Файл: А. Ю. Коньков тепловозные дизели устройство и основы рабочих процессов рекомендовано методическим советом по качеству образовательной деятельности двгупс в качестве учебного пособия Хабаровск Издательство двгупс.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 10.01.2024
Просмотров: 151
Скачиваний: 1
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
1 Министерство транспорта Российской Федерации Федеральное агентство железнодорожного транспорта Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования Дальневосточный государственный университет путей сообщения Кафедра Локомотивы
А.Ю. Коньков ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДИЗЕЛИ УСТРОЙСТВО И ОСНОВЫ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ Рекомендовано методическим советом по качеству образовательной деятельности ДВГУПС в качестве учебного пособия Хабаровск Издательство ДВГУПС
2018
2
УДК 629.424.3:621.436 (075.8)
ББК О 235.2 – я
К 65 Рецензенты Кафедра Судовые двигатели внутреннего сгорания Морского государственного университета им. адмирала Г.И. Невельского заведующий кафедрой доктор технических наук, заслуженный деятель науки и техники РФ, профессор Г.П. Кича) Доктор технических наук, профессор кафедры Двигатели внутреннего сгорания Тихоокеанского государственного университета, профессор
Г.Б. Горелик Коньков, А.Ю. К Тепловозные дизели устройство и основы рабочих процессов : учеб. пособие / А.Ю. Коньков. – Хабаровск : Изд-во ДВГУПС,
2018. – 149 с. Учебное пособие соответствует рабочей программе дисциплины Локомотивные энергетические установки. Последовательно, логически связанно, с включением необходимого теоретического материала из курсов базовых инженерных дисциплин рассмотрены вопросы общего устройства, принципов действия и основ теории рабочих процессов тепловозных дизелей. Предназначено для студентов го курса очной формы обучения иго курса заочной формы обучения по специальности 23.05.03 Подвижной состав железных дорог профиль Локомотивы.
УДК 629.424.3:621.436 (075.8)
ББК О 235.2 – я
© ДВГУПС, 2018
3 ВВЕДЕНИЕ Дизель является основным видом энергетической установки автономного локомотива, благодаря своим высоким технико-экономическим показателям, достаточной агрегатной мощности, большому ресурсу и высокой надежности. Значительную долю перевозок на железных дорогах Дальнего Востока выполняют тепловозы. Им нет альтернативы на не электрифицированных участках Дальневосточной железной дороги и, прежде всего, на БАМе. Согласно Стратегии развитие БАМа планируется в его специализации для пропуска тяжеловесных поездов, обслуживать которые будут тепловозы. Поэтому подготовка выпускников по специальности
23.05.03 Подвижной состав железных дорог специализации Локомотивы остается востребованной и актуальной задачей. Важнейшим этапом реализации образовательной программы в части профессиональной подготовки выпускника является освоение дисциплины Локомотивные энергетические установки (ЛЭУ), целью которой, в соответствии с действующим федеральным стандартом, является формирование у обучающегося следующей компетенции «... способности демонстрировать знания локомотивных энергетических установок и условий их эксплуатации, владение методами выбора параметров, методов проектирования, моделирования ЛЭУ, принципами проведения испытаний и настройки ЛЭУ при изготовлении и эксплуатации, основами расчета технико-экономических параметров основных и вспомогательных систем ЛЭУ». При работе над пособием автор стремился к тому, чтобы его наполнение и характер изложения теоретического материала наиболее полно отвечали бы этим задачам. Структурно пособие содержит 10 разделов, в которых последовательно рассматриваются общие вопросы работы тепловозных дизелей, конструкция основных узлов и агрегатов, теория процессов, протекающих в цилиндре двигателя и его топливной аппаратуре. Отличительной особенностью пособия является объединение вопросов конструкции, и теории в рамках одного раздела. Так, например, при рассмотрении теоретических аспектов процессов газообмена будут представлены основные сведения о конструкции клапанных и золотниковых механизмов газораспределения. Конструкция механизма движения рассматривается совместно с процессом сжатия и т.д. Пособие содержит многочисленные примеры решения практических расчетных задач, направленные на развитие навыков расчетно-конструк- торской деятельности.
4
1. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ О ЛОКОМОТИВНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВКАХ
1.1. Виды локомотивных энергетических установок
1.1.1. Основное назначение локомотивной энергетической установки Локомотивная энергетическая установка является первичным источником механической энергии на автономном локомотиве. Эта энергия нужна не только для движения локомотива, но и поддержания работоспособности всех его систем. В зависимости от типа применяемой локомотивной энергетической установки локомотивы получили различные названия на тепловозе источником энергии является дизель, на газотурбовозе – газотурбинный двигатель, на атомовозе (существующем только в нереализованных проектах) – ядерная энергетическая установка. В ограниченных промышленных нуждах могут использоваться и другие виды источников энергии, однако подавляющее большинство автономных локомотивов – это тепловозы с дизельным двигателем внутреннего сгорания.
1.1.2. История создания дизеля – основного вида локомотивной энергетической установки Творцом дизельного мотора является Рудольф Дизель. Он родился
18 марта 1858 г. в Париже, в семье мелкого промышленника-кожевника. Его отец Теодор был простым кожевником-переплетчиком, когда им пришлось переехать из Айсбурга, что в южной Германии, в Париж, там-то и родился Рудольф. В 1870 г, когда ему было 12 лет, началась Франко- прусская война, из-за которой семье Рудольфа вновь пришлось эмигрировать, на этот разв Англию. Отцу Рудольфа пришлось отправить его в
Айсбург к родственникам, а именно к профессору математики Кристофу
Барникелю. Через три года, в 1873 г, Дизель пошёл в техническую школу в Айсбурге, закончил её с отличием, показав лучшие результаты экзаменов за всю историю университета. И уже в 1875 г. Рудольф поступает в высшую политехническую школу в Мюнхене, которую впоследствии успешно оканчивает. После непродолжительной практики в Швейцарии Дизель возвращается в Париж, где находит работу в должности управляющего компании по изготовлению холодильных агрегатов. В это же время, с согласия владельца компании, Дизель начинает работу над созданием нового двигателя. Основная идея этого двигателя, заметно отличающая его от уже существовавших в то время двигателей Отто (прародителей современных бензиновых двигателей, заключалась в том, что сжиматься в цилиндрах двигателя (по замыслу Дизеля) должен воздух и только в конце сжатия, когда температура воздуха достаточно высока, в цилиндр нужно подавать топливо, которое должно самовоспламениться. Рудольф Дизель полагал, что если топливо подавать в цилиндр достаточно медленно, то можно будет получить сгорание, близкое по характеру к изотермическому процессу. На первых этапах Дизель рассчитывал сжигать в цилиндрах угольную пыль, буквально вдувая ее с помощью дополнительного воздушного компрессора. С этой идеей Дизель легко нашел поддержку у угольных магнатов, ревниво наблюдавших за развитием двигателей внутреннего сгорания. Впрочем, уже первые опыты пошли так, что Дизель был вынужден отказаться от использования угля – первый образец двигателя буквально взорвался, чудом не причинив вреда персоналу. Дизель продолжил эксперименты с жидким топливом – керосином. Второй образец вовремя испытаний в 1894 г. проработал без нагрузки несколько минут. Опираясь на расчётные данные, полученные вовремя опытов, Рудольф создает третий образец, в котором нет ошибок, допущенных в первых двух вариантах. Этот образец был более – менее похож на современный дизельный двигатель, в нем использовался сжатый воздух для подачи топлива в цилиндры и распыления. Ну, а четвертая версия, созданная в 1896 г, была самая совершенная из всех. Её мощность составила 20 л.с., давление в цилиндрах достигало 35 атмосфер, температура воздуха при сжатии составляла
600–800 С. КПД этого двигателя вдвое превышал КПД паровых и бензиновых двигателей Отто того времени. Следует сказать, что дизельный двигатель и по сегодняшний день остается самым эффективным двигателем среди тепловых машин. Лидерство по КПД завоевали малооборотные судовые двухтактные дизели, КПД которых немного превышает 50 %. Практика показывает, что масштабный фактор сказывается на КПД двигателей водном классе – чем больше габариты, тем меньше относительные потери теплоты и, следовательно, тем больше КПД теплового двигателя. Поэтому КПД тепловозных дизелей, уступающих по размерам главным судовым дизелям, несколько меньше
50 %. Но и этот результат сегодня недостижим ни одному другому тепловому двигателю, который бы по своим мощностным пока
1 2 3 4 5 6 7 8 9 ... 12
выпуск рис. 1.6). Процесс выпуска, начавшийся, строго говоря, в конце предыдущего такта, первоначально протекал в свободной форме. Термин свободный выпуск подразумевает, что газы покидают цилиндр потому, что давление в цилиндре выше, чем в выпускном коллекторе. После смены направления движения поршня, последний, двигаясь к ВМТ, выталкивает содержимое цилиндра в выпускной коллектор. Этот процесс в противопоставлении со свободным выпуском называют принудительным выпуском. В конце такта приоткрытом выпускном клапане начинает открываться впускной клапан. В этот период перекрытия клапанов в двигателях с наддувом происходит процесс, получивший название продувка воздух под избыточным давлением попадает в камеру сгорания, вытесняя отработавшие газы в выпускной коллектор. Конечно, при этом необходимо соблюсти условие давление во впускном коллекторе должно быть больше, чем в выпускном. При таких условиях линия выпуска на индикаторной диаграмме проходит несколько ниже линии впуска.
Рис. 1.6. Такт выпуск
1.3. Особенности газораспределения 2-тактных дизелей В двухтактном двигателе внутреннего сгорания рабочий ход совершается каждый оборот коленчатого вала. Главной конструктивной особенностью таких двигателей является иной принцип газообмена, при котором открываются оба газораспределительных органа (впускной и выпускной) и воздух под избыточным давлением продувает цилиндр, вытесняя продукты сгорания в выпускной коллектор. Направление движения поршня в этом случае не имеет значения. Термин газораспределительные органы используется в связи стем, что двухтактный двигатель может иметь в своей конструкции клапаны могут и отсутствовать) и окна (будут обязательно. Окна – отверстия
13 прямоугольной формы в цилиндровой втулке (рис. 1.7, 1.8), которые в большей части цикла закрыты поршнем, а в нужное время открывают путь рабочему телу в цилиндр (или наоборот, из цилиндра. Таким образом, поршень двухтактного двигателя, помимо своей основной функции, является еще и частью золотникового газораспределительного механизма. Конструктивно окна могут быть выполнены наклонно так, что их стенки оказываются под углом коси и радиусу цилиндра, чтобы входящий поток воздуха двигался в заданном направлении с образованием вихря. Энергия вихря сохраняется до начала впрыскивания топлива, что улучшает смесеобразование в цилиндре дизеля. Рис. 1.7. Втулка цилиндра тепловозного
2-тактного дизеля Д Рис. 1.8. Втулки цилиндров судовых 2-тактных дизелей Расположение окон по высоте цилиндра и число их рядов определяется типом принятой схемы продувки (газообмена. Различают контурные (петлевые) и прямоточные схемы газообмена схемы продувки. Как следует из названия, в контурных схемах (риса, б) воздух, подаваемый в цилиндр под давлением через продувочные окна 1 и отводимый через выпускные окна 2, омывает цилиндр по контуру, описывая своего рода петлю (другое название схемы петлевая, а в прямоточных – газ движется по прямой (рис. 1.9, г.
