книги из ГПНТБ / Ченцов В.Н. Тепломеханическое оборудование автономных источников электроснабжения конспект лекций

80

нагрузочных и скоростных характеристиках дизеля

следует, что

для каждого

фиксированного скоростного

режима

существует" оп ­

тимальный режим

нагрузки, при котором расход

де

минимален.

Существует

также

такой скоростной режим

при

каждой нагрузке,

зована

также плоскость . На рис . 19

представлены удельные эффек­

тивные

расходы де

в зависимости

от эффективной мощности Ne

нанести

точки,

соответствующие

оптимальным скоростным режимам ^

на данном режиме нагрузки.

Например,

для

нагрузки,•соответст ­

вующей

эффективной мощности

N,

, экономически

самым

выгодным

является скоростной

режим

п,

. Мощность

N1

может

быть р а з ­

вита дизелем и на оборотах

пг

, но расход топлива при этом бу ­

дет выше ( Çe

< Çgt

) . Самым экономичным является

режим на ­

грузки

NonmïipH

скоростном

режиме

пг . Для любого

промежу­

точного режима нагрузки

экономически выгодные

обороты

опреде ­

ляются

интерполированием

значений оптимальных

скоростных р е ­

жимов,

отложенных вдоль

экономической характеристики.

Методика расчета и анализа характеристик

дизелей разрабо ­

тана в

трудах советских ученых А.И.Толстова,

Д.А.Портнова,

А.Д.Чаромского, Т.М.Мелькумова и других.

Основные

показатели дизелей

Для

сравнения и оценки

качеств различных

двигателей кроме

Оценка качества термодинамических

процессов

производится

по среднему

индикаторному

давлению

р-

и удельному индикатор­

ному расходу

топлива

. Степень

динамической

напряженности

ростью поршня Ст

[си.формулу ( 5 ) ] .

Экономически

дизель характеризуется удельным эффективным

расходом топлива

у е , удельным расходом смазочного масла д е м ,

диную силу

в рублях.

Совершенство

конструкции дизеля оценивается удельным весом

в килограммах

на

одну

эффективную лошадиную силу

%1 '

N.

к г / э . л . с ,

е ном

где

& s

-

сухой вес

дизеля;

hl

-

номинальная эффективная

мощность,

' г н ом

Удельный

вес

быстроходных

дизелей

колеблется в пределах

2 - 8

к г / э . л . с .

3CÛ'

кг

п

10"

р.пк

е 60-75

ала/л.

m

ъ V.

и

5 0

л

Литровая мощность современных

дизелей представлена

в

т а б л . 5 .

Т

а б

л

и

ц а

5

Типы дизелей

Литровая

мощность,

э . л . с . / л

Тихоходные :

1.3

-

3,5

2.4

-

5,5

Быстроходные :

3,8

-

12,0

4,0

-

25,0

Важным

параметром,

характеризующим

совершенство

конструк­

ции

и эксплуатации дизеля,

является

его

моторесурс,

выражаемый

в часах работы до первого капитального

ремонта.

Моторесурс с у ­

щественно зависит от напряженности работы дизеля,

оцениваемой

комплексными параметрами:

степенью

быстроходности

с1

и с т е ­

пенью форсировки дизеля

Ф .

Степень форсировки

дизеля определяется выражением

Ф~кРест,

(43)

где

к -

показатель тактности

дизеля;

Ст-

средняя скорость поршня

|см.формулу

( 5 ) ] ;

р. - среднее эффективное давление.

Степень

быстроходности

С, =

—

,

где

п -

число

83

§ 9. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ

Кинематика кривошипно-діатунного механизма

Анализ кинематических зависимостей в кривошипно-шатуняом

механизме

необходим

для

расчета процессов

выпуска -

продувки

двухтактных дизелей, а также является исходным для расчета

прочности,

оценки

уравновешенности дизеля

и равномерности

вра ­

щения

его

коленчатого вала .

С точки зрения кинематики различают центральные,

смещенные

кривошипно-шатунные механизмы, а также

V-образные

и

звездо ­

образные механизмы с прицепными шатунами.

Рассмотрим кинематические зависимости центрального ШЛИ.

Центральным является КШ, у которого

ось коленчатого

вала

пересекается с осями цилиндров. Кинематика такого механизма

характеризуется двумя линейными параметрами: радиусом

криво-

шипа

R/г

и

длиной

шатуна

ІLшL ( р и с . 2 0 ) .

Вместо второго

пара-

метра часто вводится постоян­

ная

механизма

R

в.м. т.

значения

Л

в

современных ди­

зелях

колеблются

в

пределах

0,2 - 0,32. При относительно

коротких

шатунах

( с о о т в е т с т ­

вуют

большим значениям

Л

)

уменьшены

размеры

и вес

ди ­

з е л я ,

но

больше

нормальное

давление

поршня

на

зеркало

цилиндра,

приводящее

к

его

ускоренному

износу.

Кроме

т о ­

г о ,

с

увеличением

Л

в о з р а ­

стают

силы

инерции

второго

порядка.

Положение

поршня

принято

определять

его

перемещением 5

от в . м . т .

в

зависимости

от

угла

у ,

отсчитываемого

от

верхнего начала отсчета (ВНО).

Рис.20

Положение

кривошипа

(угол

ср)

sinjb

sin

~R~ =

~ ' .

Подставляя вместо 1Ш = -^-

,получим

$«£[(/+

j ) -Ccosep + -j- c o s p ] .

{Щ

С целью удобного

вычисления перемещений S вводится

поня­

тие безразмерного перемещения поршня

-

Г

По формуле

(44) составляются таблицы

перемещений s для R= I

и различных

значений

Л

. Вычисление

перемещения

S

для

любого

радиуса

R

осуществляется умножением

табличного

значения

s

на

величину

R .

Для теоретического анализа ускорений поршня

у

=

5

выра­

жение

(44)

является

неудобным,

так как в него

входят

два

а р г у ­

мента

( |

и

|Ь , связанные между собой

теоремой синусов.

Как

было показано в § 6,

движение

поршня

является

периодическим,

но не

гармоническим. Перемещение S

может быть

представлено

сходящимся

тригонометрическим

рядом

в,зависимости

от

угла

q>

и параметра

Л . С достаточной для целей практики

точностью

значение

S

выражается

двумя первыми

членами

ряда:

КВШ, и определяются

параметрами

#

,

І ш

и

с .

В

смещенном

КПШ верхнее и нижнее

начало

отсчета

не

совпадают

с

в . м . т .

и н.м.т.

Схема центрального

КШ

с

прицепным

шатуном

представлена на

р и с . 2 1 6 . Кинематические

зависимости

такого

механизма

опреде ­

ляются радиусом

кривошипа

R

,

радиусом

прицепа

г

,

длиною

главного шатуна

і ш

, длиною прицепного

шатуна

I

,

углом

р а з ­

вала цилиндров

у и

углом

прицепа

J, .

КШМ с прицепным

шатуном

может быть

и дезаксиальным.

КПШ

с прицепным иатуном является

частным

случаем звездообразных

свой

угол

прицепа

. Радиусы

прицепов

всех шатунов

обычно

одинаковы.

Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

Схема сил, действующих в центральном кривошипно-шатунном

механизме

в

такте расширения

г а з о в ,

представлена

на р и с . 2 2 .

Равнодействующая

сил

давления газов

Рг

, действующая

на

поршень, раскладывается

в

двигателе

на

силу

сжатия шатуна

Рш

и нормальную к зеркалу цилиндра

силу

Рп

,

обуславливающую

износ поршня и цилиндра. Сила сжатия шатуна

Рш

передается

через нижний шатунный подшипник кривошипу коленчатого

в а л а .

Приложим к оси коленчатого вала две взаимно

уравновешивающиеся

силы

Рш

, действующие параллельно оси шатуна. Пара сил

Рш

на

плече

I

создает крутящий

момент

Мкр

,

уравновешиваемый

реак­

цией внешней нагрузки на коленчатый

в а л .

Сила Рш

давления

на

коренную

опору

коленчатого

вала

может быть

разложена

на

силу

Рг

,

прижимающую коленчатый

вал

к коренному

подшипнику,

и

силу

Рп

. Сила

Рг

уравновешивается

±лвнодѳйствующей

давления

г а ­

зов на крышку цилиндра. Таким образом, под

действием

силы

Рг

остов кривошипно-татунного механизма работает на растяжение.

Пара

сил

Рп

на плече

H

создает опрокидывающий

момент

М0 ,

который гасится реакцией опоры двигателя на

раму

а г р е г а т а , п р и ­

водимого

двигателем. Момент

M

реакции

нагрузки также

пере ­

дается на

раму

агрегата.

87

цилиндра,

поршень,

шатун,

кривошип,

коренную

опору

коленчатого

в а л а ,

остов

двигателя,

его

опоры)

и

не совдают внешне неурав­

новешенных сил и моментов, моменты

Мкр

и М„

создают

внутрен­

ние напряжения

в

системе

двигатель

- рама - агрегат

нагрузки,

поэтому

могут

считаться

внешне

уравновешенными.

Кроме

сил

давления

г а ­

зов

в

элементах

КШМ дейст ­

вуют

центробежная

сила

Р ц

массы

кривошипа

и

нижней

части

шатуна

и

сила

инерции

Р ц

поршня

и верхней

части

шатуна.

При

расчетах

0,6

массы шатуна относят к кри ­

вошипу

и

0,4

массы

шатуна

относят

к

поршню.

Величина

центробежной

силы

определяется

по

фор­

муле

где /77ч -

масса

кривошипа

и

0,6

массы

шатуна,

приведенные

к

р а ­

диусу

кривошипа

R;

Ci)

-

угловая

скорость

вращения

коленча­

того

вала .

Сила

инерции

Ри

посту­

пательно

двигающихся

масс

поршня

и

верхней

части

ша­

туна

направлена по

оси

ци ­

линдра

и воздействует

на

шатун,

сжимая

или

растяги -

вая е г о . Положительной

сила

Рис.22

инерции

Ри

считается

в

том

случае,

если она

сжимает

шатун. На

рис.22 сила инерции являет­

с я отрицательной,

так

как

поршень

после

в . м . т . увлекается ша­

туном вниз с ускорением.

На рис.22

сила

Р г >

Рм

.

поэтому

результирующая сила

Р

=

положительна.

88

По закону

Ньютона

сила

инерции

поступательно

двигающихся

• а с е

Рн

= та

. И з формулы

(46) следует,

что

P^=ma=/T7y'=/77/'?coî(coscp+Jlcos2y))=

^

Сила

инерции

Ри "

первого

порядка

изменяется

с

частотой

вращения

коленчатого

вала

и имеет

максимальные

значения

Ри -

= rriRÙ1

в в . м . т . и н . м . т .

(

ср = 0 и

ср =

1 8 0 ° ) .

Сила

инерции

второго

порядка имеет меньшие амплитуды в

Л

раз

по

сравнению с силами первого порядка и изменяется с частотой,

вдвое

большей.

Понятие

об уравновешенности

дизеля

Уравновешивание одноцилиндрового дизеля. В рассматриваемой

на рис.22 схеме

неуравновешенными

являются центробежная

сила

Рц

и сила инерции

поступательно

двигающихся масс Ри=Рн

+ Р/

Центробежная

сила действует во вращающейся плоскости,

вызывает

кругообразные

колебания остова

двигателя. Для анализа

этих к о ­

лебаний

в вертикальной и горизонтальной плоскостях силу

Рц

раскладывают

на вертикальную

Р

-

cosçp

и

горизонтальную

р*

s

Рц slncji

составляющие. Сила

Ри

вызывает

колебания

двигателя в вертикальной плоскости. Так как центр

масс

всей

системы

по законам механики остается в пространстве

неподвиж­

ным, то движение коленчатого вала

и поршней,

обуславливающее

силы

Р

и Ри

,

приводит к

сложным

колебаниям

в

пространстве

сил

Ри

,

Р

и массы двигателя. Таким

образом,

неуравновешен­

ные

силы

вызывают вредную вибрацию двигателя и приводимого им

а г р е г а т а .

Вибрация приводит к росту усилий в двигателе

и

уско ­

рению его износа. Для ряда потребителей заметные

вибрации не

только вредны, но и недопустимы. Поэтому предпринимаются

спе ­

циальные

конструктивные меры для уравновешивания

двигателей.

На рис . 23 представлена схема уравновешивания

одноцилиндро­

вого

двигателя . Центробежная

сила Рц

уравновешивается

силой

Рц

противовесов, специально

устанавливаемых

на щеках

колен­

чатого

вала . Эти противовесы

называют

нащечньши.

Массу

m и

противовесов

определяют в зависимости

от р а ­

диуса

R

их установки из условия: