расширения снижа- ет эффективность преобразования теп- лоты в механичес- кую работу газов, КПД цикла умень- шается еще на 13– 26 % (рис. 12.1). В дизелях (. . 1) влияние эффектив- ности преобразова- ния теплоты, подве- денной к рабочему телу, в механичес- кую работу газов на КПД цикла состав- ляет 6–14 %, и чем выше ., тем меньше это влияние (рис. 12.2, 12.3). Потери части подведенной теплоты к рабочему телу в стенки над- поршневой полости снижает КПД цикла в двигателе с искровым зажиганием на 15– 23, в дизеле – на 5–15 % (рис. 12.1, 12.2). Использование высоко- го наддува оказывает незначительное влияние на соотношение влияния этих факторов на КПД действительного цикла. Возможности влияния на свойства рабочего тела, теплооб- мен между рабочим телом и стенками надпоршневой полости крайне ограничены. Поэтому основные резервы повышения КПД действительного цикла (индикаторного КПД) будут предопреде- ляться возможностью повышения КПД термодинамического цикла, например, использованием в двигателях с искровым зажи- ганием цикла с продолженным расширением (.д . 10, .р > 15) и совершенствованием процессов смесеобразования и сгорания. Рисунок 12.3 – Влияние частоты вращения коленчатого вала на параметры и показатели действительного цикла дизеля Д-70 при рz = const и Ne = const (16ЧН 24/27, . = 13, Ne = 2200 кВт) 800 900 n, об/мин 800 900 n, об/мин .Vs 0,85 0,90 р, МПА . 1,3 1,5 We,% 8 10 10 12 рs, МПА 0,15 0,25 0,46 0,42 0,44 0,56 0,54 . 0,48 0,52 0,58 0,60 0,50 рs ts .Vs . рz . . .c-z We .t .t.c .t.c.. .i=.t.c...W .c-z 0,75 0,85 . 1,2 1,4 . 1,5 2,5 35 55 ts,.C 427 §2. Механические потери Индикаторная работа газов за цикл или за 1 с (индикаторная мощность) не могут быть полностью использованы на выходном валу для выполнения полезной работы (для привода различных устройств, агрегатированных с двигателем, перемещения транс- портных средств и т.п.). Часть индикаторной работы газов необ- ходимо затратить на собственные нужды двигателя: . на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях двигателя – Lтр; . на привод вспомогательных агрегатов – Lвсп (водяного на- соса, масляного насоса, топливного насоса, механизма газорас- пределения, генератора и т.п.); . на преодоление аэродинамического сопротивления воз- духа вращению или перемещению деталей двигателя – Lаэр (ко- ленчатого вала, маховика. шатунов и т.д.); . на осуществление в четырехтактном двигателе процессов газообмена – Lн.п (насосные потери – потери на удаление из над- поршневой полости продуктов сгорания и создание в ней разре- жения для ее заполнения свежим зарядом); . на привод нагнетателя – Lн (в двигателе с механическим приводом нагнетателя). Как и индикаторную работу газов за цикл, составляющие потерь индикаторной работы на собственные нужды за цикл следует представлять в Джоулях. Сумму потерь индикаторной работы газов за цикл на пре- одоление трения в подвижных сопряжениях, привод вспомога- тельных агрегатов, преодоление аэродинамического сопротивле- ния вращению или перемещению деталей двигателя принято на- зывать механическими потерями в двигателе за цикл: Lтр + Lвсп + Lаэр = Lмд. (12.19) В суммарных механических потерях индикаторной работы газов за цикл (без насосных потерь) на долю потерь в поршневой груп- пе (поршень – цилиндр, поршневые кольца – цилиндр) приходит- ся 60–70 %, на трение в подшипниках – 1–5 %, на привод 428 вспомогательных агрегатов, включая и механизм газораспреде- ления – 25–35 %, на преодоление аэродинамического сопро- тивления воздуха движению деталей – 1–2 %. Механические потери в механизмах двигателя, как и мощ- ность механических потерь (Nмд = к. Lмд), по абсолютной величи- не зависят от диаметра цилиндра D, хода поршня S, частоты вра- щения коленчатого вала n, способа организации рабочих процес- сов и ряда других факторов, то есть они не могут характеризовать степень совершенства конструкции различных двигателей по уровню механических потерь. Более универсальными показате- лями, характеризующими степень совершенства конструкции двигателя по уровню механических потерь, являются удельная работа механических потерь lмд [Дж/см3] или среднее давление механических потерь рмд [МПа]: lмд . рмд . Lмд Vh . (12.20) Эти показатели не зависят от диаметра цилиндра и хода поршня. Вследствие большого количества факторов, влияющих на механические потери, значения lмд (рмд) для проектируемого дви- гателя принимаются по экспериментальным данным для двигате- ля-прототипа. Примерные пределы изменения lмд (рмд) для раз- личных типов двигателей на режимах номинальной мощности представлены в табл. 12.2. В двухтактных двигателях, рабочий цикл в которых осуществляется в течение двух тактов (одного оборота коленчатого вала), удельная работа механических потерь и среднее давление механических потерь меньше, чем в четырех- тактных примерно в 1,5–2 раза, но мощность механических по- терь изменяется незначительно (если сравнивать двухтактный и четырехтактный двигатели с одинаковым литражом). В конкретном двигателе определяющим фактором измене- ния рмд (lмд) является частота вращения коленчатого вала (рис. 12.4). Изменение нагрузки в двигателях без наддува от ре- жима холостого хода до максимальной при неизменных частоте вращения коленчатого вала и тепловом режиме двигателя оказы- вает незначительное влияние на удельные механические потери (до 10 %), в двигателях с высоким наддувом – до 15 %. 429 Таблица 12.2 – Удельная работа механических потерь на режимах номинальной мощности в двигателях различных типов Тип двигателя lмд [Дж/см3] (lмд . рмд ) Сm = 7–11 м/с Сm = 11–15 м/с Двигатели с искровым зажиганием: . четырехтактные 0,14–0,21 0,21–0,26 . двухтактные 0,08–0,12 0,12–0,18 Дизели: . четырехтактные 0,18–0,25 0,25–0,35 . двухтактные 0,10–0,14 0,14–0,20 При конвертации кар- бюраторного двигателя на вихрекамерный дизель удельные механические по- тери вследствие гидравли- ческих потерь на перетека- ние рабочего тела из над- поршневой полости в до- полнительную камеру сго- рания и наоборот, потерь индикаторной работы на привод топливного насоса, увеличения потерь на тре- ние в поршневой группе возрастают на 0,04–0,06 Дж/цикл (рис. 12.4). С уменьшением хода поршня (отношения S/D) при прочих равных условиях удельные потери индикаторной рабо- ты на трение в поршневой группе практически не изменяются, так как эти потери, как и рабочий объем цилиндра Vh, пропор- циональны ходу поршня S. Остальные составляющие механиче- ских потерь (потери на привод вспомогательных механизмов, на Рисунок 12.4 – Влияние частоты вращения коленчатого вала на удельную работу (среднее давление) механических потерь: 1 – двигатель с искровым зажиганием ВАЗ-2103 (z = 4; S/D = 80/76, . = 8,5); 2 – вихрекамерный дизель ВАЗ-341 (z = 4; S/D = 80/76, . = 23); 3 – дизель СМД-14 (z = 4; S/D = 140/120, . = 16,5); 4 – дизель Д-70 (z = 16; S/D = 270/240, . = 13) рм д, МПА 0,04 0,08 0,12 0,16 0,20 (lм д, Дж/см3) 1 2 3 4 n.10–3,об/мин 1 2 3 4 430 трение в подшипниках, на аэродинамическое сопротивление движению деталей) сохраняются по абсолютной величине прак- тически постоянными, но удельные значения этих составляющих возрастают примерно обратно пропорционально уменьшению хода поршня. Например, при неизменной частоте вращения ко- ленчатого вала уменьшение хода поршня в одноцилиндровом че- тырехтактном дизеле с неразделенной камерой сгорания (S/D = = 140/125, . = 16) со 140 до 90 мм [1] и в четырехцилиндровом четырехтактном карбюраторном двигателе (S/D = 80/76, . = 8,5) с 80 до 49,5 мм [2] практически не повлияло на значение удельной работы механических потерь в поршневой группе. Остальные со- ставляющие удельных механических потерь при этом несколько возросли вследствие уменьшения рабочего объема цилиндра [1]. По экспериментальным данным для различных типов четы- рехтактных двигателей [1, 2, 3] зависимость среднего давления механических потерь в МПа (удельной работы механических по- терь за цикл в Дж/цикл) для режимов номинальной мощности может быть представлена уравнением: н мд n р . a . b n , (12.21) где a, b – постоянные коэффициенты для определенного типа двигателя: . для двигателей с искровым зажиганием с частотой вра- щения коленчатого вала 4000–6000 об/мин a . 0,08; b. 0,15; nн . 5000 об/мин; . для дизелей легковых автомобилей с частотой вращения коленчатого вала 4000–5000 об/мин a . 0,10; b. 0,15; nн . 4000 об/мин; . для автотракторных дизелей с неразделенной камерой сгорания и частотой вращения коленчатого вала 1500–3000 об/мин a . 0,06; b. 0,15; nн . 2000 об/мин; (для автотракторных дизелей с разделенной камерой сгорания a = 0,08); . для дизелей с частотой вращения коленчатого вала 500– 1500 об/мин a . 0,08; b. 0,15; nн . 1000 об/мин. Эти зависимости могут быть использованы при выполнении курсовых и дипломных проектов для предварительной оценки 431 уровня значений среднего давления механических потерь. Затем полученные значения рмд (lмд) уточняются по данным экспери- ментальных исследований двигателей-прототипов, которые были поставлены на производство в течение последнего десятилетия, так как развитие двигателестроения характеризуется непрерыв- ным совершенствованием конструкции деталей и двигателей в целом, технологии их производства, использованием новых ма- териалов, покрытий, масел и т.д. §3. Эффективные показатели К эффективным показателям двигателя относятся: . эффективная работа на выходном валу двигателя за цикл, Дж/цикл: Le = Li – (Lмд + Lн.п + Lн); (12.22) . удельная эффективная работа на выходном валу двигателя (эффективная работа на выходном валу двигателя в Дж, отнесен- ная к единице рабочего объема, обычно к 1 см3 рабочего объема) или среднее эффективное давление в МПа: lе . ре . Lе Vh ; (12.23) . эффективная мощность, развиваемая двигателем на вы- ходном валу в кВт: . 10.3 Nе к Lе , (12.24) где к n z . . 1 60 – количество рабочих циклов в цилиндрах двига- теля за 1 с; . – коэффициент тактности (для двухтактных двига- телей . = 1, для четырехтактных – 2); . эффективный КПД (доля теплоты топлива, преобразован- ная в полезную работу) ц н ч н н 3600 3600 B Q g Q N B Q L e е е .е . . . ; (12.25) где Вц, Вч – подача топлива за цикл и часовой расход топлива; ge . Bч Ne – удельный эффективный расход топлива, кг/(кВт.ч). 432 Важным показателем, характеризующим эффективность преобразования индикаторной работы газов в цилиндрах двига- теля в работу на валу двигателя, является механический КПД двигателя i h i e h ie м р р р р к p Vк p V NN мд н.п н 1 . . . . . . . , (12.26) где к Vh р l N 3 н н н . . 10 – среднее давление механических потерь (удельная работа механических потерь) на привод нагнетателя, Па. Механический КПД зависит от уровня механических по- терь, насосных потерь, потерь на привод нагнетателя (в двигате- лях с механическим наддувом) и нагрузки. На режиме холостого хода (Ne = 0, .м = 0) индикаторная работа газов полностью расхо- дуется на собственные нужды: Li = Lмд + Lн.п + Lн (12/27) или Ni = Nмд+ Nн.п + Nн, (12/28) где к L N 3 н н . 10 – потеря индикаторной работы газов на привод на- гнетателя, приходящаяся на 1 цикл, Дж/цикл; Nмд, Nн.п, Nн – мощ- ность, расходуемая на механические потери, насосные потери и на привод нагнетателя. Эффективный КПД характеризует степень совершенства ра- бочих процессов двигателя (через индикаторный КПД) и степень совершенства конструкции двигателя по уровню механических потерь (через механический КПД): м ч н м ч н 3600 3600 . . . . . . . i е i е B QN B QN ; (12.29) Поскольку в условиях эксплуатации двигатель обычно работает в широком диапазоне изменения частоты вращения коленчатого вала и нагрузки, в зоне определяющих (по расходу топлива) ре- жимов работы двигателя эффективный КПД должен быть близ- ким к максимальному значению. 433 В зависимости от типа двигателя эффективные показатели двигателя изменяются в широких пределах (табл. 12.3). Таблица 12.3 – Эффективные показатели различных двигателей на режимах номинальной мощности Тип двигателя Показатели lе, Дж/см3 ре, МПа .е gе, кг/(кВт.ч) Четырехтактные с искровым зажиганием 0,7–0,9 0,7–0,9 0,25–0,30 0,272–0,325 Четырехтактные дизели: . без наддува 0,6–0,7 0,6–0,7 0,30–0,40 0,215–0,285 . с наддувом 1,0–2,3 1,0–2,3 0,35–0,45 0,190–0,245 Двухтактные дизели: . с наддувом 0,6–1,2 0,6–1,2 0,40–0,50 0,170–0,190 В современных тихоходных двухтактных дизелях с газотур- бинным наддувом достигнуты значения индикаторного КПД 0,50–0,55, эффективного КПД – 0,45–0,50. Повышение эффек- тивного КПД в автотракторных двигателях до значений 0,40–0,45 возможно только при использовании нетрадиционных решений по организации рабочих процессов и конструкции. Например, при использовании цикла с продолженным расширением, в кото- ром степень расширения продуктов сгорания в 1,5–2,5 раза больше действительной степени сжатия, эффективный КПД двигателя с искровым зажиганием может быть повышен до 0,40–0,45. §4. Составляющие теплового баланса Тепловой баланс двигателя характеризует распределение теплоты, выделяющейся при сгорании топлива, поступившего в двигатель, на отдельные составляющие. В качестве граничной поверхности при составлении тепло- вого баланса принимают поверхности стенок надпоршневой по- лости (внутренний тепловой баланс) или поверхность, ограничи- 434 вающую объем, в котором находится двигатель со всеми вспомо- гательными агрегатами (внешний тепловой баланс). Абсолютные значения тепловых потоков через граничные поверхности, соот- ветствующие определенному режиму работы двигателя в течение 1 часа или 1 с, определяют в кДж. Внутренний тепловой баланс обычно используют при рас- четных исследованиях рабочих процессов двигателя для опреде- ления температуры отработавших газов. Уравнение теплового баланса по внутреннему контуру надпоршневой полости пред- ставляет собой равенство подведенных и отведенных потоков те- плоты через граничную поверхность стенок надпоршневой по- лости за 1 час работы двигателя: Qт.х .Qт.ф .Qs . Qi .Qт .Qо..г (12.30) или . . Qт.х . Qi . Qт . Qо..г . Qт.ф . Qs , (12.31) где Qт.х = Вч Qн – теплота сгорания топлива, подведенного в цилиндр двигателя за 1 час, кДж/час; Qт.ф = Вч ст tт – физиче- ская теплота топлива, кДж/час; ст, tт – теплоемкость топлива и температура топлива на входе в надпоршневую полость (ст . . 2 кДж/(кг.град); tт = 40–60 .С); Qs = Gв сpms ts – теплота воздуха, поступившего в цилиндр за 1 час, кДж/час; Gв – часовой расход воздуха через цилиндр, кг/час; сpms – средняя удельная массовая теплоемкость воздуха при постоянном давлении, кДж/(кг.К); ts – температура воздуха на входе в надпоршневую полость, .С; Qi = = 3600Ni – индикаторная работа газов в одном цилиндре двигате- ля за 1 час, кДж/час; Qт = Wт Вч Qн – потери теплоты от рабочего тела в стенки надпоршневой полости за 1 час, кДж/час; Wт – от- носительные потери теплоты от рабочего тела в стенки надпорш- невой полости (0,09–0,25); . . Qо.г . Gв . Вч с рmо.г tо.г – теплота от- работавших газов, ушедших из надпоршневой полости за 1 час, кДж/час; срmо.г – средняя удельная массовая теплоемкость отра- ботавших газов при постоянном давлении, кДж/(кг.К); tо.г – тем- пература отработавших газов на выходе из надпоршневой полос- ти, .С. Значение относительных потерь теплоты от рабочего тела в стенки надпоршневой полости Wт обычно принимается по опыт- 435 ным данным для подобных двигателей и подобных режимов ра- боты или определяется расчетом при численном моделировании рабочих процессов в надпоршневой полости. Определив из урав- нения (12.30) потери теплоты с отработавшими газами Qо..г , на- ходим температуру отработав- ших газов на выходе из над- поршневой полости. Уравнение теплового ба- ланса по внешнему контуру также представляет собой ра- венство подведенных и отве- денных потоков теплоты через граничную поверхность (по- верхность объема, в котором находится двигатель со всеми вспомогательными агрегатами – рис. 12.5) за 1 час работы двига- теля: Qт.х .Qт.ф .Qs . Qe .Qо..г .Qв .Qм .Qохл .Qост (12.32) или . . т.х о.г т.ф в м охл ост о.г Q Q Q Q Q Q Q Q Q Q . e . . . . s . . . . ....... (12.33) где Qе = 3600Ne – эффективная работа на выходном валу дви- гателя за 1 час, кДж/час; . . Qв . Gводсвод t.в. t.в – отвод теплоты в систему охлаждения двигателя в час, кДж/час; Gвод – расход воды через двигатель в час, кг/час; свод – теплоемкость воды, кДж/(кг.К); t.в , t.в– температура воды в системе охлаждения дви- гателя на входе и выходе, .С; . . Qм . Gмсм t.м. t.м – отвод тепло- ты в систему смазки двигателя за 1 час, кДж/час; Gм – расход масла через двигатель в час, кг/час; см – теплоемкость масла, кДж/(кг.К); t.м , t.м – температура масла в системе смазки двига- теля на входе и выходе из двигателя, .С; Qохл – отвод теплоты от охладителя наддувочного воздуха в час, кДж/час; Qост – остаточ- ный член теплового баланса, кДж/час. Рисунок 12.5 – Схема распределения тепловых потоков в комби- нированном двигателе: 1 – двигатель; 2 – редуктор; 3 – тур- бина; 4 – нагнетатель; 5 – воздухоох- ладитель 2 3 4 1 5 Qохл Q.о.г Q.s Qо. .г Qs Qe Qм Qв Qт.х+Qт.ф 436 Остаточный член теплового баланса включает в себя потери теплоты в окружающую среду от наружных поверхностей стенок двигателя и его агрегатов, неполноту сгорания топлива вследст- вие недостатка кислорода (. . 1) или несовершенства процессов смесеобразования и сгорания (в дизелях с . . 1,5). В двигателях с искровым зажиганием остаточный член теплового баланса вклю- чает в себя и отвод теплоты в систему смазки двигателя Qм по- скольку в этих двигателях не предусматривается специальная система охлаждения масла. Масло охлаждается в поддоне карте- ра набегающим потоком воздуха (автомобильные двигатели) или потоком воздуха, создаваемого вентилятором. Если левую и пра- вую части уравнения (12.33) разделить на теплоту сгорания топ- лива, поступившего в двигатель за 1 час работы (Вч.Qн), то правая часть уравнения будет представлять распределение потоков теп- лоты через граничную поверхность в относительных величинах: 1 = qе + qо.г + qм + qв + qохл + qост , (12.34) где qе = .е – доля теплоты топлива, преобразованная в эффек- тивную работу на выходном валу двигателя; qо.г, qв, qм, qохл, qост – относительные потери теплоты с отработавшими газами, в системы охлаждения и смазки двигателя, в воздухоохладителе, в окружающую среду и вследствие неполноты сгорания. Составляется тепловой баланс по внешнему контуру по данным экспериментальных исследований на режимах макси- мальных нагрузок и используется для расчета параметров агрега- тов системы охлаждения и смазки двигателя. Тепловой баланс двигателя по внешнему контуру позволяет также оценить эффек- тивность преобразования теплоты топлива в механическую рабо- ту на выходном валу двигателя, оценить возможные резервы по- вышения эффективного КПД двигателя. Распределение тепловых потоков через граничную поверх- ность (внешний тепловой баланс) зависит от типа двигателя, осо- бенностей его конструкции, режима работы и ряда других факто- ров (рис. 12.6, 12.7). Например, в двигателях с количественным регулированием мощности с уменьшением нагрузки (уменьшени- ем коэффициента наполнения .v, цикловой подачи Вц) относи- тельные потери теплоты в систему охлаждения qв возрастают бо- лее интенсивно, чем в дизеле. Это обусловлено, прежде всего, 437 более высокими абсолютными значениями температуры рабочего тела в надпоршневой полости в течение цикла, более высокой температурой отработавших газов tо.г, которые в двигателе с искровым зажиганием слабо зависят от нагрузки (рис. 12.6). В дизелях же температура рабочего тела в надпоршневой полости, температура отработавших газов с уменьшением нагрузки от ре- жима макси- мальной мощ- ности до режи- ма холостого хода снижается в несколько раз. Следует также обратить вни- мание и на тот факт, что час- тота вращения коленчатого ва- ла существенно не повлияла на относительные потери теплоты в систему ох- лаждения дви- гателей, суще- ственно отли- чающихся и по организации рабочих процессов и по конструкции (в двигателе с искровым зажиганием n = 5600 об/мин, в дизеле – 1700 об/мин). В двигателях с искровым зажиганием значительное влияние на распределение потоков теплоты в тепловом балансе по внешнему контуру оказывают также потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива (при . . 1), входящие в остаточный член теп- лового баланса. Эффективность преобразования теплоты топлива в механи- ческую работу может быть заметно повышена (на 5–6 % от теплоты сгорания топлива) в комбинированном двигателе с сило- Рисунок 12.6 – Влияние нагрузки на показатели рабочих процессов и составляющие теплового баланса двигателя с искровым зажиганием ВАЗ-2103 при n = 5600 об/мин (z = 4; S/D = 80/76, . = 8,5) q,% 0 10 0,2 0,4 0,6 рe,МПа 20 30 40 50 60 70 80 90 qо.г qост qв qе= .е рz,МПа 0,8 1,0 . 10 20 0,4 0,8 0,3 0,5 .м .i 0,34 0,30 0,38 700 900 tо.г,.С 4 6 0,5 0,7 .V . .V Вц рz tо.г .м .i 0,2 0,4 0,6 рe, МПа li li, Дж/см3 Вц,мг/цикл 438 вой турбиной – рис. 12.5 [3]. Дальнейшее по- вышение степе- ни использова- ния теплоты топлива дости- гается утилиза- цией теплоты отработавших газов, теплоты, отводимой в систему охлаж- дения двигате- ля. Примерное распределение тепловых пото- ков по внешне- му контуру в двигателях раз- личных типов и назначения на режимах номинальной мощности представлено в табл. 12.4. Таблица 12.4 – Составляющие внешнего теплового баланса в двигателях различных типов Тип двигателя Составляющие теплового баланса qе qв qм qохл qог qост Двигатели с искровым зажиганием 0,20–0,30 0,20–0,30 – – 0,25–0,40 0,08–0,30 Дизели: . без наддува 0,30–0,40 0,20–0,30 0,03–0,05 – 0,20–0,35 0,04–0,10 . с высоким наддувом 0,45–0,50 0,15–0,20 0,03–0,05 0,04–0,06 0,15–0,30 0,04–0,06 1,5 2,0 2,5 . q, % 28 36 44 52 60 68 76 84 92 20 qост qо.г qв qе= .е qм .. V V 0,79 0,83 Вц 70 50 рz,МПа рz 5 7 tо.г 300 500 tо.г,.С .i .i 0,44 0,48 li,Дж/см3 0,5 0,7 0,9 li .м 0,45 0,65 .м lе,Дж/см3 0,2 04 lе 1,5 2,0 2,5 . Вц, мг/цикл Рисунок 12.7 – Влияние коэффициента избытка воздуха на показатели рабочих процессов и составляющие теплового баланса дизеля СМД-14Н (z = 4; S/D = 140/120; . = 16,5; n = 1700 об/мин; камера сгорания в поршне) 439 Возможности преобразования теплоты, отводимой в систе- му охлаждения двигателя (qв = 0,15–0,30), в механическую работу крайне ограничены и связаны со значительным усложнением конструкции силовой установки. Более существенные резервы повышения эффективного КПД двигателей внутреннего сгора- ния, особенно двигателей с искровым зажиганием, представляют потери теплоты с отработавшими газами (qог = 0,20–0,40). Наибо- лее реальный путь снижения потерь теплоты с отработавшими газами без существенного усложнения конструкции двигателя – использование цикла с продолженным расширением (степень расширения продуктов сгорания в 2–2,5 раза больше действи- тельной степени сжатия). В этом случае потери теплоты с отра- ботавшими газами могут быть снижены на 40–50 %. Несколько снизятся при этом и потери теплоты в стенки вследствие сниже- ния средней температуры цикла. Контрольные вопросы 1. Какие параметры характеризуют действительный цикл двигателя? 2. Какие факторы определяют индикаторную работу газов за цикл? 3. Что характеризует индикаторный КПД двигателя? 4. Как влияют свойства реального рабочего тела на преоб- разование теплоты топлива в механическую работу? 5. Как влияют процессы сгорания и теплообмена на индика- торный КПД? 6. Обоснуйте пути повышения индикаторного КПД двига- теля. 7. Как определяется индикаторная мощность двигателя? 8. Какие составляющие определяют механические потери в двигателе? 9. Как определяются составляющие механических потерь? 10. Как определяется эффективная работа газов на валу дви- гателя (за цикл, за 1 с)? 11. Объясните отличие понятий удельная эффективная рабо- та газов на валу двигателя и среднее эффективное давление. 440 12. Как определяются: . эффективная мощность двигателя; . механический КПД двигателя; . эффективный КПД и удельный эффективный расход топлива; . уровень значений среднего эффективного давления и эффективного КПД в двигателях различных типов. 13. Обоснуйте: . пути повышения эффективного КПД двигателей с иск- ровым зажиганием; . пути повышения эффективного КПД дизелей. 14. Какие факторы определяют эффективную мощность дви- гателя? 15. Как определяются составляющие теплового баланса по внутреннему контуру (поверхности стенок надпоршневой полос- ти) и по внешнему контуру (поверхность объема, в котором на- ходится двигатель со всеми агрегатами)? 16. Какие факторы влияют на изменение составляющих теп- лового баланса по внешнему контуру? Список литературы к главе 12 1. Сахаревич В.Д. Влияние отношения хода поршня к диа- метру цилиндра на основные показатели тракторного дизеля: Ав- тореф. канд. дисс. –Харьков: ХИМЭСХ, 1971. – 21 с. 2. Коржов М.А. Исследование и выбор основных парамет- ров двигателей легковых автомобилей: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХИИТ, 1978. – 21 с. 3. Дьяченко В.Г. Влияние числа оборотов на основные по- казатели комбинированного двигателя: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХПИ, 1963. – 20 с. 441 Глава 13 ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Режимы работы Двигатели внутреннего сгорания используются в различных силовых установках с различным характером изменения внешней нагрузки, параметров и показателей рабочих процессов. Режимы работы двигателя характеризуются совокупностью значений па- раметров и показателей рабочих процессов. Условно они могут быть разделены на установившиеся (значения параметров и пока- зателей неизменны) и неустановившиеся (если с течением време- ни изменяется хотя бы один из параметров рабочих процессов). Совокупность режимов работы с определенной закономер- ностью изменения параметров и показателей рабочих процессов называется характеристикой двигателя. Характеристики ДВС можно разделить на 3 группы: . регулировочные (изменение параметров и показателей рабочих процессов определяется изменением, при прочих равных условиях, регулировочного параметра); . эксплуатационные (изменение параметров и показателей рабочих процессов определяется особенностями нагружения дви- гателя в реальных условиях эксплуатации); . специальные (изменение параметров и показателей рабо- чих процессов определяется особыми условиями нагружения двигателя, например, условиями нагружения, соответствующими режимам ездового цикла, холостого хода и т.п.). §2. Регулировочные характеристики Регулировочные характеристики снимаются обычно в усло- виях стендовых испытаний с целью определения оптимального значения регулировочного параметра для конкретного режима работы двигателя. В качестве критерия выбора оптимального значения регулировочного параметра принимается один или не- 442 сколько важнейших показателей рабочих процессов – удельный эффективный расход топлива, мощность, дымность, выбросы ок- сидов азота и т.п. Рассмотрим несколько регулировочных харак- теристик ДВС – регулировочные характеристики по углу опере- жения подачи топлива, по углу опережения зажигания и по со- ставу смеси. Регулировочная характеристика дизеля по углу опере- жения подачи топлива. При снятии регулировочной характери- стики по углу опережения подачи топлива .п частота вращения коленчатого вала n, цикловая подача топлива Вц, часовой расход топлива Вч, параметры воздуха на впуске, тепловой режим дизеля поддерживаются на каждом из значений .п неизменными. Угол опережения подачи топлива регистрируется по углу начала подъ- ема иглы распылителя (моменту отрыва запорного конуса иглы распылителя от седла распылителя). С изменением угла опереже- ния подачи топлива закон подачи топлива . (отношение коли- чества топлива В., поступившего в цилиндр к определенному уг- лу поворота кривошипа, к цикловой подаче Вц) практически не изменяется (рис. 13.1, в). Закон сгорания х (отношение количества теплоты, подве- денной к рабочему телу Q. к определенному углу поворота кри- вошипа, к теплоте, эквивалентной химической энергии топлива, поступившего в цилиндр за цикл) также изменяется незначитель- но. Поэтому при значениях угла опережения подачи топлива, меньших оптимального (.п. . .п ), процесс сгорания смещается на такте расширения от ВМТ (рис. 13.1, а и 13.1, в), эффектив- ность использования теплоты, подведенной к рабочему телу, снижается, индикаторная работа газов, а соответственно и мощ- ность двигателя уменьшаются, удельный эффективный расход топлива возрастает (рис. 13.1, б). При углах опережения подачи топлива .п.. . .п эффективная мощность также уменьшается, а удельный эффективный расход топлива (рис. 13.1, б) возрастает. В данном случае уменьшение индикаторной работы и эффектив- ной мощности дизеля обусловлено увеличением давления в над- поршневой полости до ВМТ (рис. 13.1, а), а соответственно и ра- боты сжатия. 443 Оптимальному углу опережения подачи топлива .п(опт) (по максимальной мощности или минимальному удельному эффек- тивному расходу топлива – рис. 13.1, б) соответствует угол опе- режения воспламенения 3–10 град. поворота коленчатого вала (.ПКВ) до ВМТ (рис. 13.1, а), значения которого практически не зависят от частоты вращения коленчатого вала n. Однако опти- мальный угол опережения подачи топлива с увеличением часто- ты вращения коленчатого вала возрастает, так как возрастает в градусах поворота коленчатого вала период задержки воспламе- нения ... При неизменной частоте вращения коленчатого вала на- грузка (величина цикловой подачи) практически не влияет на оп- тимальное значение угла опережения подачи топлива. Рисунок 13.1 – Изменение параметров и показателей рабочих процессов дизеля в зависимости от угла опережения подачи топлива: n(б)< n(а)< n(в); .п. – угол опережения начала подачи топлива; . = В. /Вц – закон подачи топлива; х = Q. /ВцQн – закон сгорания; .в. – угол запаздывания начала воспламенения; ... – период задержки воспламенения топлива z.. р z z. Ne Ne (б) Ne (а) Ne (в) а б в. п п. п.. ge ge (б) ge (а) ge (в) .п. в . х .=1, х=1 ВМТ .,.ОКВ .п, .ОКВ . . .б.п опт . . . .а.п опт . . . .в .п опт . п.. п п. в. ... .,.ОКВ .в. 444 В автотракторных дизелях с гидромеханической системой подачи топлива для корректировки угла опережения подачи топ- лива используются центробежные муфты опережения подачи топлива, а в случае аккумуляторных систем впрыска высокого давления с электронными системами управления – микропроцес- сор со специальной программой корректировки .п по частоте вращения коленчатого вала. Диапазон изменения оптимального угла опережения подачи топлива зависит от особенностей орга- низации рабочих процессов и конструкции дизеля, системы топ- ливоподачи, условий эксплуатации и составляют 10–40 .ПКВ. Регулировочная характеристика ДВС с искровым зажи- ганием по углу опережения зажигания. При снятии регулиро- вочной характеристики по углу опережения зажигания .з часто- та вращения коленчатого вала n, положение дроссельной заслон- ки (разрежение за дроссельной заслонкой), состав смеси, тепло- вой режим двигателя поддерживаются на каждом из значений .з неизменными. С изменением угла опережения .з изменяется и угол опережения начала видимого сгорания (рис. 13.2, а). Закон сгорания х при этом изменяется незначительно, так как при со- хранении частоты вращения коленчатого вала n, разрежения за дроссельной заслонкой и состава смеси, время стабилизации оча- га сгорания у электродов свечи зажигания и скорость распрост- ранения фронта пламени сохраняются практически без измене- ний. Поэтому изменение давления в надпоршневой полости по углу поворота кривошипа, эффективной мощности, удельного эффективного расхода топлива в зависимости от угла опережения зажигания (рис. 13.2, а; рис. 13.2, б) определяется теми же факто- рами, что и при изменении угла опережения подачи топлива в ди- зеле (рис. 13.1, а; рис. 13.1, б). Оптимальному углу опережения зажигания (по максималь- ной мощности или минимальному удельному эффективному рас- ходу топлива) соответствует угол опережения начала видимого сгорания 3–10 .ПКВ до ВМТ (рис. 13.2, а; рис. 13.2, в). С увели- чением частоты вращения коленчатого вала .з (опт) возрастает (рис. 13.2, б), так как возрастает в градусах ПКВ период стабили- зации очага сгорания .. (угол поворота кривошипа от момента электрического разряда на электродах свечи зажигания (точка з) 445 до момента начала видимого сгорания (точка в). При увеличении разрежения за дроссельной заслонкой при неизменной частоте вращения коленчатого вала .з(опт) также будет возрастать, так будет возрастать количество остаточных газов в смеси, время стабилизации очага сгорания .в., продолжительность сгорания (скорость распространения фронта пламени с увеличением коли- чества остаточных газов уменьшается). В карбюраторных ДВС с традиционной системой зажигания для корректировки угла опережения зажигания в зависимости от частоты вращения коленчатого вала и разрежения за дроссельной заслонкой предусмотрены центробежный регулятор и вакуум- корректор. В ДВС с электронной системой впрыска и электрон- ной системой управления корректировка угла опережения зажи- гания осуществляется по частоте вращения коленчатого вала, разрежению за дроссельной заслонкой, началу детонации и дру- гим параметрам. Диапазон корректировки .з(опт) может достигать Рисунок 13.2 – Изменение параметров и показателей рабочих процессов двигателя с искровым зажиганием в зависимости от угла опережения зажигания: n(б)< n(а)< n(в) Ne Ne (б) Ne (а) Ne.в. ge б ge (в) ge (а) ge (б) . . .б.з опт . . . .а.з опт . . . .в.з опт . . з,.ПКВ з.. з з. в. ... .,.ОКВ х в ВМТ х=1 .,.ОКВ .з. .з. з.. з з. в. а р z.. z z. .в. 446 5–30 .ПКВ в зависимости от особенностей организации рабочих процессов и конструкции двигателя, системы впрыска, условий эксплуатации. Регулировочная характеристика ДВС с искровым зажи- ганием по составу смеси. В традиционных карбюраторных ДВС мощность, экономичность, уровень выбросов токсичных компо- нентов с отработавшими газами на каждом из режимов работы в значительной степени определяются составом смеси. Регулиро- вочная характеристика для конкретного режима работы двигате- ля, например для режима номинальной мощности, определяется при неизменных частоте вращения коленчатого вала, положении дроссельной заслонки (количества поступающего в цилиндр воз- духа) и тепловом режиме работы двигателя. Состав смеси изме- няется путем изменения площади проходного сечения канала главного топливного жиклера или с помощью регулировочной иглы. С увеличением площади проходного сечения канала глав- ного топливного жиклера увеличивается количество топлива, по- ступающего по каналам к диффузору карбюратора, топливовоз- душная смесь обогащается, мощность двигателя возрастает (рис. 13.3). Максимального значения мощность двигателя дости- гает при соотношении топливо/воздух 1/12,5 (. . 0,85–0,9). Уве- личение мощности двигателя при обогащении топливовоз- душной смеси обусловлено увеличением химического ко- эффициента молекулярного изменения рабочего тела (уве- личением объема рабочего тела в результате химических реак- ций окисления углеводородов топлива) и увеличением скоро- сти распространения фронта пламени. Однако при этом вследствие роста неполноты сгорания топлива удельный эффективный расход топлива возрастает. Минимальному Рисунок 13.3 – Регулировочная характеристика по составу смеси (двигатель ВАЗ-2103: S/D = 80/76; zVh = 1,45 л; . = 8,5; n = 5000 мин–1) Nе, кВт gе, кг .кВт . ч. gе . Nе 40 45 0,36 0,28 0,8 1,0 1,2 447 удельному эффективному расходу топлива соответствует не- значительное обеднение смеси (. = 1,05–1,10). При дальнейшем обеднении топливовоздушной смеси снижается скорость распро- странения фронта пламени, эффективность использования тепло- ты сгоревшего топлива. Поэтому возможны два варианта регули- ровки карбюратора – мощностная (. = 0,85–0,9) и экономичная (. = 1,05–1,10). Мощностная регулировка необходима на режи- мах повышенных значений крутящего момента (мощности), эко- номичная – на режимах частичных нагрузок. На режимах холо- стого хода для обеспечения устойчивой работы двигателя, ис- ключения пропусков воспламенения топливовоздушной смеси, карбюратор также должен обеспечивать обогащение топливовоз- душной смеси (. = 0,8–0,9). Поддержание на эксплуатационных режимах работы двигателя рационального состава смеси (соот- ношение топливо – воздух) достигается путем использования в конструкции карбюратора ряда систем корректировки состава смеси (главные дозирующие системы, системы мощностных ре- жимов, переходная система, система холостого хода, система пуска и т.д.). В ДВС с электронной системой впрыска топлива на впуске и каталитическим нейтрализатором тройного действия необходи- мый состав смеси поддерживается микропроцессором системы управления по сигналам от нескольких датчиков (датчик разре- жения за дроссельной заслонкой, датчик частоты вращения ко- ленчатого вала, датчик скорости потока воздуха, датчик темпера- туры охлаждающей жидкости, датчик контроля содержания кис- лорода в отработавших газах). На подавляющей части эксплуата- ционных режимов работы двигателя для обеспечения оптималь- ных условий работы нейтрализатора отработавших газов микро- процессор поддерживает состав топливовоздушной смеси с точ- ностью до 0,5 % (. = 0,995–1,005). §3. Эксплуатационные характеристики двигателей Характер изменения режимов работы двигателя в реальных условиях эксплуатации зависит от типа энергетической установ- ки. Один и тот же двигатель возможно использовать в различных 448 типах энергетических установок с различным характером нагру- жения. В зависимости от особенностей изменения режимов рабо- ты эксплуатационные характеристики можно разделить на нагру- зочные, регуляторные, скоростные, винтовые, генераторные. Схематично условия нагруже
расширения снижа- ет эффективность преобразования теп- лоты в механичес- кую работу газов, КПД цикла умень- шается еще на 13– 26 % (рис. 12.1). В дизелях (. . 1) влияние эффектив- ности преобразова- ния теплоты, подве- денной к рабочему телу, в механичес- кую работу газов на КПД цикла состав- ляет 6–14 %, и чем выше ., тем меньше это влияние (рис. 12.2, 12.3). Потери части подведенной теплоты к рабочему телу в стенки над- поршневой полости снижает КПД цикла в двигателе с искровым зажиганием на 15– 23, в дизеле – на 5–15 % (рис. 12.1, 12.2). Использование высоко- го наддува оказывает незначительное влияние на соотношение влияния этих факторов на КПД действительного цикла. Возможности влияния на свойства рабочего тела, теплооб- мен между рабочим телом и стенками надпоршневой полости крайне ограничены. Поэтому основные резервы повышения КПД действительного цикла (индикаторного КПД) будут предопреде- ляться возможностью повышения КПД термодинамического цикла, например, использованием в двигателях с искровым зажи- ганием цикла с продолженным расширением (.д . 10, .р > 15) и совершенствованием процессов смесеобразования и сгорания. Рисунок 12.3 – Влияние частоты вращения коленчатого вала на параметры и показатели действительного цикла дизеля Д-70 при рz = const и Ne = const (16ЧН 24/27, . = 13, Ne = 2200 кВт) 800 900 n, об/мин 800 900 n, об/мин .Vs 0,85 0,90 р, МПА . 1,3 1,5 We,% 8 10 10 12 рs, МПА 0,15 0,25 0,46 0,42 0,44 0,56 0,54 . 0,48 0,52 0,58 0,60 0,50 рs ts .Vs . рz . . .c-z We .t .t.c .t.c.. .i=.t.c...W .c-z 0,75 0,85 . 1,2 1,4 . 1,5 2,5 35 55 ts,.C 427 §2. Механические потери Индикаторная работа газов за цикл или за 1 с (индикаторная мощность) не могут быть полностью использованы на выходном валу для выполнения полезной работы (для привода различных устройств, агрегатированных с двигателем, перемещения транс- портных средств и т.п.). Часть индикаторной работы газов необ- ходимо затратить на собственные нужды двигателя: . на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях двигателя – Lтр; . на привод вспомогательных агрегатов – Lвсп (водяного на- соса, масляного насоса, топливного насоса, механизма газорас- пределения, генератора и т.п.); . на преодоление аэродинамического сопротивления воз- духа вращению или перемещению деталей двигателя – Lаэр (ко- ленчатого вала, маховика. шатунов и т.д.); . на осуществление в четырехтактном двигателе процессов газообмена – Lн.п (насосные потери – потери на удаление из над- поршневой полости продуктов сгорания и создание в ней разре- жения для ее заполнения свежим зарядом); . на привод нагнетателя – Lн (в двигателе с механическим приводом нагнетателя). Как и индикаторную работу газов за цикл, составляющие потерь индикаторной работы на собственные нужды за цикл следует представлять в Джоулях. Сумму потерь индикаторной работы газов за цикл на пре- одоление трения в подвижных сопряжениях, привод вспомога- тельных агрегатов, преодоление аэродинамического сопротивле- ния вращению или перемещению деталей двигателя принято на- зывать механическими потерями в двигателе за цикл: Lтр + Lвсп + Lаэр = Lмд. (12.19) В суммарных механических потерях индикаторной работы газов за цикл (без насосных потерь) на долю потерь в поршневой груп- пе (поршень – цилиндр, поршневые кольца – цилиндр) приходит- ся 60–70 %, на трение в подшипниках – 1–5 %, на привод 428 вспомогательных агрегатов, включая и механизм газораспреде- ления – 25–35 %, на преодоление аэродинамического сопро- тивления воздуха движению деталей – 1–2 %. Механические потери в механизмах двигателя, как и мощ- ность механических потерь (Nмд = к. Lмд), по абсолютной величи- не зависят от диаметра цилиндра D, хода поршня S, частоты вра- щения коленчатого вала n, способа организации рабочих процес- сов и ряда других факторов, то есть они не могут характеризовать степень совершенства конструкции различных двигателей по уровню механических потерь. Более универсальными показате- лями, характеризующими степень совершенства конструкции двигателя по уровню механических потерь, являются удельная работа механических потерь lмд [Дж/см3] или среднее давление механических потерь рмд [МПа]: lмд . рмд . Lмд Vh . (12.20) Эти показатели не зависят от диаметра цилиндра и хода поршня. Вследствие большого количества факторов, влияющих на механические потери, значения lмд (рмд) для проектируемого дви- гателя принимаются по экспериментальным данным для двигате- ля-прототипа. Примерные пределы изменения lмд (рмд) для раз- личных типов двигателей на режимах номинальной мощности представлены в табл. 12.2. В двухтактных двигателях, рабочий цикл в которых осуществляется в течение двух тактов (одного оборота коленчатого вала), удельная работа механических потерь и среднее давление механических потерь меньше, чем в четырех- тактных примерно в 1,5–2 раза, но мощность механических по- терь изменяется незначительно (если сравнивать двухтактный и четырехтактный двигатели с одинаковым литражом). В конкретном двигателе определяющим фактором измене- ния рмд (lмд) является частота вращения коленчатого вала (рис. 12.4). Изменение нагрузки в двигателях без наддува от ре- жима холостого хода до максимальной при неизменных частоте вращения коленчатого вала и тепловом режиме двигателя оказы- вает незначительное влияние на удельные механические потери (до 10 %), в двигателях с высоким наддувом – до 15 %. 429 Таблица 12.2 – Удельная работа механических потерь на режимах номинальной мощности в двигателях различных типов Тип двигателя lмд [Дж/см3] (lмд . рмд ) Сm = 7–11 м/с Сm = 11–15 м/с Двигатели с искровым зажиганием: . четырехтактные 0,14–0,21 0,21–0,26 . двухтактные 0,08–0,12 0,12–0,18 Дизели: . четырехтактные 0,18–0,25 0,25–0,35 . двухтактные 0,10–0,14 0,14–0,20 При конвертации кар- бюраторного двигателя на вихрекамерный дизель удельные механические по- тери вследствие гидравли- ческих потерь на перетека- ние рабочего тела из над- поршневой полости в до- полнительную камеру сго- рания и наоборот, потерь индикаторной работы на привод топливного насоса, увеличения потерь на тре- ние в поршневой группе возрастают на 0,04–0,06 Дж/цикл (рис. 12.4). С уменьшением хода поршня (отношения S/D) при прочих равных условиях удельные потери индикаторной рабо- ты на трение в поршневой группе практически не изменяются, так как эти потери, как и рабочий объем цилиндра Vh, пропор- циональны ходу поршня S. Остальные составляющие механиче- ских потерь (потери на привод вспомогательных механизмов, на Рисунок 12.4 – Влияние частоты вращения коленчатого вала на удельную работу (среднее давление) механических потерь: 1 – двигатель с искровым зажиганием ВАЗ-2103 (z = 4; S/D = 80/76, . = 8,5); 2 – вихрекамерный дизель ВАЗ-341 (z = 4; S/D = 80/76, . = 23); 3 – дизель СМД-14 (z = 4; S/D = 140/120, . = 16,5); 4 – дизель Д-70 (z = 16; S/D = 270/240, . = 13) рм д, МПА 0,04 0,08 0,12 0,16 0,20 (lм д, Дж/см3) 1 2 3 4 n.10–3,об/мин 1 2 3 4 430 трение в подшипниках, на аэродинамическое сопротивление движению деталей) сохраняются по абсолютной величине прак- тически постоянными, но удельные значения этих составляющих возрастают примерно обратно пропорционально уменьшению хода поршня. Например, при неизменной частоте вращения ко- ленчатого вала уменьшение хода поршня в одноцилиндровом че- тырехтактном дизеле с неразделенной камерой сгорания (S/D = = 140/125, . = 16) со 140 до 90 мм [1] и в четырехцилиндровом четырехтактном карбюраторном двигателе (S/D = 80/76, . = 8,5) с 80 до 49,5 мм [2] практически не повлияло на значение удельной работы механических потерь в поршневой группе. Остальные со- ставляющие удельных механических потерь при этом несколько возросли вследствие уменьшения рабочего объема цилиндра [1]. По экспериментальным данным для различных типов четы- рехтактных двигателей [1, 2, 3] зависимость среднего давления механических потерь в МПа (удельной работы механических по- терь за цикл в Дж/цикл) для режимов номинальной мощности может быть представлена уравнением: н мд n р . a . b n , (12.21) где a, b – постоянные коэффициенты для определенного типа двигателя: . для двигателей с искровым зажиганием с частотой вра- щения коленчатого вала 4000–6000 об/мин a . 0,08; b. 0,15; nн . 5000 об/мин; . для дизелей легковых автомобилей с частотой вращения коленчатого вала 4000–5000 об/мин a . 0,10; b. 0,15; nн . 4000 об/мин; . для автотракторных дизелей с неразделенной камерой сгорания и частотой вращения коленчатого вала 1500–3000 об/мин a . 0,06; b. 0,15; nн . 2000 об/мин; (для автотракторных дизелей с разделенной камерой сгорания a = 0,08); . для дизелей с частотой вращения коленчатого вала 500– 1500 об/мин a . 0,08; b. 0,15; nн . 1000 об/мин. Эти зависимости могут быть использованы при выполнении курсовых и дипломных проектов для предварительной оценки 431 уровня значений среднего давления механических потерь. Затем полученные значения рмд (lмд) уточняются по данным экспери- ментальных исследований двигателей-прототипов, которые были поставлены на производство в течение последнего десятилетия, так как развитие двигателестроения характеризуется непрерыв- ным совершенствованием конструкции деталей и двигателей в целом, технологии их производства, использованием новых ма- териалов, покрытий, масел и т.д. §3. Эффективные показатели К эффективным показателям двигателя относятся: . эффективная работа на выходном валу двигателя за цикл, Дж/цикл: Le = Li – (Lмд + Lн.п + Lн); (12.22) . удельная эффективная работа на выходном валу двигателя (эффективная работа на выходном валу двигателя в Дж, отнесен- ная к единице рабочего объема, обычно к 1 см3 рабочего объема) или среднее эффективное давление в МПа: lе . ре . Lе Vh ; (12.23) . эффективная мощность, развиваемая двигателем на вы- ходном валу в кВт: . 10.3 Nе к Lе , (12.24) где к n z . . 1 60 – количество рабочих циклов в цилиндрах двига- теля за 1 с; . – коэффициент тактности (для двухтактных двига- телей . = 1, для четырехтактных – 2); . эффективный КПД (доля теплоты топлива, преобразован- ная в полезную работу) ц н ч н н 3600 3600 B Q g Q N B Q L e е е .е . . . ; (12.25) где Вц, Вч – подача топлива за цикл и часовой расход топлива; ge . Bч Ne – удельный эффективный расход топлива, кг/(кВт.ч). 432 Важным показателем, характеризующим эффективность преобразования индикаторной работы газов в цилиндрах двига- теля в работу на валу двигателя, является механический КПД двигателя i h i e h ie м р р р р к p Vк p V NN мд н.п н 1 . . . . . . . , (12.26) где к Vh р l N 3 н н н . . 10 – среднее давление механических потерь (удельная работа механических потерь) на привод нагнетателя, Па. Механический КПД зависит от уровня механических по- терь, насосных потерь, потерь на привод нагнетателя (в двигате- лях с механическим наддувом) и нагрузки. На режиме холостого хода (Ne = 0, .м = 0) индикаторная работа газов полностью расхо- дуется на собственные нужды: Li = Lмд + Lн.п + Lн (12/27) или Ni = Nмд+ Nн.п + Nн, (12/28) где к L N 3 н н . 10 – потеря индикаторной работы газов на привод на- гнетателя, приходящаяся на 1 цикл, Дж/цикл; Nмд, Nн.п, Nн – мощ- ность, расходуемая на механические потери, насосные потери и на привод нагнетателя. Эффективный КПД характеризует степень совершенства ра- бочих процессов двигателя (через индикаторный КПД) и степень совершенства конструкции двигателя по уровню механических потерь (через механический КПД): м ч н м ч н 3600 3600 . . . . . . . i е i е B QN B QN ; (12.29) Поскольку в условиях эксплуатации двигатель обычно работает в широком диапазоне изменения частоты вращения коленчатого вала и нагрузки, в зоне определяющих (по расходу топлива) ре- жимов работы двигателя эффективный КПД должен быть близ- ким к максимальному значению. 433 В зависимости от типа двигателя эффективные показатели двигателя изменяются в широких пределах (табл. 12.3). Таблица 12.3 – Эффективные показатели различных двигателей на режимах номинальной мощности Тип двигателя Показатели lе, Дж/см3 ре, МПа .е gе, кг/(кВт.ч) Четырехтактные с искровым зажиганием 0,7–0,9 0,7–0,9 0,25–0,30 0,272–0,325 Четырехтактные дизели: . без наддува 0,6–0,7 0,6–0,7 0,30–0,40 0,215–0,285 . с наддувом 1,0–2,3 1,0–2,3 0,35–0,45 0,190–0,245 Двухтактные дизели: . с наддувом 0,6–1,2 0,6–1,2 0,40–0,50 0,170–0,190 В современных тихоходных двухтактных дизелях с газотур- бинным наддувом достигнуты значения индикаторного КПД 0,50–0,55, эффективного КПД – 0,45–0,50. Повышение эффек- тивного КПД в автотракторных двигателях до значений 0,40–0,45 возможно только при использовании нетрадиционных решений по организации рабочих процессов и конструкции. Например, при использовании цикла с продолженным расширением, в кото- ром степень расширения продуктов сгорания в 1,5–2,5 раза больше действительной степени сжатия, эффективный КПД двигателя с искровым зажиганием может быть повышен до 0,40–0,45. §4. Составляющие теплового баланса Тепловой баланс двигателя характеризует распределение теплоты, выделяющейся при сгорании топлива, поступившего в двигатель, на отдельные составляющие. В качестве граничной поверхности при составлении тепло- вого баланса принимают поверхности стенок надпоршневой по- лости (внутренний тепловой баланс) или поверхность, ограничи- 434 вающую объем, в котором находится двигатель со всеми вспомо- гательными агрегатами (внешний тепловой баланс). Абсолютные значения тепловых потоков через граничные поверхности, соот- ветствующие определенному режиму работы двигателя в течение 1 часа или 1 с, определяют в кДж. Внутренний тепловой баланс обычно используют при рас- четных исследованиях рабочих процессов двигателя для опреде- ления температуры отработавших газов. Уравнение теплового баланса по внутреннему контуру надпоршневой полости пред- ставляет собой равенство подведенных и отведенных потоков те- плоты через граничную поверхность стенок надпоршневой по- лости за 1 час работы двигателя: Qт.х .Qт.ф .Qs . Qi .Qт .Qо..г (12.30) или . . Qт.х . Qi . Qт . Qо..г . Qт.ф . Qs , (12.31) где Qт.х = Вч Qн – теплота сгорания топлива, подведенного в цилиндр двигателя за 1 час, кДж/час; Qт.ф = Вч ст tт – физиче- ская теплота топлива, кДж/час; ст, tт – теплоемкость топлива и температура топлива на входе в надпоршневую полость (ст . . 2 кДж/(кг.град); tт = 40–60 .С); Qs = Gв сpms ts – теплота воздуха, поступившего в цилиндр за 1 час, кДж/час; Gв – часовой расход воздуха через цилиндр, кг/час; сpms – средняя удельная массовая теплоемкость воздуха при постоянном давлении, кДж/(кг.К); ts – температура воздуха на входе в надпоршневую полость, .С; Qi = = 3600Ni – индикаторная работа газов в одном цилиндре двигате- ля за 1 час, кДж/час; Qт = Wт Вч Qн – потери теплоты от рабочего тела в стенки надпоршневой полости за 1 час, кДж/час; Wт – от- носительные потери теплоты от рабочего тела в стенки надпорш- невой полости (0,09–0,25); . . Qо.г . Gв . Вч с рmо.г tо.г – теплота от- работавших газов, ушедших из надпоршневой полости за 1 час, кДж/час; срmо.г – средняя удельная массовая теплоемкость отра- ботавших газов при постоянном давлении, кДж/(кг.К); tо.г – тем- пература отработавших газов на выходе из надпоршневой полос- ти, .С. Значение относительных потерь теплоты от рабочего тела в стенки надпоршневой полости Wт обычно принимается по опыт- 435 ным данным для подобных двигателей и подобных режимов ра- боты или определяется расчетом при численном моделировании рабочих процессов в надпоршневой полости. Определив из урав- нения (12.30) потери теплоты с отработавшими газами Qо..г , на- ходим температуру отработав- ших газов на выходе из над- поршневой полости. Уравнение теплового ба- ланса по внешнему контуру также представляет собой ра- венство подведенных и отве- денных потоков теплоты через граничную поверхность (по- верхность объема, в котором находится двигатель со всеми вспомогательными агрегатами – рис. 12.5) за 1 час работы двига- теля: Qт.х .Qт.ф .Qs . Qe .Qо..г .Qв .Qм .Qохл .Qост (12.32) или . . т.х о.г т.ф в м охл ост о.г Q Q Q Q Q Q Q Q Q Q . e . . . . s . . . . ....... (12.33) где Qе = 3600Ne – эффективная работа на выходном валу дви- гателя за 1 час, кДж/час; . . Qв . Gводсвод t.в. t.в – отвод теплоты в систему охлаждения двигателя в час, кДж/час; Gвод – расход воды через двигатель в час, кг/час; свод – теплоемкость воды, кДж/(кг.К); t.в , t.в– температура воды в системе охлаждения дви- гателя на входе и выходе, .С; . . Qм . Gмсм t.м. t.м – отвод тепло- ты в систему смазки двигателя за 1 час, кДж/час; Gм – расход масла через двигатель в час, кг/час; см – теплоемкость масла, кДж/(кг.К); t.м , t.м – температура масла в системе смазки двига- теля на входе и выходе из двигателя, .С; Qохл – отвод теплоты от охладителя наддувочного воздуха в час, кДж/час; Qост – остаточ- ный член теплового баланса, кДж/час. Рисунок 12.5 – Схема распределения тепловых потоков в комби- нированном двигателе: 1 – двигатель; 2 – редуктор; 3 – тур- бина; 4 – нагнетатель; 5 – воздухоох- ладитель 2 3 4 1 5 Qохл Q.о.г Q.s Qо. .г Qs Qe Qм Qв Qт.х+Qт.ф 436 Остаточный член теплового баланса включает в себя потери теплоты в окружающую среду от наружных поверхностей стенок двигателя и его агрегатов, неполноту сгорания топлива вследст- вие недостатка кислорода (. . 1) или несовершенства процессов смесеобразования и сгорания (в дизелях с . . 1,5). В двигателях с искровым зажиганием остаточный член теплового баланса вклю- чает в себя и отвод теплоты в систему смазки двигателя Qм по- скольку в этих двигателях не предусматривается специальная система охлаждения масла. Масло охлаждается в поддоне карте- ра набегающим потоком воздуха (автомобильные двигатели) или потоком воздуха, создаваемого вентилятором. Если левую и пра- вую части уравнения (12.33) разделить на теплоту сгорания топ- лива, поступившего в двигатель за 1 час работы (Вч.Qн), то правая часть уравнения будет представлять распределение потоков теп- лоты через граничную поверхность в относительных величинах: 1 = qе + qо.г + qм + qв + qохл + qост , (12.34) где qе = .е – доля теплоты топлива, преобразованная в эффек- тивную работу на выходном валу двигателя; qо.г, qв, qм, qохл, qост – относительные потери теплоты с отработавшими газами, в системы охлаждения и смазки двигателя, в воздухоохладителе, в окружающую среду и вследствие неполноты сгорания. Составляется тепловой баланс по внешнему контуру по данным экспериментальных исследований на режимах макси- мальных нагрузок и используется для расчета параметров агрега- тов системы охлаждения и смазки двигателя. Тепловой баланс двигателя по внешнему контуру позволяет также оценить эффек- тивность преобразования теплоты топлива в механическую рабо- ту на выходном валу двигателя, оценить возможные резервы по- вышения эффективного КПД двигателя. Распределение тепловых потоков через граничную поверх- ность (внешний тепловой баланс) зависит от типа двигателя, осо- бенностей его конструкции, режима работы и ряда других факто- ров (рис. 12.6, 12.7). Например, в двигателях с количественным регулированием мощности с уменьшением нагрузки (уменьшени- ем коэффициента наполнения .v, цикловой подачи Вц) относи- тельные потери теплоты в систему охлаждения qв возрастают бо- лее интенсивно, чем в дизеле. Это обусловлено, прежде всего, 437 более высокими абсолютными значениями температуры рабочего тела в надпоршневой полости в течение цикла, более высокой температурой отработавших газов tо.г, которые в двигателе с искровым зажиганием слабо зависят от нагрузки (рис. 12.6). В дизелях же температура рабочего тела в надпоршневой полости, температура отработавших газов с уменьшением нагрузки от ре- жима макси- мальной мощ- ности до режи- ма холостого хода снижается в несколько раз. Следует также обратить вни- мание и на тот факт, что час- тота вращения коленчатого ва- ла существенно не повлияла на относительные потери теплоты в систему ох- лаждения дви- гателей, суще- ственно отли- чающихся и по организации рабочих процессов и по конструкции (в двигателе с искровым зажиганием n = 5600 об/мин, в дизеле – 1700 об/мин). В двигателях с искровым зажиганием значительное влияние на распределение потоков теплоты в тепловом балансе по внешнему контуру оказывают также потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива (при . . 1), входящие в остаточный член теп- лового баланса. Эффективность преобразования теплоты топлива в механи- ческую работу может быть заметно повышена (на 5–6 % от теплоты сгорания топлива) в комбинированном двигателе с сило- Рисунок 12.6 – Влияние нагрузки на показатели рабочих процессов и составляющие теплового баланса двигателя с искровым зажиганием ВАЗ-2103 при n = 5600 об/мин (z = 4; S/D = 80/76, . = 8,5) q,% 0 10 0,2 0,4 0,6 рe,МПа 20 30 40 50 60 70 80 90 qо.г qост qв qе= .е рz,МПа 0,8 1,0 . 10 20 0,4 0,8 0,3 0,5 .м .i 0,34 0,30 0,38 700 900 tо.г,.С 4 6 0,5 0,7 .V . .V Вц рz tо.г .м .i 0,2 0,4 0,6 рe, МПа li li, Дж/см3 Вц,мг/цикл 438 вой турбиной – рис. 12.5 [3]. Дальнейшее по- вышение степе- ни использова- ния теплоты топлива дости- гается утилиза- цией теплоты отработавших газов, теплоты, отводимой в систему охлаж- дения двигате- ля. Примерное распределение тепловых пото- ков по внешне- му контуру в двигателях раз- личных типов и назначения на режимах номинальной мощности представлено в табл. 12.4. Таблица 12.4 – Составляющие внешнего теплового баланса в двигателях различных типов Тип двигателя Составляющие теплового баланса qе qв qм qохл qог qост Двигатели с искровым зажиганием 0,20–0,30 0,20–0,30 – – 0,25–0,40 0,08–0,30 Дизели: . без наддува 0,30–0,40 0,20–0,30 0,03–0,05 – 0,20–0,35 0,04–0,10 . с высоким наддувом 0,45–0,50 0,15–0,20 0,03–0,05 0,04–0,06 0,15–0,30 0,04–0,06 1,5 2,0 2,5 . q, % 28 36 44 52 60 68 76 84 92 20 qост qо.г qв qе= .е qм .. V V 0,79 0,83 Вц 70 50 рz,МПа рz 5 7 tо.г 300 500 tо.г,.С .i .i 0,44 0,48 li,Дж/см3 0,5 0,7 0,9 li .м 0,45 0,65 .м lе,Дж/см3 0,2 04 lе 1,5 2,0 2,5 . Вц, мг/цикл Рисунок 12.7 – Влияние коэффициента избытка воздуха на показатели рабочих процессов и составляющие теплового баланса дизеля СМД-14Н (z = 4; S/D = 140/120; . = 16,5; n = 1700 об/мин; камера сгорания в поршне) 439 Возможности преобразования теплоты, отводимой в систе- му охлаждения двигателя (qв = 0,15–0,30), в механическую работу крайне ограничены и связаны со значительным усложнением конструкции силовой установки. Более существенные резервы повышения эффективного КПД двигателей внутреннего сгора- ния, особенно двигателей с искровым зажиганием, представляют потери теплоты с отработавшими газами (qог = 0,20–0,40). Наибо- лее реальный путь снижения потерь теплоты с отработавшими газами без существенного усложнения конструкции двигателя – использование цикла с продолженным расширением (степень расширения продуктов сгорания в 2–2,5 раза больше действи- тельной степени сжатия). В этом случае потери теплоты с отра- ботавшими газами могут быть снижены на 40–50 %. Несколько снизятся при этом и потери теплоты в стенки вследствие сниже- ния средней температуры цикла. Контрольные вопросы 1. Какие параметры характеризуют действительный цикл двигателя? 2. Какие факторы определяют индикаторную работу газов за цикл? 3. Что характеризует индикаторный КПД двигателя? 4. Как влияют свойства реального рабочего тела на преоб- разование теплоты топлива в механическую работу? 5. Как влияют процессы сгорания и теплообмена на индика- торный КПД? 6. Обоснуйте пути повышения индикаторного КПД двига- теля. 7. Как определяется индикаторная мощность двигателя? 8. Какие составляющие определяют механические потери в двигателе? 9. Как определяются составляющие механических потерь? 10. Как определяется эффективная работа газов на валу дви- гателя (за цикл, за 1 с)? 11. Объясните отличие понятий удельная эффективная рабо- та газов на валу двигателя и среднее эффективное давление. 440 12. Как определяются: . эффективная мощность двигателя; . механический КПД двигателя; . эффективный КПД и удельный эффективный расход топлива; . уровень значений среднего эффективного давления и эффективного КПД в двигателях различных типов. 13. Обоснуйте: . пути повышения эффективного КПД двигателей с иск- ровым зажиганием; . пути повышения эффективного КПД дизелей. 14. Какие факторы определяют эффективную мощность дви- гателя? 15. Как определяются составляющие теплового баланса по внутреннему контуру (поверхности стенок надпоршневой полос- ти) и по внешнему контуру (поверхность объема, в котором на- ходится двигатель со всеми агрегатами)? 16. Какие факторы влияют на изменение составляющих теп- лового баланса по внешнему контуру? Список литературы к главе 12 1. Сахаревич В.Д. Влияние отношения хода поршня к диа- метру цилиндра на основные показатели тракторного дизеля: Ав- тореф. канд. дисс. –Харьков: ХИМЭСХ, 1971. – 21 с. 2. Коржов М.А. Исследование и выбор основных парамет- ров двигателей легковых автомобилей: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХИИТ, 1978. – 21 с. 3. Дьяченко В.Г. Влияние числа оборотов на основные по- казатели комбинированного двигателя: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХПИ, 1963. – 20 с. 441 Глава 13 ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Режимы работы Двигатели внутреннего сгорания используются в различных силовых установках с различным характером изменения внешней нагрузки, параметров и показателей рабочих процессов. Режимы работы двигателя характеризуются совокупностью значений па- раметров и показателей рабочих процессов. Условно они могут быть разделены на установившиеся (значения параметров и пока- зателей неизменны) и неустановившиеся (если с течением време- ни изменяется хотя бы один из параметров рабочих процессов). Совокупность режимов работы с определенной закономер- ностью изменения параметров и показателей рабочих процессов называется характеристикой двигателя. Характеристики ДВС можно разделить на 3 группы: . регулировочные (изменение параметров и показателей рабочих процессов определяется изменением, при прочих равных условиях, регулировочного параметра); . эксплуатационные (изменение параметров и показателей рабочих процессов определяется особенностями нагружения дви- гателя в реальных условиях эксплуатации); . специальные (изменение параметров и показателей рабо- чих процессов определяется особыми условиями нагружения двигателя, например, условиями нагружения, соответствующими режимам ездового цикла, холостого хода и т.п.). §2. Регулировочные характеристики Регулировочные характеристики снимаются обычно в усло- виях стендовых испытаний с целью определения оптимального значения регулировочного параметра для конкретного режима работы двигателя. В качестве критерия выбора оптимального значения регулировочного параметра принимается один или не- 442 сколько важнейших показателей рабочих процессов – удельный эффективный расход топлива, мощность, дымность, выбросы ок- сидов азота и т.п. Рассмотрим несколько регулировочных харак- теристик ДВС – регулировочные характеристики по углу опере- жения подачи топлива, по углу опережения зажигания и по со- ставу смеси. Регулировочная характеристика дизеля по углу опере- жения подачи топлива. При снятии регулировочной характери- стики по углу опережения подачи топлива .п частота вращения коленчатого вала n, цикловая подача топлива Вц, часовой расход топлива Вч, параметры воздуха на впуске, тепловой режим дизеля поддерживаются на каждом из значений .п неизменными. Угол опережения подачи топлива регистрируется по углу начала подъ- ема иглы распылителя (моменту отрыва запорного конуса иглы распылителя от седла распылителя). С изменением угла опереже- ния подачи топлива закон подачи топлива . (отношение коли- чества топлива В., поступившего в цилиндр к определенному уг- лу поворота кривошипа, к цикловой подаче Вц) практически не изменяется (рис. 13.1, в). Закон сгорания х (отношение количества теплоты, подве- денной к рабочему телу Q. к определенному углу поворота кри- вошипа, к теплоте, эквивалентной химической энергии топлива, поступившего в цилиндр за цикл) также изменяется незначитель- но. Поэтому при значениях угла опережения подачи топлива, меньших оптимального (.п. . .п ), процесс сгорания смещается на такте расширения от ВМТ (рис. 13.1, а и 13.1, в), эффектив- ность использования теплоты, подведенной к рабочему телу, снижается, индикаторная работа газов, а соответственно и мощ- ность двигателя уменьшаются, удельный эффективный расход топлива возрастает (рис. 13.1, б). При углах опережения подачи топлива .п.. . .п эффективная мощность также уменьшается, а удельный эффективный расход топлива (рис. 13.1, б) возрастает. В данном случае уменьшение индикаторной работы и эффектив- ной мощности дизеля обусловлено увеличением давления в над- поршневой полости до ВМТ (рис. 13.1, а), а соответственно и ра- боты сжатия. 443 Оптимальному углу опережения подачи топлива .п(опт) (по максимальной мощности или минимальному удельному эффек- тивному расходу топлива – рис. 13.1, б) соответствует угол опе- режения воспламенения 3–10 град. поворота коленчатого вала (.ПКВ) до ВМТ (рис. 13.1, а), значения которого практически не зависят от частоты вращения коленчатого вала n. Однако опти- мальный угол опережения подачи топлива с увеличением часто- ты вращения коленчатого вала возрастает, так как возрастает в градусах поворота коленчатого вала период задержки воспламе- нения ... При неизменной частоте вращения коленчатого вала на- грузка (величина цикловой подачи) практически не влияет на оп- тимальное значение угла опережения подачи топлива. Рисунок 13.1 – Изменение параметров и показателей рабочих процессов дизеля в зависимости от угла опережения подачи топлива: n(б)< n(а)< n(в); .п. – угол опережения начала подачи топлива; . = В. /Вц – закон подачи топлива; х = Q. /ВцQн – закон сгорания; .в. – угол запаздывания начала воспламенения; ... – период задержки воспламенения топлива z.. р z z. Ne Ne (б) Ne (а) Ne (в) а б в. п п. п.. ge ge (б) ge (а) ge (в) .п. в . х .=1, х=1 ВМТ .,.ОКВ .п, .ОКВ . . .б.п опт . . . .а.п опт . . . .в .п опт . п.. п п. в. ... .,.ОКВ .в. 444 В автотракторных дизелях с гидромеханической системой подачи топлива для корректировки угла опережения подачи топ- лива используются центробежные муфты опережения подачи топлива, а в случае аккумуляторных систем впрыска высокого давления с электронными системами управления – микропроцес- сор со специальной программой корректировки .п по частоте вращения коленчатого вала. Диапазон изменения оптимального угла опережения подачи топлива зависит от особенностей орга- низации рабочих процессов и конструкции дизеля, системы топ- ливоподачи, условий эксплуатации и составляют 10–40 .ПКВ. Регулировочная характеристика ДВС с искровым зажи- ганием по углу опережения зажигания. При снятии регулиро- вочной характеристики по углу опережения зажигания .з часто- та вращения коленчатого вала n, положение дроссельной заслон- ки (разрежение за дроссельной заслонкой), состав смеси, тепло- вой режим двигателя поддерживаются на каждом из значений .з неизменными. С изменением угла опережения .з изменяется и угол опережения начала видимого сгорания (рис. 13.2, а). Закон сгорания х при этом изменяется незначительно, так как при со- хранении частоты вращения коленчатого вала n, разрежения за дроссельной заслонкой и состава смеси, время стабилизации оча- га сгорания у электродов свечи зажигания и скорость распрост- ранения фронта пламени сохраняются практически без измене- ний. Поэтому изменение давления в надпоршневой полости по углу поворота кривошипа, эффективной мощности, удельного эффективного расхода топлива в зависимости от угла опережения зажигания (рис. 13.2, а; рис. 13.2, б) определяется теми же факто- рами, что и при изменении угла опережения подачи топлива в ди- зеле (рис. 13.1, а; рис. 13.1, б). Оптимальному углу опережения зажигания (по максималь- ной мощности или минимальному удельному эффективному рас- ходу топлива) соответствует угол опережения начала видимого сгорания 3–10 .ПКВ до ВМТ (рис. 13.2, а; рис. 13.2, в). С увели- чением частоты вращения коленчатого вала .з (опт) возрастает (рис. 13.2, б), так как возрастает в градусах ПКВ период стабили- зации очага сгорания .. (угол поворота кривошипа от момента электрического разряда на электродах свечи зажигания (точка з) 445 до момента начала видимого сгорания (точка в). При увеличении разрежения за дроссельной заслонкой при неизменной частоте вращения коленчатого вала .з(опт) также будет возрастать, так будет возрастать количество остаточных газов в смеси, время стабилизации очага сгорания .в., продолжительность сгорания (скорость распространения фронта пламени с увеличением коли- чества остаточных газов уменьшается). В карбюраторных ДВС с традиционной системой зажигания для корректировки угла опережения зажигания в зависимости от частоты вращения коленчатого вала и разрежения за дроссельной заслонкой предусмотрены центробежный регулятор и вакуум- корректор. В ДВС с электронной системой впрыска и электрон- ной системой управления корректировка угла опережения зажи- гания осуществляется по частоте вращения коленчатого вала, разрежению за дроссельной заслонкой, началу детонации и дру- гим параметрам. Диапазон корректировки .з(опт) может достигать Рисунок 13.2 – Изменение параметров и показателей рабочих процессов двигателя с искровым зажиганием в зависимости от угла опережения зажигания: n(б)< n(а)< n(в) Ne Ne (б) Ne (а) Ne.в. ge б ge (в) ge (а) ge (б) . . .б.з опт . . . .а.з опт . . . .в.з опт . . з,.ПКВ з.. з з. в. ... .,.ОКВ х в ВМТ х=1 .,.ОКВ .з. .з. з.. з з. в. а р z.. z z. .в. 446 5–30 .ПКВ в зависимости от особенностей организации рабочих процессов и конструкции двигателя, системы впрыска, условий эксплуатации. Регулировочная характеристика ДВС с искровым зажи- ганием по составу смеси. В традиционных карбюраторных ДВС мощность, экономичность, уровень выбросов токсичных компо- нентов с отработавшими газами на каждом из режимов работы в значительной степени определяются составом смеси. Регулиро- вочная характеристика для конкретного режима работы двигате- ля, например для режима номинальной мощности, определяется при неизменных частоте вращения коленчатого вала, положении дроссельной заслонки (количества поступающего в цилиндр воз- духа) и тепловом режиме работы двигателя. Состав смеси изме- няется путем изменения площади проходного сечения канала главного топливного жиклера или с помощью регулировочной иглы. С увеличением площади проходного сечения канала глав- ного топливного жиклера увеличивается количество топлива, по- ступающего по каналам к диффузору карбюратора, топливовоз- душная смесь обогащается, мощность двигателя возрастает (рис. 13.3). Максимального значения мощность двигателя дости- гает при соотношении топливо/воздух 1/12,5 (. . 0,85–0,9). Уве- личение мощности двигателя при обогащении топливовоз- душной смеси обусловлено увеличением химического ко- эффициента молекулярного изменения рабочего тела (уве- личением объема рабочего тела в результате химических реак- ций окисления углеводородов топлива) и увеличением скоро- сти распространения фронта пламени. Однако при этом вследствие роста неполноты сгорания топлива удельный эффективный расход топлива возрастает. Минимальному Рисунок 13.3 – Регулировочная характеристика по составу смеси (двигатель ВАЗ-2103: S/D = 80/76; zVh = 1,45 л; . = 8,5; n = 5000 мин–1) Nе, кВт gе, кг .кВт . ч. gе . Nе 40 45 0,36 0,28 0,8 1,0 1,2 447 удельному эффективному расходу топлива соответствует не- значительное обеднение смеси (. = 1,05–1,10). При дальнейшем обеднении топливовоздушной смеси снижается скорость распро- странения фронта пламени, эффективность использования тепло- ты сгоревшего топлива. Поэтому возможны два варианта регули- ровки карбюратора – мощностная (. = 0,85–0,9) и экономичная (. = 1,05–1,10). Мощностная регулировка необходима на режи- мах повышенных значений крутящего момента (мощности), эко- номичная – на режимах частичных нагрузок. На режимах холо- стого хода для обеспечения устойчивой работы двигателя, ис- ключения пропусков воспламенения топливовоздушной смеси, карбюратор также должен обеспечивать обогащение топливовоз- душной смеси (. = 0,8–0,9). Поддержание на эксплуатационных режимах работы двигателя рационального состава смеси (соот- ношение топливо – воздух) достигается путем использования в конструкции карбюратора ряда систем корректировки состава смеси (главные дозирующие системы, системы мощностных ре- жимов, переходная система, система холостого хода, система пуска и т.д.). В ДВС с электронной системой впрыска топлива на впуске и каталитическим нейтрализатором тройного действия необходи- мый состав смеси поддерживается микропроцессором системы управления по сигналам от нескольких датчиков (датчик разре- жения за дроссельной заслонкой, датчик частоты вращения ко- ленчатого вала, датчик скорости потока воздуха, датчик темпера- туры охлаждающей жидкости, датчик контроля содержания кис- лорода в отработавших газах). На подавляющей части эксплуата- ционных режимов работы двигателя для обеспечения оптималь- ных условий работы нейтрализатора отработавших газов микро- процессор поддерживает состав топливовоздушной смеси с точ- ностью до 0,5 % (. = 0,995–1,005). §3. Эксплуатационные характеристики двигателей Характер изменения режимов работы двигателя в реальных условиях эксплуатации зависит от типа энергетической установ- ки. Один и тот же двигатель возможно использовать в различных 448 типах энергетических установок с различным характером нагру- жения. В зависимости от особенностей изменения режимов рабо- ты эксплуатационные характеристики можно разделить на нагру- зочные, регуляторные, скоростные, винтовые, генераторные. Схематично условия нагруже