14 Петлевые схемы продувки обеспечивают предельную простоту конструкции двигателя ведь в этом двигателе нет сложного клапанного механизма. Газораспределительный механизм таких двигателей является золотниковым. Основным недостатком схемы является низкое качество очистки цилиндров от отработавших газов и плохое наполнение цилиндра. В нашей стране такие двигатели на тепловозах никогда не применялись. Схема, изображенная на рис. 1.9, в называется клапанно-щелевой. В таких двигателях роль впускных органов выполняют окна 1, а выпускных – клапан 2 (клапаны. Газораспределительный механизм является комбинированным (клапанно-золотниковым). В крышке цилиндров может располагаться несколько выпускных клапанов, работающих синхронно. На отечественных тепловозах устанавливались двухтактные дизели типа Д и Д с клапанно-щелевой схемой газообмена. Такие двигатели вы можете встретить на магистральных тепловозах серии Ми пассажирских тепловозах серии ТЭП-60. Рис. 1.9. Схемы газообмена в двухтактных дизелях а, б – контурные (петлевые в – клапанно-щелевая; г – прямоточная 1 – впускные окна 2 – выпускные окна или клапан) Двигатели с прямоточно-щелевой схемой продувки (рис. 1.9, г) имеют по два поршня водном цилиндре, движущихся в противоположных направлениях. Такие двигатели, называемые двигателями с противоположно движущимися поршнями (или со встречно движущимися поршнями, применяются на тепловозах серии ТЭ10, не прошедших к настоящему времени продленного капитального ремонта. Такие двигатели, производства Харьковс-
а б в г
15 кого завода, в настоящее время заменяются на 4-тактный двигатель Д Коломенского завода. Несмотря на то, что на современных тепловозах России устанавливаются исключительно 4-тактные двигатели, считать 2-тактный двигатель устаревшими неэффективным было бы глубоким заблуждением. Двухтактные двигатели применяются в качестве главных судовых дизелей на самых современных судах, при этом КПД малооборотного дизеля MAN B&W S80ME-C7 достигает 54,4 % что является на сегодняшний день рекордом среди тепловых двигателей.
1.4. Дизель с клапанно-щелевой схемой газообмена Поршень 1 в двигателе с клапанно-ще- левой схемой газообмена (рис. 1.10) является не только элементом механизма движения, но и элементом золотникового механизма газораспределения, перекрывающего своим телом впускные или, называемые также, продувочными окна 3. Свежий воздух под избыточным давлением подается к этим окнам через впускной коллектор 5, куда нагнетается компрессором системы наддува. Выпускные органы в таких двигателях
– клапаны 4. Их может быть один, два или даже четыре, но работают они синхронно, одновременно открывая путь отработавшим газам в выпускной коллектор 2. Договоримся условно называть такты двухтактного двигателя сжатие и рабочий ход. Эти названия не отражают точного содержания процессов и введены для краткого обозначения тактов. В действительности, уже в первом такте такт сжатие) происходят процессы газообмена, сжатия, впрыскивания топлива, его смесеобразования и воспламенения (рис. 1.11). Когда поршень находится в НМТ одновременно открыты продувочные окна и выпускной клапан. Воздух вытесняет газы из цилиндра, происходит продувка. Рис. 1.10. Схема двигателя с кла- панно-щелевой схемой газообмена поршень 2 – выпускной коллектор 3 – впускные окна 4 – клапаны 5 – впускной коллектор шатун
16 Собственно, сжатие начинается после полного закрытия газораспределительных органов (окон и клапана. В конце сжатия, когда температура достигнет нужного значения, происходит впрыскивание топлива, его перемешивание с воздухом и смесеобразование. Задержка между началом подачи топлива и его воспламенением называется периодом задержки воспламенения топлива. Для двигателей средней быстроходности выбирают такой угол опережение подачи топлива, при котором его воспламенение наступает вблизи
ВМТ, за несколько градусов угла поворота коленчатого вала. Второй такт (рис. 1.12) условно называют рабочий ход. Впервой части такта действительно протекает сгорание и расширение, входе которых газ совершает полезную работу. Однако за несколько десятков градусов угла поворота коленчатого вала до достижения поршнем НМТ открываются сначала выпускные клапаны, а следом за ними и продувочные окна. Эта часть хода поршня, протекающая приоткрытых газораспределительных органах, называется потерянным ходом. Очевидно, что речь идет о потере лишь в смысле преобразования теплоты в работу, но процессы, происходящие в этой части цикла, очень важны сточки зрения качественной очистки цилиндра от отработавших газов и наполнения его свежим зарядом. В процессе продувки воздух как невидимый газовый поршень выталкивает из цилиндра отработавшие продукты сгорания. Рис. 1.11. Такт сжатие на индикаторной диаграмме Рис. 1.12. Такт рабочий ход на индикаторной диаграмме
17
1.5. Прямоточная схема со встречно-движущимися поршнями Примером двухтактного двигателя со встречно-движущимися поршнями является тепловозный дизель Д (рис. 1.13) производства завода им. Малышева (Украина. Выпускаемая в настоящее время модификация двигателя имеет мощность 2080 кВт при 850 об/мин. Дизели устанавливаются на тепловозы серии ТЭ10 (рис. 1.14). В настоящее время в России тепловозы этих серий проходят модернизацию с заменой двухтактного дизеля на четырехтактный дизель типа Д производства Коломенского завода. Двигатель имеет 10 цилиндров с двумя поршнями в каждом, два коленчатых вала, соединенных вертикальной передачей (рис. 1.15). Рис. 1.13. Тепловозный дизель 10Д100М1А Рис. 1.14. Тепловоз серии 3ТЭ10М Рис. 1.15. Схема механизма движения дизеля Д
18 Двигатель (рис. 1.16) не имеет клапанного механизма газораспределения. Функцию впускных органов выполняют продувочные окна 7 и продувочный поршень 10. Сжатый воздух подается компрессором во впускной коллектор 4. Выпускные органы также окна 8 и поршень 9. Продукты сгорания собираются в выпускном коллекторе 6. Верхний 1 и нижний коленчатый валы объединены вертикальной передачей. Конструкция шатунов 2 верхнего и нижнего коленчатого валов одинакова. Последовательность протекания процессов следующая. В первом такте поршни находятся в своих
НМТ (для этого двигателя аббревиатуру НМТ лучше раскрывать как наружная, а ВМТ – внутренняя мертвая точка) и движутся навстречу друг к другу. В этом такте протекают следующие процессы
– продувка (открыты обе группы окон
– дозарядка (открыты продувочные окна, а выпускные закрыты
– сжатие (закрыты все окна
– впрыскивание топлива, смесеобразование самовоспламенение (начало сгорания. Процессы второго такта (поршни движутся к своим НМТ, удаляясь друг от друга
– сгорание-расширение, догорание
– свободный выпуск (открыты только выпускные окна
– продувка (открыты обе группы окон. КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ
1. Назовите основные преимущества и недостатки дизеля как силовой установки автономного локомотива. Какой иной двигатель может применяться на автономном локомотиве
2. Назовите основные элементы 4-тактного дизеля и опишите принцип его действия.
3. Назовите основные элементы 2-тактного дизеля и опишите принцип его работы. Рис. 1.16. Схема двигателя с прямоточно-щелевой схемой газообмена 1 – верхний коленчатый вал 2 – шатун 3 – нижний коленчатый вал 4 – впускной коллектор 5 – форсунка
6 – выпускной коллектор
7 – продувочные окна 8 – выпускные окна 9 – поршень
10 – продувочный поршень
19 4. Назовите особенности органов газораспределения 2-тактного двигателя. Какие схемы газообмена применяются на тепловозных дизелях
5. Изобразите индикаторные диаграммы 2- и 4-тактного дизеля. Опишите последовательность процессов сих использованием.
2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
2.1. Условности и допущения, принятые при анализе теоретических циклов В этом разделе рассматриваются теоретические циклы поршневых двигателей внутреннего сгорания (ДВС), среди которых будут и циклы, соответствующие циклам реально существующих ДВС: дизельных двигателей и бензиновых двигателей. Общей чертой ДВС является то, что топливо сгорает в их цилиндрах. Окончательной целью для нас будет ответ на вопрос какой цикл имеет больший термический КПД При этом мы вправе ожидать, что двигатель, имеющий в основе своей работы более эффективный теоретический цикл, будет иметь и больший эффективный КПД, а значит, в этом смысле, будет лучшим. Для начала рассмотрим индикаторные диаграммы современного бензинового ДВС и дизеля (рис. 2.1). Отличие, на которое необходимо обратить внимание, имеет место в процессах, изобра- жённых пунктирной линией – участках рабочего цикла, в которых происходят основные фазы горения топлива (тепловыделение. Рис. 2.1. Индикаторные диаграммы бензинового (слева) и дизельного (справа) двигателей
20 В обоих случаях сжатие рабочего тела, начавшись в точке a закончилось в точке с. Нов случае с бензиновым телом сжималась смесь паров бензина с воздухом и после её воспламенения сгорание протекает настолько быстро, что мы вполне можем считать этот процесс изохорным объём в процессе c–z практически не изменился, а давление выросло. В дизелях сжимается воздуха топливо в цилиндре появляется (впрыскивается) только в конце сжатия. Топливоподача в дизеле продолжается и после воспламенения топлива, впрыснутого в начальных стадиях этого процесса. На диаграмме можно выделить участок быстрого (изохорного) и медленного (изобарного) сгорания. Это соответственно участки c–z ив общем процессе выделения теплоты c–z–zꞌ. В дизельных двигателях возможно и сгорание с процессом тепловыделения, преимущественно соответствующим только участку z–zꞌ, те. только при постоянном давлении. Остальные процессы представленных на рисунке циклов четырехтактных двигателей (сжатие, расширение, выпуск отработавших газов, впуск свежего заряда) своей термодинамикой весьма схожи.
Рассмотрим три теоретических цикла ДВС, которые отличаются друг от друга только процессами подвода теплоты к рабочему телу. Свои названия они получили именно от этих процессов цикл с подводом теплоты по изохоре цикл с подводом теплоты по изобаре и цикл со смешанным комбинированным) подводом теплоты. Для возможности корректного сравнения влияния способа подвода теплоты на эффективность циклов введём следующие общие для всех циклов допущения
– рабочее тело на всех участках цикла – идеальный газ, воздух
– сжатие и расширение протекают во всех циклах адиабатно (без теплообмена процессы газообмена (выпуск горячих газов и впуск холодного свежего заряда) в теоретических циклах не рассматриваются и заменяются для всех циклов изохорным отводом теплоты от воздуха (рабочего тела. Таким образом, теоретические циклы описывают работу некоего несуществующего теоретического ДВС с постоянным по природе рабочим телом
– воздухом. Но каждому рассмотренному ниже теоретическому циклу можно сопоставить реально существующие ДВС, действительные циклы которых соответствуют теоретическим на участках тепловыделения. Такой подход позволит нам оценить термодинамические преимущества и недостатки каждого цикла, без привлечения громоздкого математического аппарата. Конструктивных особенностей реальных двигателей мы будем касаться лишь в той мере, какая потребуется нам для понимания причины протекания процессов тепловыделения с теми или иными закономерностями.
21
2.2. Цикл с подводом теплоты по изохоре, цикл Отто
Николаус Август Отто – немецкий инженер и изобретатель-самоучка, известен в качестве изобретателя четырехтактного двигателя внутреннего сгорания. Свой первый двигатель Отто запатентовали изготовил в 1864 г. Это был двухтактный двигатель, работавший на светильном газе (газ получался путём сухой перегонки древесины или угля. Уже первые образцы имели приличный КПД, впервые превосходившие КПД паровой машины. Упорно работая над совершенствованием своего двигателя, Отто в 1877 г. делает своё самое существенное изобретение – двигатель с четырехтактным циклом. Этот цикли посей день лежит в основе работы многих современных двигателей, включая газовые и бензиновые поршневые ДВС. Как уже отмечалось выше, сгорание заранее подготовленной смеси паров топлива или горючих газов в смеси с воздухом протекает в цилиндре
ДВС настолько быстро, что изменением объёма в цилиндре можно пренебречь, те. считать этот процесс изохорным. С учётом допущений, принятых выше, теоретический цикл такого двигателя представлен четырьмя термодинамическими процессами (рис. 2.2): адиабатное сжатие 1–2; изохорный подвод теплоты (2–3); адиабатное расширение (3–4) и изохорный отвод теплоты (4–1). Рис. 2.2. Цикл с подводом теплоты по изохоре Докажем, что термический КПД этого двигателя можно представить в виде зависимости только от степени сжатия. Под степенью сжатия ε понимается отношение, показывающее во сколько раз объём рабочего тела уменьшается в процессе сжатия. С учетом введенных на рисунке обозначений
22 1
1 2
2
V
v
V
v
(2.1) Теплота q
1
подводится от верхнего источника теплоты изохорно в процессе, а значит
1 3
2
v
q
c
T
T
(2.2) К нижнему источнику (к окружающей среде) теплота отдаётся также по изохоре 4–1
2 4
1
v
q
c
T
T
(2.3) Подставим (2.2) ив формулу для термического КПД цикла ивы- полним ряд преобразований
4 2
4 1
1 1
3 1
3 2
2 2
1 1
1 1
1
t
T
q
T
T
T
T
T
q
T
T
T
T
(2.4) Для адиабатного процесса 1–2 1
1 1 1 2 2
k
k
T v
T откуда 1
1 2
2 1
1 1
2 1
1
/
k
k
k
k
T
v
v
v
T
v
(2.6) Рассмотрим совместно адиабатные процессы 1–2 и 3–4 1
1 1 1 2
2 1
1 4
4 3 3
k
k
k
k
T v
T
v
T v
T v
(2.7) Поделим второе уравнение этой системы на первое, учитывая, что
v
1
= v
4
, а v
2
= v
3 1
1 3 3 4
4 1
1 1 1 2
2
k
k
k
k
T v
T v
T v
T v
или 4
1 2
T
T
T
T
(2.8) Подставляем полученные результаты (2.6) ив) окончательно получаем 1
1
t
k
(2.9)
23 Анализ полученного уравнения показывает, что термический КПД цикла ДВС с подводом теплоты по изохоре зависит только от степени сжатия и будет тем больше, чем больше степень сжатия.
Следует иметь ввиду, что степень сжатия в реальных ДВС, процессы в которых соответствуют этому циклу, ограничена детонационными свойствами топлива (бензинов или газа. Применение высокооктановых бензинов, позволяет создавать бензиновые двигатели со степенью сжатия до ε = 11, в то время как в дизельных двигателях сжимается воздух, и степень сжатия в нём может быть 20 и более.
1 2 3 4 5 6 7 8 9 ... 12
2.3. Цикл с подводом теплоты по изобаре, цикл Дизеля Рассмотрим цикл ДВС с подводом теплоты при постоянном давлении рис. 2.3). Хотя цикл носит имя Рудольфа Дизеля, современные дизели работают несколько иначе. История создания дизельного двигателя рассмотрена в подразд. 1.1. Цикл Дизеля имели компрессорные дизели, ныне они не выпускаются, впрочем, делать на основании этого выводы о бесперспективности такого цикла преждевременно. Представленный на рис. 2.3 цикл отличается от вышерассмотренного только участком 2–3. Это изобарный подвод теплоты. Введём для оценки продолжительности этого участка показатель, именуемый степень предварительного расширения ρ = и получим формулу для расчета термического КПД этого цикла. Рис. 2.3. Цикл с подводом теплоты по изобаре Количество теплоты, сообщенной воздуху в изобарном процессе 2–3 рассчитывается по уравнению 3
2
p
q
c
T
T
. (2.10)
24 Количество теплоты, отданной в окружающую среду по изохоре 4–1 рассчитывается по формуле (2.3). Тогда с учетом того, что c
p
/c
v
= k (показатель адиабаты, термический КПД этого цикла будет описываться выражением
4 4
1 2
1 1
1 3
2 2
3 2
1 1
1 с T
T
q
T
T
q
c
T
T
T
T
k
T
. (2.11) Отношение T
1
/T
2
определяется степенью сжатия (2.6). Из уравнения изобарного процесса 2–3 следует
3 3
2 2
T
v
T
v
. (Рассмотрим теперь совместно адиабатные процессы 1–2 и 3–4 1
1 1 1 2 2 1
1 4 4 3 3
k
k
k
k
T v
T v
T v
T v
. (Поделим второе уравнение на первое, учитывая, что v
1
= v
4
, а v
3
/v
2
= ρ
1 1
3 3 4
4 1
1 1 1 2
2
k
k
k
k
T v
T v
T v
T v
или 3
4 1
2
k
T
T
T
T
. (Ас учетом (2.12) последнее уравнение принимает вид 4
1
k
k
T
T
. (Теперь подставим (2.6), (2.12) ив уравнение (2.11):
1 1
1 1
1
k
t
k
k
. (2.16) Как ив случае с циклом Отто, термический КПД цикла Дизеля будет тем больше, чем выше степень сжатия ε. Влияние ρ – обратное КПД увеличивается приуменьшении. Цикл со смешанным подводом теплоты, цикл Тринклера Густав Васильевич Тринклер – русский учёный и изобретатель, создатель бескомпрессорного дизельного двигателя. Свою работу над новым способом подачи топлива, не требующим дополнительного компрессора, Тринклер
25 начал, ещё будучи студентом Санкт-Петербургского технологического института в 1897 г. Дипломный проект бескомпрессорный нефтяной двигатель высокого давления студента Г.В. Тринклера был воплощен в металле на Путиловском заводе при его непосредственном участии. Результаты испытания «Тринклер-мотора» в 1900 г, вызвали восхищение специалистов достигнутым блестящим результатом (КПД равен 29 %) и одновременно волну опасений русских и зарубежных производителей тепловых двигателей, вложивших крупные средства в производство «Дизель-моторов». Отличительной особенностью конструкции двигателя Тринклера было устройство распыливающего аппарата. Это ещё не был плунжерный насос, но оригинальное инженерное решение Тринклера позволило, во-первых избавиться от громоздкого и энергозатратного компрессора, а во-вторых, повлияло на процесс горения топлива. На индикаторной диаграмме «Тринклер-моторов» можно было теперь выявить участки как быстрого сгорания паров топлива, накопившихся за период задержки воспламенения (изохорный участок, таки медленного, как в цикле Дизеля, горения топлива, продолжающего поступать в уже пылающий очаг (изобарный участок. Такой цикл получил название цикла со смешанным подводом теплоты ив нашей стране известен как цикл Тринклера. Наши зарубежные коллеги именуют этот цикл иначе цикл Сабатэ, а в Германии – цикл Зайлигера. Работе современных дизелей соответствует именно этот цикл. Определим термический КПД цикла Тринклера (рис. 2.4). В этом цикле теплота от верхнего источника q
1 подводится на двух участках изохорном в количестве q
1v
и изобарном 3–4 в количестве q
1p
:
1 1
1 3
2 с T
T
c T
T
. (2.17) Рис. 2.4. Цикл со смешанным подводом теплоты
26 Как ив ранее рассмотренных циклах, к нижнему источнику теплота отда-
ётся изохорно в процессе 5–1:
2 с T
T
. (2.18) Тогда после подстановки (2.17) ив исходное уравнение для термического КПД цикла и соответствующих преобразований получаем
5 5
1 2
1 1
1 3
2 4
3 2
3 3
4 2
2 2
1 1
1 с с T
T
c T
T
T
T
T
T
k
T
T
T
. (2.19) Учитывая, что v
1
/v
2
= ε, а процесс 1–2 адиабатный имеем
1 1
2 1
k
T
T
. (2.20) Обозначим отношение давлений в первом (изохорном) участке подвода теплоты p
3
/p
2
=λ. Эта величина называется степенью повышения давления. Из уравнения изохорного процесса 2–3 следует
3 3
2 или 2
T
T
. (2.21) Теперь рассмотрим второй участок подвода теплоты – изобару 3–4. Обозначая v
4
/v
3
=ρ (степень предварительного расширения) имеем
3 4
3 3
v
T
T
v
или
3 4
T
T
. (2.22) А значит, учитывая (2.21)
4 4
2 3
T
T
T
T
. (2.23) В уравнении (2.19) осталось только дробь T
5
/T
1
, для которой мы пока не нашли альтернативного выражения. Для этого рассмотрим совместно адиабаты 1–2 и 4–5:
1 1
1 1 2
2 1
1 5 5 4
4
k
k
k
k
T v
T v
T v
T v
. (2.24) Поделим второе уравнение этой системы на первое, учитывая, что
T
1
= T
5
, T
4
/T
2
= λρ (2.23) и v
4
/v
2
= ρ (см. рис. 2.4):
27 1
1 5
5 4
4 1
1 1 1 2
2
k
k
k
k
T v
T v
T v
T или 5
1
k
k
T
T
. (2.25) Таким образом, для каждой дроби в уравнении (2.19) мы имеем своё выражение, включающее только показатели цикла (ε, λ, ρ). Подставим полученные результаты в (2.19)
1 1
1 1
1 1
1 1
1 1
1
k
k
t
k
k
k
k
. (2.26) Анализ уравнения (2.26) показывает, что термический КПД цикла со смешанным подводом теплоты будет тем больше, чем больше λ и ε, и чем меньше ρ.
2.5. Сравнение циклов Результат сравнения циклов во многом зависит от условий, при которых выполняется это сравнение. Первоначально сопоставим эффективности всех трёх циклов при следующих условиях (рис. 2.5):
– все циклы начинаются из одной точки (т. 1);
– степень сжатия во всех циклах одинакова количество теплоты, подводимой к рабочему телу одина- ково.
На деле это означает, что, скажем, бензиновый и дизельный двигатель всасывают в цилиндр рабочее тело с равными параметрами состояния, сжимают его с одинаковой степенью сжатия (линия сжатия 1–2 будет совпадать для всех циклов) ив цилиндрах двигателей сгорает равный эквивалент топлива, те. такое количество бензина и дизельного топлива, которое выделяет одно и тоже количество теплоты. Чтобы выполнить последнее условие линии с подводом теплоты 2–3, 2–3′ и 2–5–3′′ должны быть проведены так, чтобы площадь подними была равная. Именно по этой Рис. 2.5. Сравнение циклов при равных степенях сжатия и количестве подведенной теплоты
28 причине точка 3′ на рисунке расположена правее, чем точка 3′′, а та в свою очередь правее, чем точка 3. Из рисунка видно, что при равных количествах теплоты, подведенных во всех циклах, количество теплоты, которое отводится в каждом цикле разное. Наименьшее значение q
2
имеет цикл с подводом теплоты по изохоре, площадь под линией 4–1 (графический эквивалент q
2
) минимальна. Наибольшее значение
2
q
в цикле с подводом теплоты по изобаре
(1–2–3′–4′–1). Цикл со смешанным подводом теплоты (1–2–5–3′′–4–1) имеет промежуточное значение q
:
2 Следовательно, при равных q
1 2
2 При рассмотренных условиях сравнения цикл с подводом теплоты по изохоре (цикл Отто) имеет самый высокий термический КПД. Наименьший КПД имеет цикл с подводом теплоты по изобаре (цикл Дизеля, а цикл со смешанным подводом теплоты (цикл Тринклера) занимает промежуточное значение.
Полученные результаты, могут быть ошибочно истолкованы так, что бензиновый двигатель является эффективнее дизельного. Ошибка будет заключаться в том, что условия сравнения были небезупречны. Во-первых, в цикле Отто температура достигала наибольшего значения, превышая температуры в других циклах. То есть предполагалось, что верхний источник теплоты в сравниваемых циклах имел разную температуру, что некорректно. При этом цикл Отто оказался в самой выигрышной позиции. Кроме того, предполагалось, что степень сжатия в двигателях одинакова. В действительности в бензиновых двигателях с трудом достигается степень сжатия
ε = 11…11,5, в то время как в дизельных двигателях ε может достигать 20 и более. Связано это стем, что в бензиновых ДВС степень сжатия ограничена детонационными свойствами топлива, а в дизельных – такого ограничения нет. В дизелях сжимается воздуха не смесь паров топлива с воздухом. Тем не менее, представленное сравнение весьма распространено в литературе и имеет полезный для нас смысл. Его результаты показывают, что если нет ограничений по температуре (или давлению) в цикле, то с позиций термодинамики целесообразно осуществлять быстрое (изохорное) горение топлива.
Возвращаясь к реальным двигателям, следует помнить, что температуры и давления в их циклах ограничены, как минимум, допустимыми механическими и термическими нагрузками на детали механизмов. При схожести конструкции и типов применяемых материалов в поршневых двигателях, справедливо будет рассмотреть сравнение, при котором во всех циклах достигается одно и тоже максимальное давление и максимальная температура. От первого сравнения оставим только одно условие все циклы будут по- прежнему начинаться из одной точки. Совмещенные циклы Отто, Дизеля и
Тринклера при таких условиях сравнения показаны на рис. 2.6. Рис. 2.6. Сравнение циклов при равных p
max и Как видно из рисунка количество теплоты, отдаваемой в окружающую среду во всех циклах, оказалось равным (площадь под линией 4–1 в координатах, а количество теплоты, сообщенное рабочему телу – разное. Причем, самое большое значение этой теплоты (площадь под линией 2′–3) в цикле с подводом теплоты по изобаре (1–2′–3–4–1), а самой маленькое площадь под линией 2–3) – в цикле с подводом теплоты по изохоре
(1–2–3–4–1). Цикл со смешанным подводом теплоты (1–2′′–5–3–4–1) занимает по-прежнему промежуточное значение
1 При равных
2 имеем Получили прямо противоположный результат при таких условиях сравнения самый высокий КПД в цикле Р. Дизеля и самый низкий – в цикле Отто. Это вполне согласуется стем обстоятельством, что на сегодняшний день, самый большой по величине эффективный КПД имеет дизельный двигатель, работающий по циклу Тринклера. Достигнутый уровень – чуть более 50 %. Перспективным для дизелестроения направлением является
30 переход к циклу Р. Дизеля, но, конечно, не за счет возвращения к компрессорным дизелям, аза счет применения электронных систем управления то- пливоподачей при одновременном форсировании по наддуву.
Есть перспективы и у бензиновых двигателей. В первую очередь это известный сегодня среди специалистов так называемый HCCI процесс, при котором особым образом подготовленная смесь паров бензина с воздухом самовоспламеняется при сжатии без детонации. Впрочем, здесь мы уже выходим за рамки рассматриваемой темы. КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ
1. Назовите основные допущения, используемые при анализе теоретических циклов.
2. Изобразите циклы с подводом теплоты по изохоре, изобаре и смешанном способе в координатах «давление–объем».
3. Изобразите циклы Отто, Дизеля, Тринклера в координатах температура энтропия.
4. Приведите уравнения для термического КПД каждого из рассмотренных циклов.
5. Какой способ подвода теплоты наиболее эффективный, если сравнивать циклы при равной степени сжатия
6. Какой цикл будет самым эффективным, если при сравнении циклов приняты одинаковыми максимальные давление и температура
3. ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА. МЕХАНИЗМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
3.1. Периоды газообмена 4-тактных дизелей
Газообменом называют процессы очистки цилиндра двигателя от продуктов сгорания предыдущего цикла и наполнение цилиндра свежим зарядом. Если в бензиновых двигателях под свежим зарядом понимают смесь паров топлива с воздухом, то для дизеля свежим зарядом является чистый воздух. Впрочем, если быть точным – смесь воздуха с неудален- ными из цилиндра продуктами сгорания, остатком продуктов сгорания, которые таки называются остаточные газы. Ранее, при рассмотрении принципа работы двигателей различных типов, были названы процессы, связанные с газообменом (табл. 3.1).
31 Таблица 3.1 Процессы газообмена четырехтактного дизеля с наддувом в порядке их протекания в цикле Процесс Границы Описание Свободный выпуск Открытие выпускного клапана – достижение
НМТ (конец рабочего такта) Продукты сгорания выходят из цилиндра через открытый клапан потому, что давление в цилиндре больше, чем в выпускном коллекторе Принудительный выпуск
НМТ – открытие впускного клапана (часть такта выпуск) Поршень, двигаясь к ВМТ, выталкивает продукты сгорания через открытый выпускной клапан Продувка Открытие впускного клапана – закрытие выпускного (часть такта выпуски часть такта впуск) При условии, что давление со стороны впускного коллектора больше, чем со стороны выпускного, свежий воздух продувает камеру сгорания, унося с собой через выпускной клапан продукты сгорания Наполнение Закрытие выпускного клапана – достижение
НМТ (такт впуск) Движение поршня создает разряжение в цилиндре и воздух из впускного коллектора устремляется в цилиндр
Дозарядка НМТ – закрытие впускного клапана (начало такта сжатие) Благодаря инерции поток воздуха продолжает поступать в цилиндр, несмотря на то, что поршень начал движение к ВМТ На рис. 3.1 показана нижняя часть индикаторной диаграммы и нанесены точки, определяющие границы процессов газообмена. Рис. 3.1. Процессы газообмена при p
к
>p
т
: b′b – свободный выпуск br′′ – принудительный выпуск продувка r′a – наполнение aa′ – до- зарядка
32 Случай, изображенный на рис. 3.1, имеет место, когда давление воздуха после компрессора к больше, чем давление газов перед турбиной p. Только при этом условии давление со стороны впускного коллектора больше, чем со стороны выпускного и, поэтому возможно осуществить продувку. Обратите внимание на закрашенные области диаграммы. Красным (+) цветом отмечена часть цикла, которую можно условно рассматривать как отдельный замкнутый круговой процесс, протекающий почасовой стрелке, те. прямой цикл или цикл, в котором совершается механическая работа. Эта часть газообмена не требует дополнительных затрат работы. Сам газ совершает здесь работу или, иными словами, работа газа на этом участке положительная. Участок, закрашенный синим цветом (–), соответствует участку сот- рицательной работой газа на проталкивание газа через органы газораспределения затрачивается работа, что уменьшает полезную располагаемую работу, полученную в процессе сгорания-расширения. Работу, затраченную на газообмен, называют работой насосных ходов и, как следует из вышесказанного, эта работа может быть отрицательной и положительной. Впрочем, если говорить о процессе газообмена в целом, то суммарная работа насосных ходов будет в рассмотренном случае отрицательной. Но этот минус будет относительно небольшой. Если давление во впускном коллекторе (после компрессора) меньше давления в выпускном (перед турбиной, то работа насосных ходов будет отрицательной и потери, связанные с насосными ходами двигателя, резко возрастут (рис. 3.2). В этом случае продувка, строго говоря, невозможна вместо этого будет иметь место заброс продуктов сгорания. Относительно недавно такое явление считалось безоговорочно вредным, так как ухудшало очистку цилиндра и снижало КПД. Сегодня же, управляемый заброс продуктов сгорания в цилиндр можно рассматривать как способ внутренней рециркуляции отработавших газов, позволяющий снизить содержание оксидов азота в выбросах дизеля. В двигателе без наддува работа насосных ходов также однозначно отрицательная. Период перекрытия клапанов (участок r′r′′) в таких (атмосферных) двигателях делают непродолжительным (рис. 3.3).
33 Рис. 3.2. Процессы газообмена при p
к
<p
т
Рис. 3.3. Процессы газообмена для атмосферного двигателя
(p
0 давление в окружающей среде)
1 2 3 4 5 6 7 8 9 ... 12
3.2. Периоды газообмена 2-тактных дизелей Для газообмена в 2-тактных дизелях необходимо обязательно обеспечить положительный перепад давлений между впускными выпускным коллекторами. Простейшим вариантом является кривошипно-камерная продувка, при которой поршень, двигаясь вниз сжимает воздух, находящийся под ним в кривошипной камере. Этот воздух направляют к впускным окнам. На тепловозах такие двигатели не применяют, а проблему продувки решают с помощью механического наддува, при котором атмосферный воздух сжимается компрессором, приводимым в действие от коленчатого вала. На тепловозах применяют 2-тактные двигатели с прямоточной продувкой (с противоположно движущимися поршнями или с клапанно-щелевой схемой. В этих случаях можно выделить следующие периоды газообмена (табл. 3.2). Таблица 3.2 Процессы газообмена 2-тактного дизеля с прямоточной схемой газообмена Процесс Границы Описание Свободный выпуск Открытие выпускного органа – открытие продувочных окон Продукты сгорания выходят из цилиндра через открытый клапан или выпускные окна благодаря высокому давлению в цилиндре Продувка Открытие продувочных окон – закрытие выпускного органа Основная часть газообмена для двухтактного дизеля. Вне зависимости от направления движения поршня вблизи НМТ свежий воздух выталкивает продукты сгорания
Дозарядка Закрытие выпускного органа – закрытие продувочных окон Благодаря высокому давлению воздуха, он продолжает поступать в цилиндр
34
3.3. Показатели газообмена
3.3.1. Коэффициент остаточных газов Остаточными газами называются отработавшие газы, оставшиеся в цилиндре после газообмена. Их состояние характеризуется температурой
T
r
и давлением p
r
в точке r индикаторной диаграммы (см. рис. 3.1–3.3). Коэффициент остаточных газов
r это отношение количества продуктов сгорания M
r
в свежей смеси к количеству воздуха L
r
r
M
L
(3.1) Очевидно, что чем выше коэффициент остаточных газов, тем хуже очищается цилиндр. Для тепловозных дизелей значения коэффициента остаточных газов на режиме полной мощности лежат в следующих пределах для 4-тактных – 0,03…0,06; в двухтактных с клапанно-щелевой продувкой – 0,08…0,15; в двухтактных с прямоточно-щелевой продувкой 0,03…0,07. Для двигателей с рециркуляцией отработавших газов, коэффициент остаточных газов, по сути, становится коэффициентом рециркуляции.
3.3.2. Коэффициент наполнения Коэффициентом наполнения называют отношение действительного количества воздуха (свежего заряда, поступившего в цилиндр двигателя, к тому количеству, которое бы поместилось в рабочем объеме при параметрах свежего заряда перед впускными органами. Часто коэффициенту наполнения дают похожее определение, говоря об отношении действительного количества свежего заряда к теоретически возможному. В этом случае важно понимать, что называется теоретически возможным количеством. Теория здесь достаточно простая полагают, что объем, равный рабочему объему, сообщили с впускным коллектором, в результате чего в цилиндре должно установиться тоже давление что ив коллекторе, как в случае с сообщающимися сосудами. Следует учитывать, что в действительности так могло бы происходить, только если время процесса продолжительное или проходное сечение впускного органа велико. Рассчитать теоретическое количество воздуха, например цикловую массу т, в этом случае, можно по уравнению состояния идеального газа т V
m
RT
,
(3.2)
35 где p
s
, T
s
– давление воздуха во впускном коллекторе V
h
– рабочий объем
R – газовая постоянная воздуха. Если измерить действительную массу воздуха, поступившего в цикле в цилиндры двигателя д, то, согласно приведенному выше определению, коэффициент наполнения записывается как д
т
v
m
m
(3.3) Значения коэффициента наполнения для четырехтактных двигателей лежит в пределах от 0,75 до 0,95. Меньшие значения относятся к быстроходным двигателями к атмосферным, большие – к тихоходными с наддувом. Пример 3.1. Рассчитать коэффициент наполнения, если известно, что при работе 4-тактного двигателя с рабочим объемом 40 л давление воздуха во впускном коллекторе равно 250 кПа, а температура 350 К. При этом измеренный расход воздуха составляет 10 кг/мин при частоте вращения коленчатого вала 600 об/мин. Решение Найдем теоретическое количество воздуха, которое помещается в рабочем объеме двигателя при указанных условиях по формуле (3.2), переведя давление в Паскали, а объем в метры кубические, и принимая газовую постоянную для воздуха R = 287 Дж/(кг
К):
350 287 04
,
0 т = 0,0996
0,1 кг. Так как в 4-тактном двигателе впуск совершается каждый й оборот вала, действительное количество воздуха может быть найдено как н
циклов/мии
300
кг/мин
27
т
m
= 0,09 кг. И тогда, согласно (3.3), коэффициент наполнения
1
,
0 09
,
0
v
= 0,9. Теоретическое значение коэффициента наполнения может быть вычислено при следующих допущениях
– процесс наполнения заканчивается в точке а индикаторной диаграммы
– отсутствует дозарядка цилиндра
– работа газов в процессе наполнения равна нулю
– теплоемкости воздуха и остаточных газов равны.
36 При таких условиях можно получить уравнение
1 1
1 1
a
s
v
s
a
r
p T
p T
,
(3.4) которое показывает, что коэффициент наполнения уменьшается
– при увеличении геометрической степени сжатия
;
– росте потерь давления во впускных каналах, приводящих к уменьшению давления в точке а индикаторной диаграммы а при постоянном давлении во впускном коллекторе
– подогреве свежего заряда (T
a
> T
s
);
– плохой очистке (увеличение
r
);
– увеличении доли потерянного хода (рост
).
3.4. Механизм газораспределения Рассмотрим устройство механизма газораспределения на примере тепловозного дизеля Д (рис. 3.4). Основные элементы механизма газораспределения расположены в лотке. Для того, чтобы при нагреве деталей клапанного механизма компенсировать их тепловое расширение, в механизме привода клапанов ДВС предусматривают зазоры (в холодном состоянии. Припуске холодного двигателя эти зазоры являются источником дополнительного шума, а, главное, приводят к повышенным динамическим нагрузкам на детали привода. Если тепловой зазор будет больше расчетного значения, то эти негативные явления сохранятся и при работе прогретого двигателя. При малых зазорах последствия бывают еще хуже – клапаны оказываются зажатыми, те. не садятся в посадочные седла. Это приводит к снижению компрессии в цилиндрах двигателя, а для выпускных клапанов, дополнительно к этому, еще и к перегреву, вплоть до прогара металла клапанов. В современных двигателях, в том числе ив тепловозном дизеле типа Д для компенсации тепловых зазоров предусматривают гидротолкатель (или гидрокомпенсатор), обеспечивающий беззазорную работу механизма при любом тепловом состоянии. Обратите внимание на конструкцию седла выпускных клапанов это плавающие, те. подвижные седла, обеспечивающие лучшее прилегание клапана по уплотнительному пояску. Наличие индикаторного канала 8, характерного для всех тепловозных дизелей, позволяет измерить максимальные давления в цикле с помощью максиметра и экспериментально определить индикаторную диаграмму с помощью современных электронных индикаторов. Назначение некоторых деталей клапанного механизма можно понять, анализируя рис. 3.5.
37 Рис. 3.4. Крышка цилиндра дизеля Д 1 – корпус крышки 2 – впускной клапан
3 – направляющие втулки клапанов 4 – плавающее седло выпускного клапана
5 – стопорное кольцо 6 – выпускной клапан 7 – форсунка 8 – канал индикаторного крана 9 – канал подвода воздуха 10 – канал отвода отработавших газов
11 – полости водяного охлаждения крышки 12 – место соединения крышки и закрытия отверстия силовых шпилек 14 – отверстия под шпильки соединения крышки со втулкой Рис. 3.5. Детали ГРМ дизеля Д
1 – металлокерамическая втулка 2 – фторопластовые кольца 3 – скребок
4 – ось рычага 5 – рычаги клапанов
6 – тарелка пружины 7 – сухарь клапана направляющие втулки клапанов пружинное кольцо 10 – выпускные клапаны 11 – впускные клапаны
38 Масло по сверлению в толкателе поступает к отверстию в рычагах см. выноску А на рис. 3.5) и далее подается к гидротолкателям, а также идет на смазку оси рычага 4 и внутренней поверхности направляющей втулки 8. Излишки масла снимаются с помощью скребка 3 и втулки 1, благодаря которым масло не проникает в камеру сгорания. В исходное положение клапаны возвращаются благодаря пружинам, которые фиксируются в предварительно сжатом состоянии с помощью разрезных сухарей 7 и тарелки 6.
3.5. Фазы газораспределения Под термином фазы газораспределения понимают углы положения коленчатого вала, соответствующие открытию и закрытию органов газораспределения. Точнее, пожалуй, будет сказать так началу открытия и окончанию закрытия, так как клапаны открываются и закрываются не мгновенно, а по определенному закону, определяемому профилем кулачковой шайбы и передаточным числом клапанного механизма. Наиболее полную информацию о работе клапанного механизма можно получить по диаграммам площади проходного сечения клапанов к ), изображенной на рис. 3.6. Рис. 3.6. Диаграмма площади клапанов 4-тактного двигателя На рисунке можно наблюдать типичную особенность площадь проходного сечения впускного клапана при полном открытии больше площади выпускного. Это объясняется тем, что выпуск происходит в среднем
39 при больших давлениях рабочего тела, и поэтому для того чтобы пропустить через клапан тоже и даже большее количество газов, достаточно меньших проходных сечений. При равном числе и ходе клапанов это достигается их меньшим диаметром (см. рис. 3.5). Фазы газораспределения можно определить значениями четырех углов. Удобнее эти значения определять не в абсолютных значениях, а в отклонениях от ближайших мертвых точек. В подавляющем большинстве случаев клапаны открываются с опережением относительно ближайшей мертвой точки и закрываются с запаздыванием. Тогда фазы газораспределения можно задать значениями следующих углов ов
– угол опережения открытия выпускного клапана овп
– угол опережения открытия впускного клапана зв
– угол запаздывания закрытия выпускного клапана звп
– угол запаздывания закрытия впускного клапана. Наиболее наглядно эти углы изображаются на круговых диаграммах фаз газораспределения, которые состоят из дуг окружностей, описываемых точкой сочленения кривошипа и шатуна в периоды газообмена (рис. 3.7). Значения фаз ГРМ для отечественных тепловозных дизелей можно найти в [1, с. 287]. В настоящее время отечественные тепловозные дизели не имеют механизмов изменения фаз газораспределения, впрочем, не только отечественные. Как часто это бывает, технические новшества в области ДВС появляются сначала для двигателей автомобильного назначения. Возможность изменения фаз газораспределения вовремя работы двигателя позволяет достичь лучших результатов по экономичности, особенно, если речь идет о двигателе с наддувом. Ведь двигатель с наддувом работает на максимальной мощности не всегда, а поэтому продолжительная фаза продувки (нужная на этом режиме, ухудшает его показатели на холостом ходу и режимах частичной мощности. Для таких режимов продувка ненужна вовсе или нужна не столь продолжительное время. Пределы изменения фаз
ГРМ в зависимости от режима его работы можно видеть на примере системы компании BMW (риc. 3.8). Если для автомобильных двигателей системы изменения фаз газораспределения стали, фактически, стандартом, то для судовых и тепловозных дизелей, время адаптации механизмов ГРМ к изменяющимся режимам работы наступило в наши дни. Примером может служить система изменения фаз ГРМ, разработанная для судового среднеоборотного двигателя инженерами компании Caterpillar.
40 Рис. 3.7. Схема получения круговой диаграммы фаз ГРМ и численные значения для дизеля типа Д Рис. 3.8. Изменяемые фазы ГРМ автомобильного двигателя BMW N55
41 КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ
1. Перечислите основные периоды газообмена 4-тактного дизеля. Какие особенности газообмена можно указать для двигателей с наддувом и атмосферных двигателей
2. Назовите основные периоды газообмена 2-тактного дизеля. Какие отличия имеют место для различных схем газообмена
3. Назовите основные показатели качества процесса газообмена. Дайте им полные определения.
4. Изобразите примерный вид диаграммы «время–сечение» для четырехтактного дизеля. В чем будет отличие для двигателей 2- и 4-тактных?
5. Чем отличаются круговые диаграммы фаз газораспределения для двигателей различной тактности? Как сказывается на круговой диаграмме фаз газораспределения применение наддува
6. Чем вызвана необходимость применения в современных двигателях систем изменения фаз газораспределения
7. Назовите основные элементы (детали) клапанных и золотниковых механизмов газораспределения 4- и 2-тактных дизелей.
4. ПРОЦЕСС СЖАТИЯ. ШАТУННО-ПОРШНЕВАЯ ГРУППА ДИЗЕЛЯ
4.1. Процесс сжатия как термодинамический процесс Из курса термодинамики известно, что процесс изменения состояния газа при котором уменьшается его объем (или, что тоже самое – процесс сжатия) может быть описан следующими моделями
– изобарное сжатие (когда давление газа не изменяется
– изотермическое сжатие (когда температура газа остается постоянной
– адиабатное сжатие (если нет теплообмена с окружающей средой
– политропное сжатие (все параметры могут изменяться и теплообмен может быть. Политропный процесс, таким образом, может служить обобщающим процессом для вышеперечисленных его частных случаев. Уравнение политропного процесса может быть записано как
n
p V
= const,
(4.1) где p – давление газа V – его объем n – показатель политропы (или показатель политропного процесса, равный
42
l
p
l
v
c
c
n
c
c
,
(4.2) где c
l
– теплоемкость в данном (те. в политропном) процессе c
p
– теплоемкость в изобарном процессе c
v
– теплоемкость в изохорном процессе. Частным случаям политропного процесса соответствует свое значение показателя n: для изохорного процесса n = ∞; для изобарного n = 0; для изотермического n = 1 и для адиабатного n = k, где k = Общим допущением для всех названных термодинамических моделей является неизменность теплоемкости газа в данных процессах, что, как известно, не соответствует действительности ведь теплоемкость веществ изменяется с изменением их температуры и поэтому, если в термодинамическом процессе имеет место изменение температуры газа, то и теплоемкость газа будет изменяться. Наиболее близкой (при правильном выборе значения n) к описанию действительного процесса сжатия в цилиндрах дизеля является модель политропного процесса. Выясним значение показателя политропы, при котором эта близость имеет место. Для начала вспомним, что величина показателя политропы может рассматриваться как мера направления и интенсивности теплообмена между газом и окружающей средой. Действительно (рис. 4.1) на тепловой диаграмме процессов сжатия видно, что если принять границей теплообмена адиабату, то процессы, начавшиеся в точке 1 ив которых n > k, могут протекать только с подводом теплоты и стем большим, чем больше будет значение, вплоть до предельного значения до изохоры (n = ∞). Процессы, проходящие ниже адиабаты, те. процессы с отводом теплоты (охлаждением газа, будут иметь место при n < k. Граничным процессом в этом случае будет изобарное сжатие с n = 0. Рис. 4.1. Тепловая диаграмма для процессов сжатия 1–2
p изобарный процесс
1–2
q
– адиабатный процесс 1–2
v
– изохорный процесс
43 Таким образом, чтобы ответить на вопрос о величине показателя полит- ропы в процессе сжатия воздуха с дизелем, нужно выяснить нагревается воздух или охлаждается Направление и интенсивность процессов теплообмена зависят от перепада температур для воздуха в цилиндре и контактирующих с ним поверхностей. Представление о температуре стенок камеры сгорания можно получить, познакомившись с экспериментальными данными, например, для тепловозного дизеля типа Д (рис. 4.2). Самые высокие температуры находятся в зоне выпускных окон, где температура достигает С. Примерно такие же значения имеют место в самых термона- пряженных местах поршня (на риc. 4.2 поршни не показаны. Температура воздуха T
S
во впускном коллекторе практически не изменяется по нагрузочной характеристике [1, рис. 130] и для двигателя Дна- ходится в районе 60 С ( 330 К. Таким образом, получается, что вначале сжатия (точка а на рис. 4.3) воздух имеет температуру меньше, чему окружающих его поверхностей рабочей камеры, и поэтому при сжатии показатель должен быть больше чем k – показатель адиабаты – действительный процесс протекает выше адиабатного. Однако по мере сжатия воздуха растет Рис. 4.2. Значение температур в различных точках) втулки цилиндров дизеля Д при работе на различных нагрузочных режимах
44 не только его давление, но и температура, и поэтому, в некоторой точке d на мгновение будет достигнуто равенство средних температура затем воздух станет горячей стенок. Теплота начинает отдаваться к стенкам, а, следовательно, показатель политропы должен быть меньше показателя адиабаты. При этом линия действительного процесса сжатия протекает ниже линии адиабатного сжатия. Вывод из вышесказанного следующий действительный процесс нельзя точно описать уравнением) политропного процесса при любом неизменном значении показателя n.
1 2 3 4 5 6 7 8 9 ... 12
34
3.3. Показатели газообмена
3.3.1. Коэффициент остаточных газов Остаточными газами называются отработавшие газы, оставшиеся в цилиндре после газообмена. Их состояние характеризуется температурой
T
r
и давлением p
r
в точке r индикаторной диаграммы (см. рис. 3.1–3.3). Коэффициент остаточных газов
r это отношение количества продуктов сгорания M
r
в свежей смеси к количеству воздуха L
r
r
M
L
(3.1) Очевидно, что чем выше коэффициент остаточных газов, тем хуже очищается цилиндр. Для тепловозных дизелей значения коэффициента остаточных газов на режиме полной мощности лежат в следующих пределах для 4-тактных – 0,03…0,06; в двухтактных с клапанно-щелевой продувкой – 0,08…0,15; в двухтактных с прямоточно-щелевой продувкой 0,03…0,07. Для двигателей с рециркуляцией отработавших газов, коэффициент остаточных газов, по сути, становится коэффициентом рециркуляции.
