Вопрос Давление и температу на впуске

Перед началом впуска в объеме камеры сгорания Ve находят­ся продукты сгорания, оставшиеся от предыдущего цикла, кото­рые называются остаточными газами. Заполнение цилиндра свежим зарядом (линия га на диаграмме) происходит из-за разрежения в нем, создаваемого движущимся в сторону НМТ поршнем.

Давление р_а в конце такта впуска (точка а) определяется гидравлическими потерями во впускном тракте, величина кото­рых зависит от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя (от скорости перемещения ТВС по впускному тракту и от степени открытия дроссельной заслонки). На режиме номи­нальной мощности (дроссель открыт полностью, и частота вра­щения коленчатого вала равна номинальной) р_а= (0,8... 0,9)р_о.

На температуру Та влияют теплообмен свежего заряда с эле­ментами двигателя, формирующими впускную систему и камеру сгорания, и его охлаждение за счет затрат теплоты на испарение топлива, для компенсации которых в карбюраторном двигателе осуществляется специальный подогрев ТВС во впускном трубопроводе, ОГ или горячей жидкостью из системы охлаждения. Кроме того, температура свежего заряда увеличивается вследст­вие перемешивания его с горячими остаточными газами.

На номинальном режиме в карбюраторном двигателе прева­лирует подогрев свежего заряда и Г. =320... 350 К.

II такт работы двигателя (сжатие) осуществляется при повороте кривошипа на угол фи = 180...360° (линия ас на диаграм­ме). На расчетные значения параметров рабочего тела в конце сжатия (точка с) в основном влияют их начальные значения (р_а, Та) и степень сжатия е, которая равна отношению объемов Va и Ve, т. е. e=ValVc.

Параметры окружающей среды и остаточных газов. Атмо­сферные условия принимаем следующие: = 0,1 МПа; = 288 К. Давление и температура окружающей среды: = 0,1 МПа; T_k = T₀ = 288 К. Давление и температура остаточных газов: р_r= (1.05…1,25)Р₀ или (0,78…0,95) Р_К.

Процесс впуска. Принимаем температуру подогрева свежего заряда =15°С. Плотность заряда при впуске

кг/м³,

где =287 Дж/( )—удельная газовая постоянная для воздуха. Принимаем

и м/с,

где — коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; — коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению; — средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане).

Тогда потери давления при впуске в двигатель

Давление в конце такта впуска p_a = p_k — МПа.

Коэффициент остаточных газов

Температура в конце процесса впуска

Коэффициент наполнения

24 вопрос Объемное смесеобразование

В дизелях смесеобразование происходит внутри цилиндра. Существуют также двигатели с комбинированным смесеобразо­ванием, например газодизели, в которых основная часть топлива, обычно газ, подается через впускную систему, а небольшая по­рция дизельного топлива впрыскивается в цилиндр и обеспечива­ет воспламенение.

Процессы смесеобразования в дизелях включают в себя распыливание топлива и развитие топливного факела, прогрев, ис­парение, перегрев топливных паров и смешение их с воздухом.

Смесеобразование начинается практически в момент начала впрыскивания топлива и заканчивается одновременно с концом его сгорания. Развитие и совершенство смесеобразования опреде­ляется характеристиками впрыскивания и распыливания, скоро­стями движения заряда в камере сгорания, свойствами топлива и заряда, формой, размерами и температурами поверхностей камеры сгорания, взаимным направлением движения топливных струй и заряда. Степень влияния отдельных факторов зависит от типа камеры сгорания.

• Объемное смесеобразование. Если топливо распили­вается в объеме камеры сгорания и лишь небольшая часть его попадает в пристеночный слой, то смесеобразование называют объемным. Оно осуществляется в однополостных (неразделен­ных) камерах сгорания, имеющих малую глубину и большой диаметр, характеризуемый безразмерной величиной — отноше­нием диаметра камеры сгорания к диаметру цилиндра: d/D=0,75...0,85. Такая камера сгорания располагается обычно в поршне, причем оси форсунки, камеры сгорания и цилиндра совпадают (рис.). При объемном смесеобразовании про­грев и испарение топлива происходят в основном за счет энтальпии части заряда, охваченной струями топлива. Скорость испаре­ния зависит от упругости паров топлива, а последняя помимо свойств топлива определяется температурным режимом испаре­ния, поэтому большое значение имеет распределение топлива в объеме сжатого заряда.

Важное значение имеет поверхность топливных струй, через которую происходит диффузия паров топлива в окружающий воздух. Угол рассеивания топливных струй обычно не превышает 20°. Для обеспечения полного охвата струями всего объема каме­ры сгорания и использования воздуха число распиливающих отверстий форсунки теоретически должно быть i_c=360/20 = 18.

Величина проходного сечения распиливающих отверстий fa определяется типом и размерами дизеля, условиями перед впускными органами. Она существенно влияет на продолжитель­ность и давление впрыскивания и ограничена условиями обес­печения хорошего смесеобразования и тепловыделения. Поэтому при большом количестве распыливающих отверстии их диаметр должен быть небольшим. Изготовить точно отверстия малого диаметра трудно. Сложна также эксплуатация дизеля с распыли­телями, имеющими малый диаметр сопловых отверстий. Кроме того, интенсивнее происходит уменьшение проходного сечения распиливающих отверстий из-за отложения на их поверхности кокса, поэтому целесообразно применение меньшего, чем 18, ко­личества отверстий. При этом для полного сгорания топлива воздух приводится во вращательное движение тем более интен­сивно, чем меньше количество распиливающих отверстий, так как в этом случае заряд за характерный промежуток времени, принимаемый обычно равным продолжительности впрыскивания топлива, должен повернуться на больший угол. Достигают этого применением винтового или тангенциального впускного каналов, а также экранированием впускного клапана или его седла (рис.). Если ось потока воздуха, поступающего в цилиндр, не пересекает, оси цилиндра, то создается вращательное движение всего заряда. Тот же эффект в случае двухтактных дизелей до­стигается тангенциальным направлением осей продувочных окон.

Для четырехтактных дизелей наиболее эффективно исполь­зование винтовых каналов. Определенные трудности при этом связаны с обеспечением идентичности формы и расположения винтовых каналов в процессе производства. При эксплуатации следует принимать меры к предупреждению накопления замет­ных отложений на стенках каналов.

Заряд в цилиндре и камере сгорания движется по сложным пространственным траекториям. На характер движения заряда влияет переменная скорость перемещения поршня и перетекания заряда из объема над вытеснителем. Наибольшее влияние на процессы объемного смесеобразования оказывает тангенциаль­ная составляющая скорости заряда w_t, направленная по касатель­ной к окружности камеры сгорания. Другие составляющие малы, и их влияние невелико. Величина СО, растет от центра к периферии, т. е. заряд вращается «как твердое тело». Над вытеснителем СО, убывает к периферии.

Создание вращательного движения заряда при впуске приво­дит к снижению времени сгорания. Увеличение максимального значения танген­циальной скорости.

25 Коэффициент остаточных газов и факторы….

После завершения процесса газообмена цилиндр заполняет рабочая смесь, состоящая из ОГ и свежего заряда, оставшегося в цилиндре после закрытия впускных и выпускных органов.

• Параметры процессов газообмена. Качество очист­ки цилиндра от продуктов сгорания характеризуется отношением количества молей остаточных газов М_г к количеству молей свежего заряда М_1ц, заполнившего цилиндр после завершения про­цесса впуска; это отношение называют коэффициентом остаточ­ных газов:

коэффициент остаточных газов — отношение числа молей Мr газов, оставшихся в цилиндре от предыдущего цикла, к числу молей Мr свежего заряда, поступившего в цилиндр в процессе впуска: =Mr/M 1 = 0,03... 0,06;

- Если для четырехтактного ДВС принять, что процесс выпус­ка заканчивается в ВМТ, то

где р, и Т_г — соответственно абсолютное давление, Па, и аб­солютная температура, К, остаточных газов; F_c — объем камеры сгорания; 8314 — универсальная газовая постоянная, Дж/(кмоль . К).

Итак, все факторы, способствующие увеличению давления р_р (сопротивление выпускного клапана и системы выпуска) или понижению температуры Т, (состав смеси, степень расширения, теплоотдача при сгорании и расширении), обусловливают рост у.

Если учесть, что F_c= Р*/(е — 1), то, следовательно, чем боль­ше е, тем меньше у. Это главная причина, из-за которой у у дизе­лей значительно меньше, чем у двигателей с искровым зажигани­ем. У двухтактных двигателей из-за несовершенства процесса продувки-наполнения величина у имеет относительно высокое значение (см. табл. 3.1).

Коэффициент остаточных газов

Вопрос

Классификация регуляторов частоты вращения. Двигатели с искровым зажиганием, как правило, не имеют регу­лятора или на них устанавливаются предельные регуляторы (огра­ничители) частоты вращения. Эти регуляторы срабатывают по­сле повышения и>Пн (рис. 5.39, а). Автотракторные дизели обо­рудуют всережимными и двухрежимными регуляторами. На рис. 5.39, б, в, г приведены их скоростные характеристики при различ­ных положениях педали (рычага) управления. Позиция 1 соответ­ствует полному нажатию на педаль, позиции 2...S — частичному. На дизелях тракторов, дорожных машин и многих грузовых автомобилей устанавливают всережимные регуляторы, которые воздействуют на регулирующий орган на всех эксплуатационных частотах вращения (рис. 5.39, б). Регуляторы, обеспечивающие ограничение по максимальной и минимальной частоте вращения, называют двухрежимными (рис. 5.39, в). Двухрежимные регуля­торы не воздействуют на рейку топливного насоса в основном диапазоне режимов между и₂ и и_э (рис. 5.39, в). Скоростные характеристики в этом диапазоне режимов могут быть улучшены при использовании всережимных регуляторов с пологим протека­нием скоростных характеристик (рис. 5.39, г). Двигатели, исполь­зуемые для привода электрогенераторов, комплектуются, как правило, однорежимными прецизионными регуляторами, позво­ляющими поддерживать заданную частоту вращения в достаточ­но узких пределах.

п, л, п

Узел регулятора, измеряющий отклонение регулируемого параметра (частоты вращения), называется чувствительным

Рис. 5.39. Скоростные характеристики двигателей, оборудованных различными

а - предельным; б - всережимным; в - двухрежимным; г - всережимным с пологим протекани­ем скоростных характеристик

элементом. В тех случаях, когда чувствительный элемент непо­средственно связан с регулирующим органом двигателя (рейкой топливного насоса или дроссельной заслонкой карбюратора), регулятор называется регулятореjm прямого действия. Если меж­ду чувствительным элементом и регулирующим органом двига­теля включается усилительный элемент, регулятор называют ре­гулятором непрямого действия. В автотракторных двигателях используются регуляторы прямого действия.

Наибольшее распространение в настоящее время получил механический чувствительный элемент центробежного типа. Ре­гуляторы частоты вращения в этом случае называют механичес­кими. Могут использоваться также пневматические, гидравличес­кие и электрические чувствительные элементы, тогда соответст­венно регуляторы называют пневматическими, гидравлическими и электрическими (электронными). Применение электрических чувствительных элементов позволяет включить регулятор часто­ты вращения в комплекс электронной системы управления двига­телем.

Схемы регуляторов частоты вращения. Упрощен­ная схема всережимного регулятора частоты вращения приведена на рис. 5.40, а. На установившемся режиме центробежная сила грузов 4 уравновешивается натяжением пружины 1, задаваемым рычагом управления 5. При увеличении частоты вращения грузы 4 перемещают муфту 3 влево и передвигают рейку 6 топливного насоса в сторону уменьшения цикловой подачи V_v Уменьшение подачи топлива приводит к .уменьшению частоты вращения и поддержанию ее в заданном диапазоне. Снижение частоты вращения приводит к перемещению рейки 6 под действием пру­жины 1 в сторону увеличения цикловой подачи и, следовательно, увеличению частоты вращения и поддержанию ее в заданном диапазоне.

Вопрос Поршневые кольца

Поршневые кольца(рис. 14, а) по назначению и конструктив­ному исполнению делят на компрессионные и маслосъемные

Рис. 14. Поршневые кольца:

а — типы колец: б — форма замков колец; А — компрессионное; Б — маслосъемное; В — кольцо-расширитель; 1—канавка мас-лосъемного кольца; 2 — прорезь в масло-съемном кольце; 3 — замок кольца; 4 — вы­точка в компрессионном кольце; — косой замок; — прямой замок; — стопорный винт

Компрессионные кольца уплот­няют поршень в цилиндре, предотвращая прорыв газов из него в картер двигателя, и от­водят теплоту. Маслосъемные кольца применяют для снятия лишнего масла со стенок ци­линдра.

Компрессионные кольца устанавливают в канавках уплот­няющей части поршня. Они должны быть упругими, чтобы плот­но прилегать к стенкам цилиндра по всей окружности. Диаметр кольца в свободном состоянии несколько больше диаметра цилиндра, и в одном месте оно разрезано. Место разреза поршне­вого кольца называют замком. На рисунке 14,б показаны раз­личные конструкции замков. Наибольшее распространение по­лучили прямые замки, поскольку они наиболее просты в изго­товлении и надежны в эксплуатации. Торцевые поверхности ко­лец шлифуют.

После установки в цилиндр поршня с кольцами последние вследствие пружинящих свойств материала оказывают на стен­ки цилиндра равномерное давление. При этом в замке сохра­няется зазор 0,4... 0,6 мм, благодаря которому допускается удлинение колец при нагревании.

При тактах сжатия и расширения некоторое количество га­зов под большим давлением проникает через зазоры в простран­ство между канавкой поршня и кольцом. Под давлением этих газов кольца плотнее прижимаются к поверхности цилиндра ,обеспечивая герметичность надпоршневого пространства.

Материал для поршневых колец должен обладать высокой износостойкостью при хорошей обрабатываемости, достаточной: механической прочностью и упругостью, а также обеспечивать минимальную изнашиваемость поверхности цилиндра. В качест­ве такого материала применяют легированные чугуны. Чтобы повысить износостойкость первого (верхнего) компрессионного кольца, работающего в наиболее тяжелых температурных усло­виях и воспринимающего наибольшее давление газов при недо­статочном смазывании, его подвергают пористому хромирова­нию. Для уменьшения утечки газов замки при установке поршня в цилиндр располагают по окружности под углом 120° один от другого.

Для обеспечения устойчивости кольца против радиальных виб­раций, долговечности и технологичности наиболее приемлемыми являются эпюры давлений кольца, имеющие грушевидную или эллипсообразную форму с повышенным давлением у замка. Для описания эпюры давлений кольца по его периметру используют коэффициент С

Надежное уплотнение поршня в цилиндре будет только тогда, когда компрессионное кольцо хотя бы с неболь­шой силой Р_у упругости прижимается по всей поверхности к зеркалу цилиндра. Это прижатие усиливается давлением га­зов, проникающих под кольцо. В зависимости от силы прижа­тия кольца к зеркалу цилиндра различают кольца с круговой, эллипсной и грушевидной эпюрами давлений. В тракторных двигателях применяют кольца с грушевидной эпюрой давления и наибольшим давлением у замка (рис. 145).

б г

Рис. 145. Схемы для расчета поршневых колец

В процессе работы кольца подвергаются действию высокой температуры газов и изнашиваются вследствие трения о стенки цилиндра. В особенно тяжелых условиях работает первое уплотнительное кольцо. В связи с этим применяют кольца специ­альной конструкции (трапециевидные, противоизносные состав­ные) с различными покрытиями и др.

В качестве материалов для поршневых колец применяют чугуны марок СЧ25, СЧ24 и специальные.

Основные конструктивные соотношения размеров колец при­ведены ниже.

Радиальная толщина кольца:

компрессионного t= (0,040... 0,045) D_ц

маслосъемного t= (0,038... 0,043) D_ц

Высота кольца b_к=3...5 мм
Разность между зазорами в замке кольца

в свободном и рабочем состоянии S₀= (3,2...4,0)t

Радиальный зазор между кольцом и канавкой поршня:

компрессионным =0,70...0,95 мм
маслосъемным =0,9...1,5 мм
Диаметр отверстий для отвода масла d_м = (0,3...0,5)b
Зазор в замке в свободном состоянии = (0,10...0,12)£)_ц
Торцевой зазор между кольцом и плоско­стью прилегания в канавке = 0,04...0,2 мм

В процессе расчета на прочность определяют давление коль­ца на стенку цилиндра, напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии и при надевании его на поршень.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра

где выбирают из соотношений, указанных выше; — диаметр цилиндра; Е — модуль упругости материала кольца (для серого чугуна Е= _; для легированного чугуна Е=1,2*10⁵ МПа; для стали Е= (2.. .2,3) 10⁵ МПа).

Допускаемые значения среднего давления [р_ср] на стенку: для компрессионных колец — 0,1...0,4 МПа; для маслосъёмных колец — 0,2...0,7 МПа.

Максимальное напряжение изгиба в сечении кольца проти­воположном замку для рабочего состояния

Допускаемые напряжения изгиба для рабочего состояния [ ]=200...350 МПа.

Наибольшее напряжение изгиба при надевании кольца на поршень

,

где m — коэффициент, характеризующий способ надевания кольца на поршень; m— 1—при надевании вручную; m = 2 — при надевании с помощью щипцов.

Допускаемые напряжения изгиба при надевании кольца [ ]=350...500 МПа.

Расчетные режимы двигателя

§ 1. Основные принципы расчета и расчетные режимы

Расчету деталей двигателя на прочность пред­шествуют расчеты рабочего процесса и динамический, в про­цессе которых определяются основные параметры двигателя и действующие в нем силы. В зависимости от назначения дви­гателя и заданной мощности принимают: диаметр D_ц (м) и ход S(м) поршня, длину L_ш (м) шатуна, радиус R (м) кри­вошипа и другие данные, которые рассчитать невозможно.

Для расчета деталей на прочность необходимо определить все силы и моменты, которыми нагружаются те или иные дета­ли. Так как силы и моменты, нагружающие детали, переменны как по значению, так и по направлению, то при расчетах дета­лей на прочность принимают во внимание самые неблагоприят­ные условия.

В качестве основных расчетных принимают следующие три режима работы двигателя, при которых детали работают в наиболее тяжелых условиях.

1. Режим максимального вращающего момента M_g.max при соответствующей частоте вращения , когда давление газов в конце процесса сгорания (при расчетах принимают в ВМТ) достигает наибольшего значения Р_{z max.} Действием инерционных нагрузок пренебрегают, создавая тем самым условную перегрузку. Такая временная перегрузка возможна при пуске двигателя.

2. Режим максимальной мощности N_eн и номинальной частоты n_н вращения коленчатого вала, при котором учитывается действие сил от давления газов и инерции. Этот режим наиболее часто принимают как расчетный (особенно для высокообо­ротных дизелей с камерой сгорания в поршне, работающих с наддувом). Кроме этого, его используют при расчете деталей на усталостную прочность и для определения среднего давления при расчете трущихся деталей.

3. Режим максимальной частоты вращения n_х.mах коленчато­го вала при работе двигателя на холостом ходу. При этом режиме силы инерции достигают максимальных значений, а дав­ление газов незначительно и им пренебрегают. Для дизе­лей n_х.mах =(1,04…1,07) n_н .

Выбор расчетных режимов еще не гарантирует точного оп­ределения нагрузок, напряжений и деформаций, возникающих в деталях. Переменные нагрузки часто приводят к разрушению деталей, несмотря на то, что они удовлетворяют требованиям расчета на прочность для статических нагрузок. В данном слу­чае детали разрушаются из-за недостаточной усталостной проч­ности металла.

В расчетах трудно назначить допускаемые напряжения, на значения которых влияет конструктивная форма детали, состоя­ние поверхности, технология изготовления, термообработка, вид посадки, зазоры, натяги и др. Несмотря на это, существующие расчеты на прочность позволяют с достаточной точностью оп­ределять напряжения и деформации, которые в дальнейшем сравнивают с расчетными значениями напряжений в деталях, успешно работающих в эксплуатации.

Большинство основных деталей двигателя рассчитывают на статическую прочность от действия постоянной максимальной нагрузки. За предельные напряжения принимают пределы: проч­ности и — для деталей из хрупких материалов; текучести и — для деталей из пластических материалов.

При действии циклических нагрузок детали рассчитывают на усталостную прочность. При этом возникающие напряжения изменяются по симметричному и асимметричному циклам. В ка­честве основных характеристик циклов приняты максималь­ное , минимальное , среднее и амплитудное на­пряжения.

При расчете на усталостную прочность за предельные харак­теристики прочности принимают пределы выносливости (уста­лости), которые для симметричного цикла обозначают через при деформации изгиба, при растяжении — сжатии и при кручении, а для асимметричного цикла — через и . В этом расчете используют также характеристики предела те­кучести и . материала детали.

Запас прочности деталей рассчитывают с учетом всех факто­ров по известным формулам курса «Сопротивление материа­лов».

В процессе расчетов часто определяют не геометрические размеры деталей, а напряжения, возникающие в деталях от действия нагрузок. Поэтому, прежде чем приступить к расчету деталей на прочность, необходимо конструктивно отработать двигатель. Только после этого можно найти напряжения в дета­лях и сравнить их с допускаемыми, полученными на основе ста­тистического материала, или выяснить запас прочности и срав­нить его с запасом прочности аналогичной работоспособной де­тали двигателя-прототипа.

Вопрос