§1. Требования, предъявляемые к двигателю В основе требований, предъявляемых к двигателю внутрен- него сгорания как энергетической установки конкретного назна- чения (судовой, тепловозной, автомобильной, тракторной) в от- ношении КПД, срока службы, удельной массы и т.д., должно быть достижение наилучших технико-экономических показате- лей в целом по установке за весь период его эксплуатации. Од- ним из важнейших технико-экономических показателей является общая сумма затрат на единицу работы (кВт.час, т.км, га услов- ной пахоты и т.п.). В затратах на единицу работы находят отра- жение и суммарную оценку различные качества не только двига- теля, но и установки в целом: КПД (через расходы на горюче- смазочные материалы), долговечность и надежность (через рас- ходы на ремонты и технические уходы), мощность (через расхо- ды на горюче-смазочные материалы, оплату труда обслуживаю- щего персонала, возобновление), масса и сложность конструкции (через расходы на возобновление и ремонты) и т.д. Анализ струк- туры затрат на единицу работы энергетических установок раз- личного типа и назначения показывает, что основным видом за- трат на единицу работы является затраты на горюче-смазочные материалы, ремонты и технические уходы. Затраты на возобнов- ление не превышают, как правило, 3–7 % от суммарных затрат на единицу работы, то есть, стоимость производства не является оп- ределяющим фактором при выборе параметров двигателя [1, 2]. Общей тенденцией развития двигателестроения является по- вышение параметров рабочих процессов путем применения над- дува и более высокого уровня доводки рабочих процессов, часто- ты вращения коленчатого вала с тем, чтобы максимально снизить массу энергетической установки, уменьшить ее габариты. Однако к вопросу повышения параметров рабочих процессов и в особен- 460 ности быстроходности двигателя необходимо подходить с учетом конкретных условий производства и эксплуатации, определяю- щих в конечном итоге стоимость единицы работы. При повыше- нии частоты вращения коленчатого вала двигателя снижается его масса, габариты, соответственно уменьшаются затраты на произ- водство, но повышение быстроходности двигателя снижает его надежность и долговечность, а зачастую и экономичность. В настоящее время в двигателестроении не существует не- преложных положений, ограничивающих выбор параметров ра- бочих процессов, основных параметров конструкции двигателя (диаметра цилиндра, отношения хода поршня к диаметру цилинд- ра, средней скорости поршня, числа цилиндров и т.д.), но нет и абсолютной свободы в их выборе. Для каждого типа двигателей (автомобильных, тракторных, тепловозных, судовых, стационар- ных) приняты определенные ограничения в выборе параметров рабочих процессов и численных соотношений величин частоты вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности, диаметра цилиндра, отношения хода поршня к диаметру цилинд- ра, средней скорости поршня и т.д. Вместе с тем на мировом рынке имеется огромное количество однотипных двигателей, существенно отличающихся по параметрам рабочих процессов и конструкции. В подавляющем большинстве случаев это не только не оправдано, но и является общим злом, тормозящим развитие двигателестроения. Еще в начале прошлого столетия по этому поводу известный немецкий инженер Г. Гюльднер писал [3]: «Наиболее опасным препятствием для внутреннего развития вся- кого рода машин является слишком большое разнообразие их конструктивных форм. Вытекая не из действительной потребнос- ти, а из честолюбия беспокойных изобретателей эти формы в 9 случаях из 10 противоречат самым элементарным правилам конструирования. Если такого рода произведения и мстят за себя сами своей недолговечностью, то в то же время они являются общим злом, тормозящим правильный ход развития данной от- расли промышленности и набрасывая тень сомнения на действи- тельно правильные и целесообразные конструкции». Удачно созданные конструкции двигателей выдерживают конкуренцию на протяжении десятилетий, непрерывно совер- шенствуясь, не уступают лучшим образцам вновь создаваемых. 461 Примером удачной конструкции из отечественных двигателей может служить дизель В-2, созданный на заводе им. В.