штабе Ms. который в зависимости от величины хода поршня может быть принят 1:1, 1,5 : 1 или 2 : 1.

Отрезок OA (мм), соответствующий объему камеры сгорания:

OA = АВ/{е - 1). (132)

Отрезок zz для дизелей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты (рис. 36):

zz = OA{p-l). (133)

При построении диаграммы рекомендуется выбирать масштабы давлений Мр = 0,02; 0,025; 0,04; 0,05; 0,07 -0,10 МПа в мм.

Затем по данным теплового расчета на диаграмме откладывают в выбранном масштабе величины давлений, в характерных точках: а, с, г, г, Ь, г.

Построение политроп сжатия и расширения можно производить аналитическим или графическим методом. При аналитическом методе построения политроп сжатия и расширения (рис. 35) вычисляется ряд точек для промежуточных объемов, расположенных между V и Va и между и У по уравнению политропы рУ«« = const. Для политропы сжатия рУ" = РаУ1\ откуда

P.PaiVjy.r, (134)

где рх и Vx -давление и объем в искомой точке процесса сжатия. Отношение VjVx изменяется в пределах 1 -е. Аналогично для политропы расширения

Рис. 36. Построение индикаторной диаграммы дизеля с наддувом графическим методом

р.-Рь(Уь1У.Т-

(135)

Для карбюраторных двигателей отношение VJVx изменяется в интервале 1 - е, а для дизелей - 1 - 8.

При аналитическом методе построения диаграммы определение ординат расчетных точек политроп сжатия и расширения удобно производить в табличной форме (см. ниже табл. Ю).

Соединяя точки а и с плавной кривой, проходящей через вычисленные и нанесенные на поле диаграммы точки политропы сжатия,

а точки гиб - кривой, проходящей через точки политропы расширения, и соединяя точки с с г, а 6 с а прямыми линиями (при построении диаграммы дизеля точка ссоединяется прямой линией с точкой z, а г -с г -см. рис. 36), получаем расчетную индикаторную диаграмму (без учета насосных ходов). Процессы выпуска и впуска принимаются протекающими при р = const и У = const (прямые Ы, 1г, гг" и г"а -см. рис. 33 и 34).

При графическом методе, по наиболее распространенному способу Брауэра политропы сжатия и расширения строят следующим образом (рис. 36).

Из начала координат проводят луч ОС под произвольным углом а к оси абсцисс (для получения достаточного количества точек на политропах рекомендуется брать а = 15°). Далее из начала координат проводят лучи 0D иОЕ под определенными углами Pi и к оси ординат. Эги углы определяют из соотношений

tgPi = (l+tga)«-l; tgP2 = (H-tga)-l. (136)

Политропу сжатия строят с помощью лучей ОС и 0D. Из точки с проводят горизонталь до пересечения с осью ординат; из точки пересечения - линию под углом 45° к вертикали До пересечения с лучом 0D, а из этой точки - вторую горизонтальную линию, параллельную оси абсцисс. Затем из точки с проводят вертикальную линию до пересечения с лучом ОС;- из точки пересечения - под углом 45° к вертикали линию до пересечения с осью абсцисс, а из этой точки - вторую вертикальную линию, параллельную оси ординат, до пересечения со второй горизонтальной линией. Точка пересечения этих линий будет промежуточной точкой 1 политропы сжатия. Точка 2 находится аналогичным путем при выборе точки 1 за начало построения.

Политропу расширения строят с помощью лучей ОС и ОЕ, начиная от точки г, аналогично построению политропы сжатия.

Полученные диаграммы (рис. 35 и 36) являются расчетными индикаторными диаграммами, по которым можно определить

pi = FMp/AB, (137)

где F -площадь диаграммы ас{г)гЬа, мм; Мр - масштаб давлений (МПа в мм); АВ - отрезок, мм.

Значение рь полученное по формуле (137), должно быть равно значению рь полученному в результате теплового расчета.

Действительная индикаторная диаграмма acc"zb"ra отличается от расчетной, так как в реальном двигателе за счет опережения зажигания или впрыска топлива (точка с) рабочая смебь воспламеняется до прихода поршня вв. м. т. (точка/) и повышает давление в конце процесса сжатия (точка с"). Процесс видимого сгорания происходит при изменяющемся объеме и протекает по кривой с"гд,.а не по прямой CZ, для карбюраторных двигателей (рис. 35) или по прямым сг и zz для дизеля (рис. 36); открытие выпускного клапана до прихода поршня в и. м. т. (точка Ь) снижает давление в конце расширения (точка Ь", которая обычно располагается между точками

b и a). Для правильного определения местоположения указанных точек необходимо установить взаимосвязь между углом ф поворота •коленчатого вала и перемещением поршня s. Эта связь устанавливается на основании выбора длины шатуна Ьц, и отношения радиуса кривошипа R к длине шатуна X = ЯИщ. Порядок выбора L, определения X и установления взаимосвязи между ф и приведен в гл. VI.

По индикаторной диаграмме для проверки теплового расчета и правильности построения диаграммы асс"гфЬ"а определяется

р. = FMp/AB, (138)

где F - площадь диаграммы acc\bb"a.

Глава IV

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ И ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ § 16. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ \

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности ана литическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя, а также проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя.

В данном учебном пособии основное внимание уделено расчету вновь проектируемого двигателя. В связи с этим приводятся основные положения, необходимые для выбора исходных параметров, которые используются при выполнении как теплового, так и последующих расчетов двигателя.

Мощность и частота вращения коленчатого вала. При расчете двигателя величиной номинальной мощности обычно задаются или ее определяют с помощью тяговых расчетов. Номинальной мощностью Ng называют эффективную мощность, гарантируемую заводом-изготовителем для -определенных условий работы. В автомобильных и тракторных двигателях номинальная мощность равна максимальной мощности при номинальной частоте вращения коленчатого вала. Выбор или задание номинальной мощности определяется прежде всего назначением двигателя (для легкового или грузового автомобилей, трактора); его типом (карбюраторный, газовый, дизель); условиями эксплуатации и т. д. Мощность современных автомобильных и трак-торцых двигателей колеблется в очень широких пределах - 15- 500 кВт.

Другим важнейшим показателем двигателя является частота вращения коленчатого вала, характеризующая тип двигателя и его динамические качества, На протяжении длительного времени существовала тенденция/ по!й>1шения частоты вращения коленчатого вала. Результатом этого являлось снижение основных размеров двигателя, его веса и габаритов. Однако с увеличением частоты вращения возрастают инерционные силы, ухудшается наполнение цилиндров, возрастает токсичность продуктов сгорания, повышается износ деталей и узлов двигателя, снижается его срок службы. В связи с этим за

последнее десятилетие частота вращения коленчатого вала двигателей практически стабилизировалась, а ,для отдельных типов автомобильных двигателей, особенно американских, снизилась.

В настоящее время частота вращения коленчатого вала двигателей легковых автомобилей колеблется в пределах 4000-6000 об/мин и только в отдельных моделях (например, у двигателей спортивных автомобилей) превышает 6000 об/мин. Двигатели, предназначенные для грузовых автомобилей и тракторов, в целях снижения инерционных нагрузок и повышения моторесурса значительно дефорсируются по частоте вращения коленчатого вала. Тем не менее в отдельных моделях двигателей грузовых автомобилей и тракторов частота вращения коленчатого вала достигает 3000-4000 об/мин( дизели) и 4000- 4500 об/мин (карбюраторные двигатели). Частота вращения коленчатых валов современных тракторных дизелей 1500-2500 об/мин.

Число и расположение цилиндров. Выбор числа цилиндров и их расположение зависят от мощностных, динамических и конструктивных факторов. Наибольшее распространение в европейских стра- ; нах получили четырех- и шестицилиндровые автомобильные двигатели, а в Америке - восьмицилиндровые. При особо высоких требованиях к массе и габаритам число цилиндров автомобильных двигателей достигает 12 и крайне редко - 16. Тракторные двигатели обычно имеют четыре цилиндра, реже - 6 и в отдельных случаях - 12. С увеличением числа цилиндров повышаются возможности форси-ровки двигателей по частоте вращения, улучшаются пусковые качества и проще решаются вопросы уравновешенности. Однако с увеличением числа цилиндров повышаются механические потери и ухудшаются экономические показатели.

Выбор количества цилиндров во многом зависит от литража двигателя. Так, литраж четырехцилиндрового карбюраторного двигателя,обычно составляет 0,7-2,2 л и лишь отдельные модели имеют " Vji > 2,2 л. Литраж четырехцилиндровых дизелей значительно выше . и в среднем составляет 4-8 л, отдельные модели тракторных дизелей имеют 1/„>10л. Шестицилиндровые карбюраторные двигатели имеют « 2,0-5,6 л, а дизельные - до У„ 20 л.

• Современные автомобильные и тракторные двигатели имеют рядное, V-образное и оппозитное расположение цилиндров. Наибольшее рас11ространение получили четырехцилиндровые рядные двигатели, как наиболее простые в эксплуатации и более дешевые в производстве. В последние годы в автотракторостроении наметилась тенденция к применению двигателей с V-образным расположением цилиндров. По сравнению с рядными они имеют более высокий механический к. п. д., меньшие габариты и лучшие удельно-массовые показатели. Повышенная жесткость V-образных двигателей позволяет, кроме того, достигать более высоких частот вращения коленчатого вала.

В ряде стран созданы и эксплуатируются двигатели с горизонтальными оппозитно расположенными цилиндрами, отличающимися более удобным расположением их на используемых установках.

Размеры цилиндра и скорость поршня. Размеры цилиндра - диаметр и ход поршня - являются основными конструктивными пара-

метрами двигателя. Величина диаметра D (мм) цилиндра современных автомобильных и тракторных двигателей изменяется в достаточно узких пределах 60-150 мм и в основном зависит от типа и назначения двигателя. Величина D различных двигателей изменяется приблизительно в следующих пределах:

Для карбюраторных двигателей легковых автомобилей . . 60-100

Для карбюраторных двигателей грузовых автомобилей . . 70-110

Для тракторных дизелей............ . . . 70-150

Для автомобильных дизелей............... 80-130

Ход поршня обычно характеризуется относительной величиной SID, непосредственно связанной со скоростью поршня. В зависимости от величины SID различают двигатели короткоходные {SID<. 1) и длин-ноходные [SID > 1). При переходе к короткоходным двигателям снижается высота двигателя и его масса, увеличивается индикаторный к. п. д. и коэффициент наполнения, уменьшается скорость поршня и износ деталей двигателя. В то же время снижение величины SID приводит к более высокому давлению газов на поршень, ухудшению условий смесеобразования и увеличению габаритной длины двигателя.

Современные карбюраторные двигатели проектируются с невысоким отношением SID. Обычно SID = 0,7 4-1,0. Для автомобильных дизелей отнощение хода поршня к диаметру цилиндра принимается близким к единице (S/D = 0,9 ч- 1,2). Большинство же дизелей имеют SID > 1. Для тракторных дизелей SID = 1,1 ч- 1,3.

Скорость поршня Опер является критерием быстроходности двигателя. В зависимости от величины Оп.ср двигатели подразделяют, на тихоходные (Уп.ср< 6,5 м/с) и быстроходные (оп.ср > 6,5 м/с). Все автомобильные и почти все тракторные двигатели являются быстроходными, так как имеют Уп.ср > 6,5 м/с.

С увеличением скорости поршня возрастают механические потери, повышается тепловая напряженность деталей, сокращается срок службы двигателя. В связи с этим увеличение средней скорости поршня неразрывно связано с необходимостью повышения долговечности деталей, применения более совершенных материалов в двига-телестроении и улучшения качества применяемых масел.

В современных автомобильных и тракторных двигателях скорость Уп.ср (м/с) поршня обычно изменяется в пределах:

Для карбюраторных двигателей легковых автомобилей Т . . 12-15 Для карбюраторных двигателей грузовых автомобилей . . . 9-12

Для автомобильных газовых двигателей.......... 7-11

Для автомобильных дизелей...............6,5-12

Для тракторных дизелей.................5,5-10,5

Степень сжатия Величина степени сжатия является одной из важнейших характеристик двигателя. Ее выбор в первую очередь зависит от способа смесеобразования и рода топлива. Кроме того, величину степени сжатия выбирают с учетом наличия или отсутствия

наддува, быстроходности двигателя, системы охлаждения и-других факторов.

Для карбюраторных двигателей выбор степени сжатия прежде всего определяется детонационной стойкостью применяемого топлива . (см. § 1). При определенном сорте топлива возможно добиться повышения степени сжатия за счет: а) выбора рациональной формы камеры сгорания и расположения свечи (расположение свечи на приблизительно равном удалении от стенок калкры сгорания позволяет повысить е); б) размеров цилиндра (уменьшение диаметра цилиндра повышает е вследствие сокращения пути пламени и увеличения относительной поверхности охлаждения); в) повышения частоты вращения коленчатого вала двигателя (увеличение п повышает е в основном вследствие роста скорости сгорания); г) выбора материала поршня и головки цилиндра (поршень из алюминиевого сплава позволяет повышать е на 0,4-0,7, а применение головки цилиндров из алюминиевого Сплава вместо чугунной дополнительно повышает значение е на 0,5-0,6); д) выбора системы охлаждения (жидкостная система охлаждения допускает более высокие значения е, чем воздушная); е) применения обогащенной (а<0,8) или обедненной (а>0,9) рабочей смеси.

В современных карбюраторных двигателях е = 6 ч- 12. Двигатели грузовых автомобилей имеют значения е ближе к нижнему пределу, а у двигателей легковых автомобилей обычно е >> 7 и только при воздушном охлаждении е иногда несколько ниже 7. Повышение степени сжатия для карбюраторных двигателей выше 12 ограничивается как возможностью самовоспламенения смеси, так и возникновением детонации в процессе сгорания. Кроме того, при повышении е> 12 относительное и абсолютное увеличение индикаторного к. п. д. незначительно (см. гл. II). В последние годы наметилась тенденция к некоторому понижению е, что позволяет снизить токсичность продуктов сгорания и продлить срок службы двигателей. Как правило, даже двигатели легковых автомобилей высокого класса имеют степень сжатия не более 9.

Минимальная степень сжатия для дизелей должна обеспечить в конце процесса сжатия получение минимальной температуры, необходимой для самовоспламенения впрыснутого топлива. Учитывая, что впрыск топлива осуществляется раньше полного завершения пра-цесса сжатия и с повышением температуры сжатия сокращается период задержки воспламенения, в дизелях без наддува не применяются значения степени сжатия меньше 14, а в дизелях с наддувом - меньше 11.

Для современных автомобильных и тракторных двигателей с воспламенением от сжатия е=14ч-22. Увеличение степени сжатия более 22 нецелесообразно, так как приводит к высоким давлениям сгорания, падению механического к. п. д. и утяжелению конструкции двигателя.

Выбор степени сжатия для дизелей прежде всего определяется формой камеры сгорания и способом смесеобразования. В зависимости от этих параметров значения степени сжатия е дизелей находятся в пределах: