форси­ рования рабочего цикла и в сочетании с удельным расходом топлива ge является важнейшим показателем качества организа­ ции рабочего процесса и совершенства конструкции двигателя

вцелом.

Всовременных бензиновых двигателях (с принудительным зажиганием) степень сжатия реально находится в пределах 5,5— 9

ив основном зависит от октанового числа применяемого бензина

иконструкции камеры сгорания. С целью получения наилучших индикаторных и эффективных показателей, во всех случаях является желательным принимать наибольшую величину степени сжатия, однако для бензиновых двигателей последняя ограничи-

194

Бается детонационными явлениями при сгорании топлива, нару­ шающими нормальное протекание рабочего процесса. В двигате­ лях с воспламенением от сжатия (дизелях), имеющих неразделен­ ные камеры сгорания, степень сжатия обычно принимается в пре­ делах 12— 18, причем большие значения относятся к быстроход­

лом для дальнейшего увеличения степени сжатия в дизелях, в принципе способствующего улучшению индикаторных и эффек­ тивных показателей рабочего цикла, является прогрессирующее отрицательное воздействие уменьшающегося при этом объема камеры сгорания на смесеобразование и сгорание, а также резкое возрастание максимального давления сгорания. В зависимости от быстроходности дизеля, максимальное давление сгорания рг (при отсутствии наддува) составляет 50— 80 кгс/см2.

Одним из возможных путей форсирования рабочего цикла, а следовательно, и увеличения мощности двигателя следует счи­ тать уменьшение коэффициента избытка воздуха а. В бензиновых двигателях значение этого коэффициента колеблется в сравни­ тельно узких пределах — от 0,9 (режим максимальной мощности при недостатке воздуха) до 1,1 (режим экономичной работы). Реальные значения коэффициента а в дизелях из-за трудностей смесеобразования составляют 1,5— 2,1.

Уменьшение коэффициента избытка воздуха в дизелях способ­

В конечном итоге, в четырехтактных дизелях без наддува ре оказывается равным 5— 6,5 кгс/см2; в двухтактных дизелях, в ко­ торых имеет место потеря хода поршня в связи с необходимостью очистки цилиндра, указанные пределы надлежит уменьшить примерно на 20%.

Общее стремление к существенному повышению агрегатной мощности двигателей приводит к необходимости принудитель­ ного увеличения весового заряда цилиндров воздухом посред­ ством наддува. Степень повышения мощности двигателя при наддуве можно оценить по так называемой степени наддува Ян, представляющей собой отношение среднего эффективного давле­ ния (мощности) двигателя при наддуве к среднему эффективному

и выше. Принудительное наполнение цилиндров двигателей может осуществляться различными способами, поэтому различают над­ дув скоростной, инерционный, механический, газотурбинный и комбинированны^.

§ 2. ПОВЫШЕНИЕ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ ПУТЕМ НАДДУВА

Скоростной наддув основан на аэродинамическом эффекте преобразования скорости потока воздуха в статическое давление; конструктивно он может быть реализован в виде воздухозабор­ ного патрубка, направленного навстречу потоку воздуха при движении какого-либо транспортного средства вместе с двигате­ лем. Однако для реальных скоростей передвижения наземных транспортных средств порядка 40— 60 м/с (180—200 км/ч) полу­ чаемое избыточное давление не обеспечивает достаточного коли­ чественного эффекта повышения мощности поршневых двигателей, поэтому скоростной наддув этих двигателей не находит практи­ ческого применения.

Инерционный наддув двигателей основан на колебательных явлениях участвующих в газообмене масс газов и при правильном выборе геометрических размеров всасывающих и выпускных трубопроводов он в отдельных случаях дает возможность увели­ чить эффективную мощность двигателей на 25— 30%. В частности, для инерционного наддува четырехтактного двигателя длину впускного трубопровода постоянного сечения можно рассчитать по выражению

,2

(Н .З )

где ер,, — опытный коэффициент, характеризующий динамические свойства всасывающей системы двигателя; р 0 — коэффициент расхода всасывающей системы, включая органы распределения; аср — средняя скорость звука в газе по температурному состоя­

щий инерционной дозарядке (наддуву) цилиндра; п — частота вращения коленчатого вала; fs — живое сечение впускного тру­ бопровода. Величина /5 должна определяться из условия обеспе­ чения достаточной скорости воздуха в трубопроводе для созда­ ния инерционного эффекта.

По данным [18], оптимальный диаметр ds впускного трубо­

влических потерь в системе наполнения; /ф— фиктивная (рас­ четная) длина впускного трубопровода, равная фактической длине с поправкой на гидравлические сопротивления в системе; Т 0— температура окружающей среды; D — диаметр поршня; S — ход поршня; п — частота вращения коленчатого вала.

196