3.3.2. Коэффициент наполнения Коэффициентом наполнения называют отношение действительного количества воздуха (свежего заряда, поступившего в цилиндр двигателя, к тому количеству, которое бы поместилось в рабочем объеме при параметрах свежего заряда перед впускными органами. Часто коэффициенту наполнения дают похожее определение, говоря об отношении действительного количества свежего заряда к теоретически возможному. В этом случае важно понимать, что называется теоретически возможным количеством. Теория здесь достаточно простая полагают, что объем, равный рабочему объему, сообщили с впускным коллектором, в результате чего в цилиндре должно установиться тоже давление что ив коллекторе, как в случае с сообщающимися сосудами. Следует учитывать, что в действительности так могло бы происходить, только если время процесса продолжительное или проходное сечение впускного органа велико. Рассчитать теоретическое количество воздуха, например цикловую массу т, в этом случае, можно по уравнению состояния идеального газа т V
m
RT
,
(3.2)
35 где p
s
, T
s
– давление воздуха во впускном коллекторе V
h
– рабочий объем
R – газовая постоянная воздуха. Если измерить действительную массу воздуха, поступившего в цикле в цилиндры двигателя д, то, согласно приведенному выше определению, коэффициент наполнения записывается как д
т
v
m
m
(3.3) Значения коэффициента наполнения для четырехтактных двигателей лежит в пределах от 0,75 до 0,95. Меньшие значения относятся к быстроходным двигателями к атмосферным, большие – к тихоходными с наддувом. Пример 3.1. Рассчитать коэффициент наполнения, если известно, что при работе 4-тактного двигателя с рабочим объемом 40 л давление воздуха во впускном коллекторе равно 250 кПа, а температура 350 К. При этом измеренный расход воздуха составляет 10 кг/мин при частоте вращения коленчатого вала 600 об/мин. Решение Найдем теоретическое количество воздуха, которое помещается в рабочем объеме двигателя при указанных условиях по формуле (3.2), переведя давление в Паскали, а объем в метры кубические, и принимая газовую постоянную для воздуха R = 287 Дж/(кг
К):
350 287 04
,
0 т = 0,0996
0,1 кг. Так как в 4-тактном двигателе впуск совершается каждый й оборот вала, действительное количество воздуха может быть найдено как н
циклов/мии
300
кг/мин
27
т
m
= 0,09 кг. И тогда, согласно (3.3), коэффициент наполнения
1
,
0 09
,
0
v
= 0,9. Теоретическое значение коэффициента наполнения может быть вычислено при следующих допущениях
– процесс наполнения заканчивается в точке а индикаторной диаграммы
– отсутствует дозарядка цилиндра
– работа газов в процессе наполнения равна нулю
– теплоемкости воздуха и остаточных газов равны.
36 При таких условиях можно получить уравнение
1 1
1 1
a
s
v
s
a
r
p T
p T
,
(3.4) которое показывает, что коэффициент наполнения уменьшается
– при увеличении геометрической степени сжатия
;
– росте потерь давления во впускных каналах, приводящих к уменьшению давления в точке а индикаторной диаграммы а при постоянном давлении во впускном коллекторе
– подогреве свежего заряда (T
a
> T
s
);
– плохой очистке (увеличение
r
);
– увеличении доли потерянного хода (рост
).
3.4. Механизм газораспределения Рассмотрим устройство механизма газораспределения на примере тепловозного дизеля Д (рис. 3.4). Основные элементы механизма газораспределения расположены в лотке. Для того, чтобы при нагреве деталей клапанного механизма компенсировать их тепловое расширение, в механизме привода клапанов ДВС предусматривают зазоры (в холодном состоянии. Припуске холодного двигателя эти зазоры являются источником дополнительного шума, а, главное, приводят к повышенным динамическим нагрузкам на детали привода. Если тепловой зазор будет больше расчетного значения, то эти негативные явления сохранятся и при работе прогретого двигателя. При малых зазорах последствия бывают еще хуже – клапаны оказываются зажатыми, те. не садятся в посадочные седла. Это приводит к снижению компрессии в цилиндрах двигателя, а для выпускных клапанов, дополнительно к этому, еще и к перегреву, вплоть до прогара металла клапанов. В современных двигателях, в том числе ив тепловозном дизеле типа Д для компенсации тепловых зазоров предусматривают гидротолкатель (или гидрокомпенсатор), обеспечивающий беззазорную работу механизма при любом тепловом состоянии. Обратите внимание на конструкцию седла выпускных клапанов это плавающие, те. подвижные седла, обеспечивающие лучшее прилегание клапана по уплотнительному пояску. Наличие индикаторного канала 8, характерного для всех тепловозных дизелей, позволяет измерить максимальные давления в цикле с помощью максиметра и экспериментально определить индикаторную диаграмму с помощью современных электронных индикаторов. Назначение некоторых деталей клапанного механизма можно понять, анализируя рис. 3.5.
37 Рис. 3.4. Крышка цилиндра дизеля Д 1 – корпус крышки 2 – впускной клапан
3 – направляющие втулки клапанов 4 – плавающее седло выпускного клапана
5 – стопорное кольцо 6 – выпускной клапан 7 – форсунка 8 – канал индикаторного крана 9 – канал подвода воздуха 10 – канал отвода отработавших газов
11 – полости водяного охлаждения крышки 12 – место соединения крышки и закрытия отверстия силовых шпилек 14 – отверстия под шпильки соединения крышки со втулкой Рис. 3.5. Детали ГРМ дизеля Д
1 – металлокерамическая втулка 2 – фторопластовые кольца 3 – скребок
4 – ось рычага 5 – рычаги клапанов
6 – тарелка пружины 7 – сухарь клапана направляющие втулки клапанов пружинное кольцо 10 – выпускные клапаны 11 – впускные клапаны
38 Масло по сверлению в толкателе поступает к отверстию в рычагах см. выноску А на рис. 3.5) и далее подается к гидротолкателям, а также идет на смазку оси рычага 4 и внутренней поверхности направляющей втулки 8. Излишки масла снимаются с помощью скребка 3 и втулки 1, благодаря которым масло не проникает в камеру сгорания. В исходное положение клапаны возвращаются благодаря пружинам, которые фиксируются в предварительно сжатом состоянии с помощью разрезных сухарей 7 и тарелки 6.
3.5. Фазы газораспределения Под термином фазы газораспределения понимают углы положения коленчатого вала, соответствующие открытию и закрытию органов газораспределения. Точнее, пожалуй, будет сказать так началу открытия и окончанию закрытия, так как клапаны открываются и закрываются не мгновенно, а по определенному закону, определяемому профилем кулачковой шайбы и передаточным числом клапанного механизма. Наиболее полную информацию о работе клапанного механизма можно получить по диаграммам площади проходного сечения клапанов к ), изображенной на рис. 3.6. Рис. 3.6. Диаграмма площади клапанов 4-тактного двигателя На рисунке можно наблюдать типичную особенность площадь проходного сечения впускного клапана при полном открытии больше площади выпускного. Это объясняется тем, что выпуск происходит в среднем
39 при больших давлениях рабочего тела, и поэтому для того чтобы пропустить через клапан тоже и даже большее количество газов, достаточно меньших проходных сечений. При равном числе и ходе клапанов это достигается их меньшим диаметром (см. рис. 3.5). Фазы газораспределения можно определить значениями четырех углов. Удобнее эти значения определять не в абсолютных значениях, а в отклонениях от ближайших мертвых точек. В подавляющем большинстве случаев клапаны открываются с опережением относительно ближайшей мертвой точки и закрываются с запаздыванием. Тогда фазы газораспределения можно задать значениями следующих углов ов
– угол опережения открытия выпускного клапана овп
– угол опережения открытия впускного клапана зв
– угол запаздывания закрытия выпускного клапана звп
– угол запаздывания закрытия впускного клапана. Наиболее наглядно эти углы изображаются на круговых диаграммах фаз газораспределения, которые состоят из дуг окружностей, описываемых точкой сочленения кривошипа и шатуна в периоды газообмена (рис. 3.7). Значения фаз ГРМ для отечественных тепловозных дизелей можно найти в [1, с. 287]. В настоящее время отечественные тепловозные дизели не имеют механизмов изменения фаз газораспределения, впрочем, не только отечественные. Как часто это бывает, технические новшества в области ДВС появляются сначала для двигателей автомобильного назначения. Возможность изменения фаз газораспределения вовремя работы двигателя позволяет достичь лучших результатов по экономичности, особенно, если речь идет о двигателе с наддувом. Ведь двигатель с наддувом работает на максимальной мощности не всегда, а поэтому продолжительная фаза продувки (нужная на этом режиме, ухудшает его показатели на холостом ходу и режимах частичной мощности. Для таких режимов продувка ненужна вовсе или нужна не столь продолжительное время. Пределы изменения фаз
ГРМ в зависимости от режима его работы можно видеть на примере системы компании BMW (риc. 3.8). Если для автомобильных двигателей системы изменения фаз газораспределения стали, фактически, стандартом, то для судовых и тепловозных дизелей, время адаптации механизмов ГРМ к изменяющимся режимам работы наступило в наши дни. Примером может служить система изменения фаз ГРМ, разработанная для судового среднеоборотного двигателя инженерами компании Caterpillar.
40 Рис. 3.7. Схема получения круговой диаграммы фаз ГРМ и численные значения для дизеля типа Д Рис. 3.8. Изменяемые фазы ГРМ автомобильного двигателя BMW N55
41 КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ
1. Перечислите основные периоды газообмена 4-тактного дизеля. Какие особенности газообмена можно указать для двигателей с наддувом и атмосферных двигателей
2. Назовите основные периоды газообмена 2-тактного дизеля. Какие отличия имеют место для различных схем газообмена
3. Назовите основные показатели качества процесса газообмена. Дайте им полные определения.
4. Изобразите примерный вид диаграммы «время–сечение» для четырехтактного дизеля. В чем будет отличие для двигателей 2- и 4-тактных?
5. Чем отличаются круговые диаграммы фаз газораспределения для двигателей различной тактности? Как сказывается на круговой диаграмме фаз газораспределения применение наддува
6. Чем вызвана необходимость применения в современных двигателях систем изменения фаз газораспределения
7. Назовите основные элементы (детали) клапанных и золотниковых механизмов газораспределения 4- и 2-тактных дизелей.
4. ПРОЦЕСС СЖАТИЯ. ШАТУННО-ПОРШНЕВАЯ ГРУППА ДИЗЕЛЯ
4.1. Процесс сжатия как термодинамический процесс Из курса термодинамики известно, что процесс изменения состояния газа при котором уменьшается его объем (или, что тоже самое – процесс сжатия) может быть описан следующими моделями
– изобарное сжатие (когда давление газа не изменяется
– изотермическое сжатие (когда температура газа остается постоянной
– адиабатное сжатие (если нет теплообмена с окружающей средой
– политропное сжатие (все параметры могут изменяться и теплообмен может быть. Политропный процесс, таким образом, может служить обобщающим процессом для вышеперечисленных его частных случаев. Уравнение политропного процесса может быть записано как
n
p V
= const,
(4.1) где p – давление газа V – его объем n – показатель политропы (или показатель политропного процесса, равный
42
l
p
l
v
c
c
n
c
c
,
(4.2) где c
l
– теплоемкость в данном (те. в политропном) процессе c
p
– теплоемкость в изобарном процессе c
v
– теплоемкость в изохорном процессе. Частным случаям политропного процесса соответствует свое значение показателя n: для изохорного процесса n = ∞; для изобарного n = 0; для изотермического n = 1 и для адиабатного n = k, где k = Общим допущением для всех названных термодинамических моделей является неизменность теплоемкости газа в данных процессах, что, как известно, не соответствует действительности ведь теплоемкость веществ изменяется с изменением их температуры и поэтому, если в термодинамическом процессе имеет место изменение температуры газа, то и теплоемкость газа будет изменяться. Наиболее близкой (при правильном выборе значения n) к описанию действительного процесса сжатия в цилиндрах дизеля является модель политропного процесса. Выясним значение показателя политропы, при котором эта близость имеет место. Для начала вспомним, что величина показателя политропы может рассматриваться как мера направления и интенсивности теплообмена между газом и окружающей средой. Действительно (рис. 4.1) на тепловой диаграмме процессов сжатия видно, что если принять границей теплообмена адиабату, то процессы, начавшиеся в точке 1 ив которых n > k, могут протекать только с подводом теплоты и стем большим, чем больше будет значение, вплоть до предельного значения до изохоры (n = ∞). Процессы, проходящие ниже адиабаты, те. процессы с отводом теплоты (охлаждением газа, будут иметь место при n < k. Граничным процессом в этом случае будет изобарное сжатие с n = 0. Рис. 4.1. Тепловая диаграмма для процессов сжатия 1–2
p изобарный процесс
1–2
q
– адиабатный процесс 1–2
v
– изохорный процесс
43 Таким образом, чтобы ответить на вопрос о величине показателя полит- ропы в процессе сжатия воздуха с дизелем, нужно выяснить нагревается воздух или охлаждается Направление и интенсивность процессов теплообмена зависят от перепада температур для воздуха в цилиндре и контактирующих с ним поверхностей. Представление о температуре стенок камеры сгорания можно получить, познакомившись с экспериментальными данными, например, для тепловозного дизеля типа Д (рис. 4.2). Самые высокие температуры находятся в зоне выпускных окон, где температура достигает С. Примерно такие же значения имеют место в самых термона- пряженных местах поршня (на риc. 4.2 поршни не показаны. Температура воздуха T
S
во впускном коллекторе практически не изменяется по нагрузочной характеристике [1, рис. 130] и для двигателя Дна- ходится в районе 60 С ( 330 К. Таким образом, получается, что вначале сжатия (точка а на рис. 4.3) воздух имеет температуру меньше, чему окружающих его поверхностей рабочей камеры, и поэтому при сжатии показатель должен быть больше чем k – показатель адиабаты – действительный процесс протекает выше адиабатного. Однако по мере сжатия воздуха растет Рис. 4.2. Значение температур в различных точках) втулки цилиндров дизеля Д при работе на различных нагрузочных режимах
44 не только его давление, но и температура, и поэтому, в некоторой точке d на мгновение будет достигнуто равенство средних температура затем воздух станет горячей стенок. Теплота начинает отдаваться к стенкам, а, следовательно, показатель политропы должен быть меньше показателя адиабаты. При этом линия действительного процесса сжатия протекает ниже линии адиабатного сжатия. Вывод из вышесказанного следующий действительный процесс нельзя точно описать уравнением) политропного процесса при любом неизменном значении показателя n.
1 2 3 4 5 6 7 8 9 ... 12
4.2. Средний показатель политропы сжатия Известны подходы к моделированию рабочего процесса двигателей, основанные на использовании переменного в процессе сжатия показателя политропы в соответствии с описанной выше природой его изменения. Однако из-за потери простоты модели сжатия (4.1), целесообразность такого подхода представляется сомнительной. На практике получило распространение использование уравнения (4.1) со средним за процесс значением показателя политропы сжатия n
ср
. При определении n
ср возможны два подхода. Первый (риса) предполагает нахождение такого значения m, при котором политропный процесс, построенный из общей с действительным процессом сжатия начальной точки, закончился бы в той же точке, что и действительный. Такой подход реализуется наиболее просто. Для точек a и c, принадлежащих одной по- литропе, можно записать
m
m
a
a
c
c
p V
p V
(4.3) Прологарифмируем это уравнение lnp
a
+ m lnV
a
= lnpc
+ m Рис. 4.3. Сопоставление действительного процесса сжатия (сплошная линия асс адиабатным (штриховая линия) и политропными процессами при n = const точечные линии)
45 и выразим m ln ln
c
a
a
c
p
V
m
p
V
(4.4) Недостатком рассмотренного подхода является то, что действительный и соответствующий ему политропный процесс значительно отличаются по своим энергетическим показателям. Видно (см. риса, что работа, затрачиваемая на сжатие в политропном процессе (площадь под линией процесса, будет меньше, чем в действительном процессе на величину ΔL. Поэтому в теории поршневых ДВС установилось представление о среднем показателе политропного процесса, когда критерием выбора величины n
ср является условие равенства работ действительного и политропного процесса L′ = L (рис. 4, б. Рис. 4.4. Варианты определения среднего показателя политропы: а – по совпадению граничных точек б – по совпадению работы сжатия Таким образом второй подход (принятый в теории ДВС) основан на расчете действительной работы сжатия. Работа действительного процесса определяется либо графически (подсчетом площади под линией сжатия на индикаторной диаграмме, либо численным интегрированием экспериментальной функции давления от объема цилиндра p(V) на участке сжатия ac.
1 1
1 1
'
0,5
c
a
V
r
i
i
i
i
i
V
L
pdV
p
p
V
V
, где r – количество экспериментально найденных точек на линии сжатия. Значения среднего показателя политропы сжатия находятся в пределах для мало- и среднеоборотных двигателей с охлаждаемыми поршнями n
ср
= 1,34–1,38; а б
46 для высокооборотных двигателей с неохлаждаемыми поршнями
n
ср
= 1,38–1,42. По величине среднего показателя политропы видно, что для тепловозных двигателей процесс сжатия протекает преимущественно с отдачей теплоты в стенки рабочей камеры. Увеличение быстроходности двигателя означает, что отдача теплоты от рабочего тела протекает менее интенсивно из-за сокращения продолжительности процесса (теплота не успевает перетекать к более холодным чем воздух стенкам, что и объясняет тенденцию приближения показателя политро- пы к показателю адиабатного процесса у быстроходных двигателей. А если степень сжатия в двигателе невелика, то может иметь место и преобладание подвода теплоты от стенок камеры к воздуху за процесс сжатия (n
ср
> k). Охлаждение поршней интенсифицирует отдачу теплоты в стенки рабочей камеры, поэтому показатель политропы смещается в сторону меньших значений. Как неоднократно отмечалось выше, использование среднего показателя политропы сжатия существенно упрощает расчет процессов. Покажем это на конкретном примере. Пример 4.1 Найти приближенное значение давления и температуры воздуха в конце сжатия (в точке с индикаторной диаграммы, если вначале сжатия точка а) воздух имеет параметры p
a
= 0,21 МПа и t
a
= 80 °C. Двигатель – тепловозный, степень сжатия равна 12. Решение На основании уравнения политропного процесса, аналогичного (4.3), для точек a и c можно записать ср
n
a
c
a
c
V
p
p
V
Степенью сжатия называют отношение полного объема цилиндра V
a
к объему камеры сгорания V
c
, а значит
=
ср
n
c
a
p
p Примем для тепловозного дизеля показатель политропы n
ср
= 1,37. Тогда давление в конце сжатия
1,37 0, 21 12
c
p
= 6,32 МПа.
47 Уравнение политропного процесса, записанное через температуру и объем, имеет вид
1
n
TV
= const, и, следовательно,
ср
1
n
c
a
T
T
При T
a
= 80 °C + 273 = 353 К имеем
1,37 1 353 12
c
T
= 885 К. Приближенность решения определяется тем, что расчет по среднему показателю политропы, как это видно из рис. 4.4, б, не дает совпадения в конечной точке (с ≠ с. Действительные значения будут меньше рассчитанных.
4.3. Перемещение, скорость и ускорение поршня Для того, чтобы рассчитать давление и температуру воздуха в любой промежуточной точке процесса сжатия, наряду с показателем политропы нужно знать объем цилиндра, который легко рассчитывается, если известно положение поршня – его ход S рис. 4.5)
V(
) = п
S(
). (4.6) Учитывая условные обозначения и понимая, что ход поршня, отсчитанный от положения
ВМТ, равен отрезку BꞌC, можно увидеть, что геометрический анализ прямоугольных треугольников
OBꞌB и
BꞌAB дает следующий результат
2
cos
4
cos
1
r
S
, (4.7) где r – радиус кривошипа, r = |OB| (см. риc. 4.5);
– отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, называемое постоянной КШМ; Рис. 4.5. К расчету перемещения поршня
48
r
l
,
(4.8) где l – длина шатуна l = |AB| (рис. 4.5). Скорость поршня c по определению находится как первая производная его перемещения повремени) где
= d
/dt – угловая скорость кривошипа. Аналогично рассчитывается ускорение поршня j – как первая производная повремени от скорости
2
cos cos 2
dc
dc d
j
r
dt
d
dt
(4.10) Формула (4.10) получена при условии равномерного вращения коленчатого вала
= const. При расчетах по формулами) следует учитывать связь угловой скорости
, си частоты вращения коленчатого вала n, мин 2
60 30
n
n
(4.11) Значения основных геометрических характеристик деталей ШПГ тепловозных дизелей, в том числе и постоянной КШМ можно найти в [1, табл. 8]. Графики перемещения, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала показаны на рис. 4.6. Эти графики рассчитаны применительно к конструкции КШМ дизеля типа Д для двухскоростных режимов его работы n = 350 мин, соответствующий холостому ходу и n = 1000 мин, соответствующий режиму полной мощности. Графики показывают, что скорость поршня достигает своего максимума в области) вблизи ВМТ. Конкретное значение зависит от постоянной КШМ
. Поршень останавливается (скорость равна нулю) в ВМТ
(0°, 360°, …) ив НМТ (180°, 540°, …), что и служит основанием называть эти точки мертвыми. Ускорение достигает максимальных значений в мертвых точках положительные значения в ВМТ, а отрицательные – в НМТ. Наряду с массой поршня ускорение оказывает решающее значение на величину сил инерции, действующих в механизме. При положении в ВМТ эти силы растягивают шатуна в НМТ сжимают его.
49 Пример 4.2 Вычислить скорость поршня, соответствующую положению вала 30° после ВМТ и среднюю скорость поршня для двигателя типа Д (ЧН26/26) при равномерном вращении его вала с частотой 1000 мин
–1
Рис. 4.6. Графики изменения хода, скорости и ускорения поршня дизеля типа Д при различной частоте вращения вала
50 Решение Постоянную КШМ определяем поданным, табл. 8] для дизеля типа Д
= 1/3,25 = 0,308. Радиус кривошипа равен половине полного хода поршня, что при размерности ЧН26/26 составляет r = 0,13 м. Угловую скорость вычислим по уравнению (4.11)
1000 30
= 104,4 с
-1
Тогда скорость поршня, рассчитанная по (4.9), составит
0,308 104, 4 0,13 sin 30
sin 60 2
c
= 8,56 мс. Средняя (за оборот) скорость поршня рассчитывается как отношение пути, пройденного поршнем за один оборот (два полных хода или четыре радиуса кривошипа, к продолжительности оборота. Продолжительность одного оборота в секундах равна 60/n. Тогда формула для средней скорости поршня получается такой
2 60 30
m
Sn
Sn
c
,
(4.12) где S – полный ход поршня. В рассматриваемом примере S = 0,26 м.
c
m
= 0,26·100030 = 8,67 мс. Расчет, рассмотренный в примере 4.2, показывает, что поршень двигателя типа Д при номинальной частоте вращения коленчатого вала движется со средней скоростью 8,67 мс. Согласно существующей классификации такой двигатель относится к двигателям средней быстроходности
c
m
, мс тип (по признаку быстроходности)
c
m
< 6,5 тихоходный
c
m
= 6,5 … 9 средней быстроходности
c
m
> 9 быстроходный
51
4.4. Шатунно-поршневая группа. Шатуны На рис. 4.7 показан шатун рядного двигателя со стержнем двутаврового сечения. Он состоит из верхней неразъемной головки 1, стержня 2 и нижней разъемной головки 4. В верхней (или поршневой) головке установлен головной подшипник 12, который (в двигателях малой и средней мощности) представляет собой бронзовую втулку. Втулка запрессовывается в головку и от проворачивания может крепиться шпильками. В двигателях большой мощности головной подшипник делают разъемным, состоящим из двух половинок, а вместо бронзовых вкладышей часто применяются стальные, залитые баббитом. В нижней (кривошипной) разъемной головке 4 устанавливается шатунный подшипник, состоящий из верхнего 11 и нижнего стальных вкладышей, залитых баббитом. Вкладыши шатунных подшипников могут быть залиты также свинцовистой бронзой или алюминие- во-никелевым сплавом. Шатунный подшипник стягивается шатунными болтами 3 и корончатыми гайками 8. Для предотвращения самоотвинчива- ния гаек ставятся шплинты 7. От проворачивания шатунного болта при завинчивании гайки предусмотрен штифт 10, который, выступая, упирается в специально сделанную грань на головке болта и фиксирует его в определенном положении. Штифты 9 служат для фиксации крышки 6 нижней головки шатуна относительно ее верхней части. По форме кривошипной головки, шатуны могут быть с прямыми косым разъемами (рис. 4.8). Косой разъем позволяет получить более жесткую конструкцию головки шатуна при сохранении условия сборки механизма через цилиндр если разъем расположен под углом коси цилиндра, то при равных диаметрах шатунной шейки ш стык можно выполнить большей длины. Сам стык при
11 10 9
8 7
6 5
4 3
2 Рис. 4.7. Основные элементы шатуна
1 – верхняя неразъемная головка 2 – стержень 3 – шатунный болт 4 – нижняя разъемная головка 5 – нижний стальной вкладыш 6 – крышка нижней головки шатуна 7 – шплинт
8 – корончатая гайка 9, 10 – штифты
11 – верхний стальной вкладыш 12 – головной подшипник
52 этом выполняют профилированным (чаще всего шлицевым, как на рис. 4.8, б, чтобы компенсировать большие усилия сдвига, возникающие при такой конструкции. Конструктивные особенности ШПГ различных двигателей, в первую очередь, обусловлены схемами расположения цилиндров. Для образных механизмов возможно применение трех вариантов (рис. 4.9).
а
б
Рис. 4.8. Прямой (аи косой (б) разъемы кривошипной головки Рис. 4.9. Варианты шатунов образных двигателей а – рядом стоящие б – главный-прицепной; в – центральный-вильчатый Рядом стоящие шатуны (см. риса) конструктивно не отличаются от шатунов рядного двигателя. При проектировании двигателя с такой схемой расположения шатунов приходится значительно увеличивать длину шатунной шейки коленчатого вала, что вызывает рост общей длины и массы вала, а, следовательно, и всего двигателя. Однако благодаря простоте конструкции а б в
53 такой вариант получил распространение для двигателей с числом цилиндров, не превышающим шесть–восемь. Для тепловозных образных двигателей обычно применяют вариант сочленения по варианту б, один из шатунов, в этом случае, называют главным, а другой – прицепным. В нижней головке главного шатуна выполняют проушину для прицепного, в которой располагают палец. Угол поворота прицепного шатуна относительно оси пальца ограничен интервалом в несколько десятков градусов. Этого достаточно для работы механизма. Вариант с «главным-прицепным» шатуном обеспечивает лучшую компактность двигателя, благодаря коротким шатунным шейкам коленчатого вала. Наряду со сложностью, механизму свойственен еще один недостаток – отличающаяся кинематика КШМ в правом иле- вом рядах двигателя. Этого недостатка лишен третий вариант (рис. 4.9, в) с центральными вильчатым» шатунами, однако и выигрыш в этом случае от сокращения длины шеек незначительный, а конструкция вильчатого шатуна вызывает проблемы обеспечения его прочности. В стержне шатуна выполняют отверстия для масла. Масло к шатуну проходит длинный путь главная магистраль в блоке цилиндров подшипники коренных шеек коленчатого вала – каналы в теле вала – отверстия в шатунных шейках вала. Далее масло через отверстия и проточку 1 рис. 4.10) в шатунном вкладыше поступает по окружному каналу 2, отверстиями 3 и 4 кривошипной головки шатуна в канал 5 стержня и поршневой головке, где масло нужно для смазки пальца, а в ряде случаев – для охлаждения поршней (окружной канал 6 и отверстие. Поршни Поршень – самая нагруженная деталь двигателя. Это утверждение касается как механических, таки термических нагрузок. При этом поршень должен обладать небольшой массой, так как его поступательное движение является причиной появления сил инерции, действующих на детали КШМ. Эти Рис. 4.10. Масляные каналы в шатуне рядного двигателя 1 – проточка 2, 6 – окружной канал отверстия кривошипной головки шатуна 5 – канал стержня 7 – отверстие
54 силы тем больше, чем больше частота вращения, поэтому в быстроходных двигателях поршни выполняют, как правило, из алюминиевых сплавов. Наряду с преимуществами (малый удельный вес, высокая теплопроводность) алюминию свойственны и недостатки – низкая прочность и большой коэффициент теплового расширения. Так как стальная втулка и алюминиевый поршень при нагреве будут расширяться по-разному, приходится увеличивать зазор в сопряжении этих деталей, что неблагоприятно сказывается на работе механизма, особенно на режимах малой мощности. Поэтому на двигателях средней быстроходности и тихоходных в качестве материала для поршней предпочтение отдают чугуну. Поршни двигателя отдают теплоту в окружающую среду разными способами. Во-первых, теплопроводностью через поршневые кольца к относительно холодным, охлаждаемым жидкостью втулкам цилиндрам. Во- вторых, к маслу, которое разбрызгивается вращающимся коленвалом и попадает на внутренние поверхности поршня. Эти способы присущи всем основным конструкциям двигателей. Такие поршни, несмотря на названные выше процессы теплопередачи, называют неохлаждаемыми. Под охлаждаемыми поршнями понимают поршни, для которых применяют дополнительные меры по отводу теплоты. Среди них
– разбрызгивание масла форсунками
– циркуляция масла
– циркуляция масла со взбалтыванием. Разбрызгивание масла форсунками распространено на автомобильных двигателях. Форсунки имеют простую конструкцию – как правило, это просто трубки, соединенные с одной стороны с масляной магистралью, а другой (открытой стороной) направлены в сторону внутренних поверхностей поршня. Форсунки устанавливают на блоке цилиндра. Для двигателей средней быстроходности форсунки могут быть установлены в поршневой головке шатуна.
Для обеспечения циркуляции масла в поршне предусматривают каналы и полости. Если объем полости большой, то наряду с циркуляцией появляется эффект взбалтывания при котором из-за инерции масла, находящегося в этих полостях, оно стремится двигаться в своем направлении при прохождении поршнем мертвых точек. Объем взбалтываемого масла должен составлять примерно половину объема полостей охлаждения. Сменяемость масла, определяемая проходными сечениями масляных каналов, определяется экспериментально. Эффективность от применения различных способов охлаждения можно оценить поданным, представленным в [1, рис. 93] и на рис. 4.11.
55 Рис. 4.11. Влияние способов охлаждения на распределение температурных полей в поршне а – без охлаждения б – разбрызгивание форсунками в – циркуляцией г – циркуляцией и взбалтыванием поданным, рис. 93] Полости для циркуляции масла могут быть выполнены в цельнолитых поршнях. Наиболее просто изготовить масляные полости если поршень состоит из нескольких частей. Такие составные поршни (рис. 4.12) применяют в высокофорсированных двигателях с большими давлениями и температурами в камере сгорания. Верхнюю часть 6, называемую головкой поршня, изготавливают из жаропрочных сталей, а нижнюю 4 (тронк) – из алюминиевых сплавов. Такой поршень сочетает в себе достоинства алюминиевых и чугунных поршней. Рис. 4.12. Составной поршень дизеля типа Д 1 – комплект крепежа головки с тронком (шпилька, центровочная втулка, корончатая гайка, шплинт 2 – палец 3 – стопорное кольцо 4 – тронк; 5 – уплотнительное кольцо в стыке головки и трон- ка 6 – головка поршня 7 – компрессионные кольца 8, 12 – масло- съемные кольца 9 – расширитель
10 – стакан 11 – пружина А, Б, В – масляные каналы а б в г
56 В полость охлаждения масло поступает через стакан 10, который прижимается пружиной 11 к головке шатуна. Масло заполняет внутреннюю центральную полость и, затем, по радиальным каналам А попадает в периферийную кольцевую полость Б, откуда по каналу В стекает в картер двигателя. Протечкам газов препятствуют уплотнительные (иначе компрессионные) кольца 7. Излишки масла со стенок цилиндра удаляются масло- съемными кольцами 8, 12. Поршневой палец 2, с помощью которого шатун соединяется с поршнем, может проворачиваться как в головке шатуна, таки в бобышках поршня и фиксируется от продольного перемещения стопорными кольцами. Между пальцем и внутренней поверхностью головки шатуна устанавливается втулка из антифрикционного материала. Такой поршневой палец называют плавающим. Преимущество плавающего пальца – его равномерный износ по окружности, а также большая надежность работы (на случай заклинивания в шатуне или в бобышках). Поршневой палец непла-
вающего типа запрессовывают в верхней головке шатуна. Такой палец может проворачиваться только в бобышках поршня.
4.4.3. Поршневые кольца Поршень имеет комплект колец, выполняющих три функции уплотнительную, насосную и маслосъемную. В зависимости от основного назначения различают кольца компрессионные (уплотнительные) и маслосъемные. Принцип уплотнительного действия компрессионных колец понятен из рис. 4.13. Кольцо устанавливается в канавке поршня с зазором как в радиальном, таки в осевом направлении поршня. Газы рабочей камеры заполняют эти зазоры, плотно прижимая кольцо к нижней поверхности канавки и к зеркалу цилиндра. Чем больше давление, тем сильнее прижимается кольцо и лучше работает уплотнение, но и износ будет сильнее. Именно по этой причине быстрее прочих изнашивается верхнее кольцо и цилиндровая втулка в районе контакта верхнего кольца в положении ВМТ поршня, когда давления в цилиндре максимальны. Количество компрессионных колец определяется преимущественно быстроходностью двигателя. Для быстроходных – число колец меньше, для тихоходных – больше. Рис. 4.13. Принцип уплотнительного действия компрессионного кольца
57 Объяснение этому простое – количество газов, прорывающихся через уплотнения, например при сжатии, тем больше, чем продолжительнее этот процесс. Чрезмерно большое количество колец нерационально, так как нижнее кольцо см. рис. 4.13) прижимается к стенкам малыми силами. Кроме уплотнительного действия компрессионным кольцам характерно еще и насосное действие (рис. 4.14). Рис. 4.14. Принцип насосного действия компрессионных колец Насосный эффект возникает из-за перемещения кольца в вертикальном положении. Когда поршень движется вниз, кольцо прижато к верхней грани канавки, и масло заполняет зазоры под кольцом. При смене направления движения поршня, кольцо прижимается к нижней грани канавки, проталкивая при своем движении порцию масла выше себя. Насосное действие колец в умеренном количестве оказывает положительный эффект без этого верхние кольца работали бы без смазки. Следует понимать, что при этом незначительное количество смазки окажется выше первого компрессионного кольца ив результате сгорит вместе с топливом. Это – главная причина расхода масла на угар для исправного двигателя. При увеличенных зазорах этот расход становится неприемлемо большим.
Маслосъемные кольца работают как скребки. Отличительной особенностью этих колец является то, что газы не прижимают их к стенкам ручья и цилиндра по двум причинам. Во-первых, эти кольца всегда расположены последними, те. в зоне, куда рабочие газы практически не попадают. Во-вторых, в стенке поршня имеются отверстия, предназначенные для отвода масла из полости канавки (рис. 4.15), поэтому кольцо может прижиматься к стенке цилиндра только благодаря силам упругости самого кольца. Рис. 4.15. Схема работы маслосъемного кольца
58 Таким образом, для маслосъемного действия кольца нужно не столько особая конструкция кольца, сколько особая конструкция канавки в поршне, предусматривающая отвод излишков масла из зазора между поршнем и цилиндром. Для лучшей работы, маслосъемные кольца могут быть выполнены из двух малых по высоте колец – скребков 4, 6 (рис. 4.16), которые вставляются в общую канавку и занимают правильное положение благодаря эспандеру расширителю) 5. Верхнее компрессионное кольцо 1 может иметь специальную антифрикционную вставку 2. Свойства упругости такого кольца сохраняются благодаря правильному выбору материала основного кольца. Рис. 4.16. Варианты конструкции современных поршневых колец 1, 3 – компрессионные кольца 2 – антифрикционная вставка 4, 6 – кольца-скребки; 5 – эспандер Дополнительные сведения обустройстве ШПГ тепловозного двигателя Д представлены в книге [2]. КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ
1. Каким термодинамическим процессом можно описать протекание сжатия в цилиндре дизеля Какой термодинамической величиной можно охарактеризовать направление и интенсивность теплообмена между рабочим телом и окружающей средой
2. Какие средние значения температуры характерны для деталей двигателя, образующих рабочую камеру
3. Что такое средний показатель политропы сжатия Какие два варианта его расчета вы можете назвать
59 4. Изобразите примерный вид графиков перемещения, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала.
5. Что такое постоянная КШМ?
6. Назовите основные элементы механизма движения тепловозного дизеля.
7. Какие функции выполняют компрессионные и маслосъемные кольца
1 2 3 4 5 6 7 8 9 ... 12