А.С. Березин Транспортные двигатели

41

КПД возрастает в основном вследствие увеличения η t из-за уменьшения теплоемкостей продуктов сгорания (Pис. 16). C уменьшением α (при увеличении нагрузки) индикаторный КПД понижается и особенно резко при значениях α , приближающихся к единице. Наибольшая мощность двигателей по нагрузочной характеристике получается при максимальном значении величины η i /α , определяющей качество протекания рабочего процесса. У дизелей Nemax достигается при зна-

чении α , несколько большем единицы (α =1,05÷ 1,10). Однако уже при уменьшении коэффициента избытка воздуха ниже значения α min =1,25÷ 1,6, зависящих от типа камеры сгорания, способа смесеобразования, сгорание ухудшается, вследствие резко возрастающей неоднородности смеси и недостатка воздуха в отдельных зонах камеры.

Ухудшение процесса горения наглядно проявляется в увеличении дымности отработавших газов, сопровождается резким ухудшением экономичности, перегревом двигателя и нагарообразованием. Вследствие этого, длительная работа дизелей на режимах, близких к режиму максимальной мощности, т.е. при (η i /α )max, не допусти-

ма. Для предотвращения черезмерного обогащения смеси, максимальную цикловую подачу топлива ограничивают установкой специальных упоров рейки, так как топливные насосы изготавливаются обычно с запасом по производительности.

Качественное регулирование мощности дизелей (отсутствие дросселирования на впуске в отличие от карбюраторных двигателей), возможность работы на бедных смесях и высокие степени сжатия определяют существенно большую экономичность рабочего процесса дизелей, особенно на режимах частичных нагрузок (до20÷ 30%), в сравнении с карбюраторными двигателями.

Примерный характер изменения основных показателей дизеля по нагрузочной характеристике показан на рис.16 а,б.

Характер изменения кривой удельного эффективного расхода топлива определяется величиной, обратной произведениюη iη м :

В связи с этим, кратко рассмотрим зависимости и от нагрузки. Увеличение количества подаваемого топлива с увеличением нагрузки, а также некоторые снижения η v приводят к уменьшению α и, сле-

42

довательно, снижению индикаторного КПД. Некоторое увеличение η i

с увеличением нагрузки возрастает, так как абсолютная величина индикаторной мощности, затрачиваемой на механические потери, N м

изменяется незначительно, ее относительная величина - N м / N i по мере увеличения N i снижается.

Рассматривая изменения удельного/эффективного расхода топлива (см. рис. 1 а,б), можно увидеть, что резкое уменьшение при переходе от холостого хода к малым нагрузкам обусловлено в начале одновременным увеличением механического и индикаторного КПД.

Дальнейшее увеличение нагрузки приводит к уменьшению η i ,

но более резкое возрастание механического КПД продолжает обеспечивать плавное снижение удельного расхода топлива. Очевидно значение ge min (точка 1 на рис. 1, а) будет получено при нагрузке, когда

произведение η iη м станет максимальным: величина α при этом нахо-

дится в пределах 1,6 - 1,8. При увеличение нагрузки от точки 1 удельный расход топлива на участке 1-2 плавно возрастает, вследствие более значительного уменьшения α и, следовательно, ухудшения условий смесеобразования и сгорания. Это приводит к возрастающей неполноте сгорания, увеличению догорания на линии расширения и увеличению дыма в отработавших газах. Точка 2 характеристики называется предельной по началу дымления и соответствует достижению минимально допустимого значения коэффициента избытка воздуха α = 1,2÷ 1,5, при котором дымление находится в допустимых пределах (отработавшие газы прозрачны).

Дальнейшая форсировка дизеля от точки 2 (участка 2-3 рис. 16 а) путём увеличения подачи топлива хотя и приводит к некоторому увеличению мощности, но сопровождается резким падением экономичности, перегревом двигателя, появлением чёрного дыма в отработавших газах, что является следствием резкого ухудшения процесса сгорания при уменьшении α ниже допустимых минимальных пределов α min . Точка 3 соответствует достижению максимальной мощности на

43

данном скоростном режиме, т.е. условию, когда фактор η i /α имеет

максимальное значение и величина α близка к единицы. Длительная эксплуатация дизеля на этом режиме, вследствие отмеченных ранее причин, невозможна без снижения долговечности и надежности работы. По этому предельно допустимая нагрузка ( Neном ) ограничивается

точкой начала дымления (точка 2), которая ориентировочно может быть определена по нагрузочной характеристике путём касания луча, проведённого из начала координат кривой ge . В точке 2 отношение

ge / N e или ge / Pe достигает минимума.

Следует отметить, что получение участка 2-3 характеристики на серийных двигателях невозможно из-за наличия упора рейки.

3. ПОРЯДОК ВЫПОЛНЕНИЯ РАБОТЫ

После прогрева двигателя одновременным плавным регулированием подачи топлива (перемещением рейки) и скорости (регулировкой тормоза) выводят двигатель на максимальное значение крутящего момента при выбранном скоростном режиме. Полученный режим работы, очевидно, будет соответствовать максимальной мощности двигателя при заданной скорости.

Через некоторое время, достаточное для стабилизации теплового состояния и скоростного режима двигателя, производят замеры: усилия на весах тормоза Pвес , времени τ расхода заданной дозы топлива

∆ Gt , часового расхода воздуха Gв (показания дифференциального

манометра). Далее переходят к следующему режиму, уменьшая цикловую подачу топлива перемещением рейки топливного насоса и одновременно поддерживая регулировкой тормоза прежнюю заданную скорость. После стабилизации теплового состояния и скоростного режима производят необходимые замеры. Так, последовательно уменьшая цикловую подачу топлива и сохраняя постоянной заданную скорость двигателя, получают 6-8 точек характеристики. В области нагрузок от Nemax до 60% Ne замеры следует производить более час-

то, т.е. при небольшом интервале изменения мощности, с целью более точного выявления зоны минимального удельного расхода топлива. Минимальные нагрузки обычно ограничиваются 15-20% мощности на данном скоростном режиме.

По результатам измерений вычисляют основные показатели ра-

44

бочего процесса и строят нагрузочную характеристику, на которой определяют характерные точки: gemin , Gtx .x , Gtmax .

4. ТРЕБОВАНИЯ К ОТЧЕТУ

Отчет должен содержать протокол испытаний с результатами измерений и расчетов, а также графики на миллиметровой бумаге размером 210х297 мм.

5.KOHTPOЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

1.Что называют нагрузочной характеристикой дизеля ? Какие характерные точки, можно отметить на этой характеристике ?

2.Что такое качественное регулирование мощности, как оно осуществляется ?

3. Каковы пределы изменения α у дизелей по нагрузке ?

4.Объясните характер изменения основных показателей рабочего процесса (Gt , ge , α , η v , η i , η м ) по нагрузочной характеристике.

5.Что такое предел дымления и как он может быть определён

по нагрузочной характеристике; каковы при этом значения

α min ?

6.Чем объясняется резкое ухудшение экономичности дизеля (повышение ge ) в области малых нагрузок ?

7.Чем объясняется лучшая экономичность дизелей по сравнению с карбюраторным двигателями ?

8.Какова методика снятия нагрузочной характеристики дизеля на стенде ?

45

Лабораторная работа № 6

МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ ДВИГАТЕЛЯ

6.1. ЦЕЛИ И СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Цели работы - закрепление материала лекций по теории рабочих процессов автомобильных двигателей, экспериментальное определение механических потерь карбюраторного двигателя.

После изучения теоретических положений, изложенных ниже, запускают двигатель и после прогрева устанавливают скоростной и нагрузочный режим по указанию преподавателя. Методом отключения цилиндров определяют мощность механических потерь и механический КПД двигателя. По результатам испытаний оформляют отчет. Работа рассчитана на 2 часа.

6.2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Механические потери двигателей внутреннего сгорания (условно включающие затраты мощности на привод вспомогательных агрегатов н насосные потери) значительны и на номинальном режиме работы составляют 15-25% индикаторной мощности. Сложность причин, приводящих к возникновению механических потерь, не дает возможности получить исчерпывающее аналитическое решение вопроса по определению мощности потерь, и все имеющиеся методы расчета их являются ориентировочными.

Существующие методы экспериментального определения механических потерь в двигателях могут быть разделены на следующие группы:

1.Определение суммарной мощности механических потерь или механического КПД двигателя.

2.Выделение и исследование отдельных составляющих мощности механических потерь.

Методы определения суммарной мощности механических потерь

имеханического КПД можно разделить на косвенные и прямые. При косвенных методах механические потери или механически КПД определяются по величинам индикаторной и эффективной мощности двигателя, а при прямых - проворачиванием коленчатого вала двига-

46

теля посторонним источником энергии, выключением отдельных цилиндров, работающего двигателя или выбегом двигателя с определенного режима работы.

6.2.1.Метод сопоставления индикаторной

иэффективной мощности

Этот метод можно считать наиболее старым и известным. Широкому применению этого метода препятствуют чисто технические трудности, связанные с необходимостью индицирования всех цилиндров многоцилиндрового двигателя. Применяемое, как паллиатив, индицирование одного "среднего" по показателям цилиндра, вследствие неравномерности работы цилиндров, приводит к большим погрешностям.

Если предположить для простоты вычислений, что индикаторные мощности всех цилиндров двигателя одинаковы и равны N iц и

притом определены с одинаковой абсолютной погрешностью ∆ N iц ,

Таким образом, при сделанных предположениях (которые на практике реализовать почти невозможно) относительная погрешность определения индикаторной мощности δ N i практически тожде-

ственна относительной погрешности определения индикаторной мощности одного цилиндра δ N iц .

Если эффективная мощность двигателя равна N e , то абсолютная

а относительная погрешность ее измерения:

47

Так как механический КПД двигателя довольно низок (η м = 0,75

– 0,85), то погрешность определения мощности механических потерь δ N м будет высока даже при самом тщательном индицировании и

определении эффективной мощности двигателя. Приняв δ N iц = ± 2% и δ N e = ± 1% что близко к практически достижимому минимуму, для

величины мощности механических потерь данный метод, использующий разность двух близких величин, непригоден.

Более точно определяется этим методом механический КПД

нических потерь целесообразно определять, пользуясь величиной механического КПД двигателя и результатами его индицирования:

Таким образом, погрешность δ N м = ± 5% . Несмотря на некото-

рое усложнение обработки результатов измерений, их точность в данном случае будет вдвое - втрое выше, чем в предыдущем методе. К сожалению, технические трудности индицирования многоцилиндрового двигателя препятствуют широкому применению этого метода.

48

6.2.2. Метод выключения цилиндров

Данный метод наиболее прост и широко применяется при определении механических потерь карбюраторных двигателей и дизелей с насос – форсунками. Применительно к дизелям с топливоподающей аппаратурой разделенного типа при использовании метода выключения цилиндров требуется изготовлять специальные приспособления. В связи с этим для таких дизелей мощность механических потерь обычно определяется проворачиванием вала двигателя от постороннего источника.

Метод определения мощности потерь выключением цилиндров крайне прост и состоит в том, что индикаторная мощность отключенного цилиндра

где N e(i ) и N e(i− 1) - эффективные мощности соответственно при i и

(i - l) работающих цилиндрах, определяемые по динамометру тормозного стенда; i - число цилиндров двигателя.

Следует заметить, что это выражение представляет собой разность двух близких величин, поэтому, несмотря на высокую точность измерения индикаторной мощности отдельных цилиндров методом их отключения, погрешность будет значительной. Допуская, что

а индикаторные мощности всех цилиндров будут одинаковыми, получим, что погрешность определения индикаторной мощности отдельного цилиндра

пропорциональна числу цилиндров. Принимая для современных двигателей i = 4 ÷ 12, η м = 0,75 – 0,85 и δ N e(i ) = ± 1% , будем иметь

δ N iц = ± (6 ÷ 20)% , т.е. много выше, чем при всяком индицировании.

Так как абсолютная величина мощности механических потерь при использовании метода отключения цилиндров:

49

то данный метод эквивалентен рассмотренному выше, с той разницей, что не требуется индицирования отдельных цилиндров двигателя. Но тогда погрешность определения мощности механических потерь будет определяться выражением, аналогичным для рассмотренного выше метода, т.е.

цилиндров, в котором дважды используется разность двух близких величин, крайне неудовлетворительна. Но следует также учесть и влияние довольно грубых допущений, положенных в основу метода выключения цилиндров. Предполагается, во-первых, что индикаторная мощность каждого из работающих цилиндров двигателя не изменяется при выключении одного из них; во-вторых, что мощность механических потерь каждого цилиндра не меняется при его выключении. Что касается первого допущения, то оно является сомнительным, в связи с тем, что на режиме работы с выключенным одним цилиндром существенно изменяется наполнение действующих цилиндров. При этом как у дизелей (особенно на режимах работы, близких и номинальному), так в особенности у двигателей с внешним смесеобразованием индикаторная мощность работающих цилиндров изменяется настолько, что в некоторых случаях условная мощность механических потерь, определяемая методом выключения цилиндров, получается отрицательной.

Поэтому данный метод не может быть рекомендован для широкого применения.

6.2.3. Метод проворачивания коленчатого вала двигателя от постороннего источника энергии

Данный метод является наиболее употребительным методом определения суммарных механических потерь. Технически этот метод прост и сводится к тому, что коленчатый вал двигателя, работавшего на определенном режиме, сразу после выключения подачи топлива

50

или зажигания прокручивается балансирной электромашиной с той же скоростью. Измеренная по показаниям динамометра и тахометра мощность, затрачиваемая на проворачивание вала, отождествляется с мощностью механических потерь.

Температурное состояние трущихся деталей двигателя заметно влияет на работу трения и мощность механических потерь, поэтому при проворачивании вала двигателя (и других способах определения механических потерь) особую важность приобретает поддержание определённого температурного режима двигателя. Обычно температурный режим двигателя контролируется по температуре охлаждающей жидкости (или воздуха), а также масла. Несоблюдение этого условия может привести к грубым погрешностям измерений.

При использовании метода проворачивании коленчатого вала погрешности определения механических потерь возникают вследствие изменения:

-режима работы и потребления мощности у некоторых из агрегатов двигателя (топливного насоса высокого давления; отчасти механизма газораспределения и т.п.);

-работы насосных ходов ;

-режима и мощности трения трущихся деталей.

Погрешности, вносимые первым источником, являются несущественными, так как работа большинства агрегатов и систем двигателя при переходе от рабочего режима на проворачивание не изменяется и мощность этих агрегатов составляет незначительную часть мощности механических потерь. Следовательно, эти погрешности могут не приниматься во внимание.

Погрешности от второго и третьего источника более значительны, ибо как характер протекания насосных ходов, так и режим трения некоторых деталей двигателя существенно изменяется.

Изменение характера протекания насосных ходов вызывается тем, что при проворачивании отсутствует свободный выпуск газов, и поэтому в процессе выпуска участвует значительно (в 3-4 раза) большее количество рабочего тела, чем при нормальном рабочем процессе. Поэтому мощность насосных потерь при проворачивании гораздо (до 15-20%) выше, чем при нормальном рабочем процессе.

Однако из этого не следует, что суммарная мощность механических потерь, определенная при проворачивании, выше действительной, поскольку переход к проворачиванию сопровождается