А. Малы- шева в тридцатых годах прошлого столетия. Модификации этого дизеля находятся в производстве свыше 60 лет и в настоящее время не уступают по технико-экономическим показателям луч- шим образцам зарубежных дизелей этого типа. Перспективны также конструкции тепловозных дизелей завода им. В.А. Малы- шева, автомобильных дизелей Ярославского моторного завода, тракторных дизелей Минского моторного завода, автомобильных двигателей АвтоВАЗа и др. Первые попытки обоснования выбора параметров рабочих процессов, основных параметров конструкции двигателя отно- сятся к началу развития двигателестроения. В последующие годы теория, конструкция и расчет двигателей внутреннего сгорания получили дальнейшее развитие в трудах Н.Р. Брилинга, А.С. Ор- лина, В.Т. Цветкова, Н.М. Глаголева, В.А. Ваншейдта, М.Г. Круглова и др. При проектировании двигателя наряду с таким важнейшим критерием оценки выбора основных параметров двигателя как стоимость единицы работы, учитывается ряд других технико- экономических показателей, исходя из конкретных условий про- изводства и эксплуатации двигателя. Эти показатели условно мо- гут быть разделены на две группы. Первая группа представляет собой технико-экономические показатели, определяющие качест- ва двигателя как энергетической установки конкретного назначе- ния: мощность (кВт); масса (кг, т), габаритный объем (м3) или га- баритные размеры (длина . ширина . высота в м), срок службы до капитального ремонта (час). Вторая группа – технико-эконо- мические показатели, определяющие удельные показатели двига- теля: литровая мощность (кВт/л), среднее эффективное давление (МПа), удельная литровая масса двигателя (кг/л), удельная масса двигателя (кг/кВт), удельный эффективный расход топлива (кг/(кВт.ч)) или эффективный КПД. Необходимость в разработке нового двигателя возникает, когда выпускаемые двигатели не отвечают уровню развития дви- гателестроения или при изменении требований, предъявляемых к двигателю потребителем. Последнее обстоятельство определяет- 462 ся изменением требований в отношении производительности машин, выпускаемых потребителем, требований в отношении мощности, экономичности и экологических характеристик энер- гетических установок к ним. Вполне очевидно, что прежде, чем приступить к разработке нового двигателя следует провести анализ выпускаемых двигате- лей с целью оценки возможности их модернизации, повышения их показателей до необходимого уровня. Модернизация двигате- ля требует несоизмеримо меньших капитальных затрат, чем раз- работка и постановка на производство нового двигателя. Поста- новка на производство нового двигателя будет оправдана только в случае, если невозможно выполнить требования, выдвигаемые развитием техники и производства, на базе выпускаемых двига- телей путем их модернизации. Создание нового двигателя включает несколько этапов: со- ставление проектного задания, разработка эскизного и техничес- кого проектов, создание экспериментальных отсеков и доводка рабочих процессов, создание опытных образцов двигателя и от- работка элементов конструкции, эксплуатационные испытания и проверка соответствия показателей двигателя требованиям про- ектного задания. Обоснование требований проектного задания, которым должны удовлетворять технико-экономические показатели ново- го двигателя, имеет принципиальное значение. Требования, предъявляемые к новому двигателю, определяют не только уро- вень технико-экономических показателей двигателя как энерге- тической установки конкретного назначения (автомобильной, тракторной, тепловозной и т.д.), но и перспективы его дальней- шего совершенствования. Поэтому составление проектного зада- ния требует всестороннего анализа существующих конструкций двигателей, уровня научных разработок, технологии производст- ва, условий эксплуатации двигателя в отрасли или на предпри- ятиях, для которых он разрабатывается, возможного характера изменений, а соответственно и изменения требований, предъяв- ляемых к двигателю, в течение предполагаемого периода его вы- пуска. Мощность двигателя зависит от назначения энергетической установки. Этот показатель в значительной степени определяет 463 как особенности конструкции двигателя, так и уровень ряда удельных технико-экономических показателей. В энергетических установках автотракторного типа используются в основном че- тырехтактные дизели мощностью до 200 кВт, в энергетических установках железнодорожного транспорта – четырехтактные и двухтактные дизели мощностью от нескольких сот киловатт до нескольких тыс. кВт, в судовых и стационарных энергетических установках – дизели от нескольких десятков до нескольких де- сятков тысяч кВт. Нижний предел значений мощностей четырех- тактных дизелей соответствует нескольким кВт, верхний пре- дел – более чем 10 тысяч кВт. Дизели большей мощности – обычно двухтактные крейцкопфные. Габаритные размеры, масса двигателя, как и мощность, за- висят от назначения энергетической установки и в значительной мере определяют выбор компоновки двигателя, число и располо- жение цилиндров. Срок службы двигателя до капитального ремонта (моторе- сурс) определяется типом энергетической установки, ее мощ- ностью. С увеличением мощности двигателя все более высокие требования предъявляются к сроку службы двигателя до капи- тального ремонта. Для автомобильных двигателей с искровым зажиганием срок службы до капитального ремонта составляет 2000–4000 моточасов, для дизелей автотракторного типа в усло- виях нашей страны экономически целесообразный срок службы до капитального ремонта должен быть не меньше 10 тыс. часов, для тепловозных, судовых, стационарных двигателей мощностью свыше 1000 кВт – 20–30 тыс. часов. Срок службы двигателя до капитального ремонта, общий срок службы двигателя, как прави- ло, соответствуют сроку службы до капитального ремонта, об- щему сроку службы автомобиля, трактора, тепловоза и т.д. Таким образом, технико-экономические показатели первой группы практически полностью определяются назначением силовой ус- тановки. Технико-экономические показатели второй группы являются более универсальными и могут быть использованы как для оцен- ки качеств двигателя конкретного назначения, так и для сравни- тельной оценки различных по конструкции и назначению двига- телей (автомобильных, тракторных, тепловозных и т.п.). 464 §2. Частота вращения коленчатого вала Частота вращения коленчатого вала двигателя на режиме номинальной мощности является одним из основных факторов, определяющих параметры конструкции, рабочих процессов, мо- торесурс двигателя и, в конечном итоге, технико-экономические показатели двигателя [2]. Уровень таких важнейших технико- экономических показателей двигателя как удельная литровая мощность, удельная масса практически однозначно (при одном и том же уровне форсирования по среднему эффективному давле- нию, одинаковом числе цилиндров, одинаковых материалах ос- новных деталей) определяется частотой вращения коленчатого вала. Удельная литровая мощность, кВт/л: N Nе .z V h . pe n . . . . 6 10 7 л ; (14.1) удельная масса, кг/кВт: g . M Ne . gл Nл , (14.2) где ре – среднее эффективное давление, Па; . – коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей . = 2, для двухтакт- ных – 1); Vh – рабочий объем одного цилиндра, л; z – число ци- линдров; gл . M zVh – удельная литровая масса, кг. Поэтому при прочих равных условиях, чем выше частота вращения коленчатого вала, тем больше литровая мощность, ни- же удельная масса. С этой точки зрения частоту вращения колен- чатого вала на режиме номинальной мощности проектируемого двигателя следует выбирать возможно большей. Этим обстоя- тельством объясняется также и тенденция неуклонного повыше- ния номинальной частоты вращения коленчатого вала двигателей внутреннего сгорания различного типа, начиная с первых лет их производства и до настоящего времени. Уровень форсирования по частоте вращения коленчатого вала вновь создаваемых двигателей на каждом конкретном исто- рическом этапе их развития лимитировался двумя факторами. Во-первых, с увеличением номинальной частоты вращения ко- ленчатого вала двигателя сокращается время, отводимое на осу- 465 ществление рабочих процессов, возрастают трудности их довод- ки. Во-вторых, с увеличением частоты вращения коленчатого ва- ла возрастает интенсивность износа основных сопряжений двига- теля, сокращаются межремонтные сроки службы. Поэтому темпы роста номинальной частоты вращения коленчатого вала вновь создаваемых двигателей определялись и определяются в настоя- щее время темпами совершенствования конструкции и техноло- гии производства двигателей, применяемыми материалами, из- менением требований к межремонтным срокам службы двигате- лей. Последнее обстоятельство объясняется тем фактом, что, с одной стороны, неуклонный рост темпов технического прогресса сокращает экономически целесообразный срок службы машин (в том числе и энергетических установок к ним – двигателей), с другой стороны, неуклонный рост парка машин сокращает сред- негодовую загрузку машин, продолжительность работы машины (двигателя) в часах за период службы. Для достигнутого уровня развития технологии производства двигателей, используемых ма- териалов, современных требований в отношении моторесурса двигателей примерное соотношение между сроком службы и оп- ределяющей частотой вращения коленчатого вала в реальных ус- ловиях эксплуатации для двигателей различного назначения представлено в табл. 14.1 [2]. Определяющая частота вращения коленчатого вала двигате- ля зависит от условий эксплуатации машины. Например, для дви- гателей легковых автомобилей определяющая частота вращения коленчатого вала в зависимости от дорожных условий в 1,5–2 раза ниже, чем частота вращения коленчатого вала на режиме номинальной (максимальной) мощности; для двигателей грузо- вых автомобилей и тепловозов определяющая частота вращения коленчатого вала составляет 0,7–0,8 от номинальной; для судо- вых дизелей – 0,8–0,9 от номинальной; для тракторных и стацио- нарных двигателей – примерно равна частоте вращения коленча- того вала на режиме номинальной мощности. Среднеэксплуата- ционная нагрузка (среднеэксплуатационное значение ре), уровень форсирования двигателя по наддуву оказывают относительно не- значительное влияние на интенсивность износа деталей цилинд- ро-поршневой группы, подшипников, а соответственно и на меж- ремонтные сроки службы [2]. Поэтому, приняв, исходя из назна- 466 чения и условий эксплуатации двигателя, определяющую частоту вращения коленчатого вала, в первом приближении устанавли- вают частоту вращения коленчатого вала для режима номиналь- ной мощности, которая обычно принимается кратной 100. Таблица 14.1 – Соотношения между сроком службы до капитального ремонта и определяющей частотой вращения коленчатого вала № п/п Определяющая частота вращения коленчатого вала Срок службы до капитального ремонта, час Преимущественная область использования 1 4000 – 5000 1000 – 2000 Мототехника 2 3000 – 4000 2000 – 4000 Двигатели для легковых автомобилей 3 1500 – 3000 4000 – 10000 Автотракторные дизели 4 1000 – 1500 10000 – 30000 Стационарные, судовые, тепловозные дизели 5 500 – 1000 30000 – 50000 Стационарные, судовые дизели Влияние частоты вращения коленчатого вала на показатели процессов газообмена (коэффициент наполнения, среднее давле- ние насосных потерь) сказывается через изменение гидравличес- ких потерь в клапанах, оптимальных значений фаз газораспреде- ления, условий теплообмена между свежим зарядом и стенками цилиндра. Если рассматривать влияние частоты вращения колен- чатого вала на показатели процессов газообмена различных по размерности двигателей при оптимальных значениях фаз газо- распределения, то оно незначительно. Например, коэффициент наполнения при условиях на впуске .Vs дизеля Д-70 (n = 1000 об/мин; S/D = 270/240; pe = 1,4 МПа; ps = 0,25 МПа) равен 0,91 (рис. 12.3); дизеля СМД-14 (n = 1700 об/мин; S/D = 140/120; pe = = 0,6 МПа) – 0,84 (рис. 12.7); карбюраторного двигателя ВАЗ- 2103 (n = 5600 об/мин; S/D = 80/76; . = 8,5; pe = = 0,8 МПа) – 0,82 467 (рис. 12.6). Влияние же частоты вращения коленчатого вала на показатели процессов газообмена конкретного двигателя с конк- ретными газовоздушными системами при неизменных условиях на впуске и выпуске, оптимальных значениях фаз газораспреде- ления на каждом из скоростных режимов определяется измене- нием средней скорости поршня, условий теплообмена между свежим зарядом и стенками цилиндра. Изменение же конструк- ции и параметров газовоздушных систем двигателя оказывает значительно большее влияние не только на характер зависимости показателей процессов газообмена от частоты вращения коленча- того вала, но и на абсолютное значение показателей газообмена (рис. 8.19). Зависимость показателей индикаторных процессов от часто- ты вращения коленчатого вала определяется изменением процес- сов топливоподачи, смесеобразования и сгорания, условий теп- лообмена. Фактор времени при этом является одним из основ- ных. Уменьшение продолжительности рабочих процессов с по- вышением частоты вращения коленчатого вала требует все больших затрат времени и материальных средств на их доводку. Однако значение важнейшего показателя индикаторных процес- сов двигателя (индикаторного КПД) определяется не столько вы- бором номинальной частоты вращения коленчатого вала (в пре- делах достигнутых значений для определенного типа двигателя), сколько выбором способа организации процессов смесеобразова- ния и сгорания и уровнем их доводки. Доводка рабочих процес- сов конкретного двигателя осуществляется, как правило, на ре- жиме номинальной мощности, и отклонение частоты вращения коленчатого вала от номинальной, при прочих равных условиях, вызывает снижение индикаторного КПД. Значения индикаторно- го КПД различных по быстроходности и размерности дизелей при одинаковом способе организации процессов смесеобразова- ния и сгорания, достаточно высоком уровне их доводки находят- ся примерно на одном уровне. Среднее давление суммарных механических потерь характе- ризует удельную (отнесенную к литражу двигателя) работу тре- ния в подвижных сопряжениях деталей двигателя, работу насос- ных потерь и работу привода вспомогательных механизмов за цикл. Поэтому при одинаковой индикаторной работе за цикл, 468 одинаковой средней скорости поршня и одинаковом отношении площади проходных сечений клапанов к площади поршня, оди- наковом температурном режиме работы сопряжений и вязкости масла среднее давление суммарных механических потерь различ- ных по размерности и номинальным частотам вращения коленча- того вала дизелей отличается незначительно (см. §2 главы 12). Среднее давление суммарных механических потерь дизеля определенной размерности с повышением частоты вращения ко- ленчатого вала возрастает как вследствие увеличения насосных потерь, так и потерь на трение, привод вспомогательных меха- низмов. Соответственно уменьшается механический КПД при неизменном значении среднего индикаторного давления. Эффективные показатели двигателя (ре, .е) определяются при прочих равных условиях изменением в зависимости от час- тоты вращения коленчатого вала коэффициента наполнения, ин- дикаторного и механического КПД. Влияние частоты вращения коленчатого вала на параметры и показатели рабочих процессов двигателя зависит от особенностей его конструкции, особенностей организации рабочих процессов и от уровня их доводки. Поэтому количественная оценка влияния частоты вращения коленчатого вала на параметры и показатели рабочих процессов двигателя может быть дана только примени- тельно к конкретному двигателю. §3. Ход поршня и отношение хода поршня к диаметру цилиндра Выбор хода поршня проектируемого двигателя практически однозначно зависит от максимальной частоты вращения коленча- того вала в эксплуатации и допустимых значений напряжений в деталях от сил инерции возвратно-поступательного движения де- талей кривошипно-шатунного механизма. Максимальная частота вращения коленчатого вала на режимах холостого хода принима- ется на 5–10 % больше частоты вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности. Допустимые напряжения зави- сят от материала и технологии обработки деталей кривошипно- шатунного механизма. 469 Рассмотрим для примера зависимость напряжения растяже- ния или сжатия в деталях кривошипно-шатунного механизма, от сил инерции поступательно движущихся деталей: .р . Рj F , (14.3) где . .2 .1. .. Pj MпR – максимальное значение силы инерции; Мп – масса поступательно движущихся деталей; R – радиус кри- вошипа (R S 2. 1 ); . – угловая скорость кривошипа (. . .n 30); . . R L – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; F – площадь поперечного сечения рассматриваемой детали. Если выразить площадь поперечного сечения рассматривае- мой детали F и массу поступательно движущихся деталей М в функции линейного размера (хода поршня S), угловую скорость – как функцию частоты вращения коленчатого вала, то для геомет- рически подобных двигателей [2, 4] 2 4 2 2 2 3 2 4 2 1 р к S n к Cm к S. . к S n . . , (14.4) где к1, к2, к3, к4 – коэффициенты пропорциональности. Аналогичные зависимости имеют место и для напряжений изгиба и кручения, то есть, у геометрически подобных двигате- лей напряжения, вызываемые силами инерции поступательно движущихся деталей, пропорциональны квадрату средней ско- рости поршня. Если исходить из условий сохранения напряже- ний, вызываемых силами инерции поступательно движущихся деталей (напряжения соответствуют условию надежности конст- рукции), то для геометрически подобных двигателей, детали ко- торых выполнены из одинакового материала, средняя скорость поршня должна быть одной и той же (Cm = idem), то есть, изме- нение хода поршня, других линейных размеров деталей криво- шипно-шатунного механизма должно быть обратно пропорцио- нально частоте вращения коленчатого вала. Например, для дизе- лей со средней скоростью поршня 9 м/с (Cm =S n 30) ход поршня в м S . 270 n–1, (14.5) 470 для двигателей с искровым зажиганием со средней скоро- стью поршня 13 м/с S . 390 n–1. (14.6) Более высокие средние скорости поршня (до 15 м/с) в двигателях с искровым зажиганием обусловлены значительно меньшими на- грузками от сил давления газов на детали кривошипно- шатунного механизма, а соответственно значительно меньшей их массой. В реальных конструкциях двигателей зависимости хода поршня от частоты вращения коленчатого вала на режиме номи- нальной мощности несколько отличаются от приведенных выше вследствие ряда других факторов, определяющих выбор пара- метров конструкции двигателя (срока службы до капитального ремонта, способа организации рабочих процессов, характеристик транспортного средства, для которого проектируется двигатель). Например, обработка методами математической статистики дан- ных по параметрам конструкции только базовых моделей четы- рехтактных дизелей более чем 500 фирм и предприятий с часто- той вращения коленчатого вала на режимах номинальной мощ- ности до 3000 об/мин дает следующую зависимость хода поршня от частоты вращения коленчатого вала (в м) [2]: S . 130 n–0.9. (14.7) Для реальных автомобильных двигателей с искровым зажи- ганием с частотой вращения коленчатого вала на режиме номи- нальной мощности до 6000 об/мин ход поршня примерно равен значениям: S . 170 n–0.9, (14.8) то есть, ход поршня соответствует значениям средней скорости поршня 12–14 м/с. При этих значениях хода поршня и соответст- вующих им частотах вращения коленчатого вала на режиме мак- симальной мощности напряжения в деталях кривошипно- шатунного механизма от сил инерции поступательно движущих- ся деталей не превышают допустимых. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра в реальных конструкциях двигателей с искровым зажиганием изменяется в пределах 0,8–1,1; в четырехтактных дизелях S D = 1–1,2; в тихо- 471 ходных стационарных и судовых дизелях отношение S D увели- чивают до 4,5. Столь широкий диапазон изменения отношения S D в двигателях различного типа и назначения обусловлен сле- дующими факторами [2, 5, 6, 7]. . Отношение S D незначительно влияет на удельные габа- ритные и удельные массовые показатели двигателя (в пределах 5–10 %) при прочих равных условиях (одинаковых значениях частоты вращения коленчатого вала, числа цилиндров, одинако- вых материалах) [2]. . Показатели процессов газообмена при сохранении сред- ней скорости поршня и прочих равных условиях (сохранении от- ношения площади проходных сечений клапанов к площади поршня, оптимальных фаз газораспределения, условий на впуске и выпуске) практически не зависят от отношения S D. . Удельные механические потери двигателя при сохране- нии средней скорости поршня и прочих равных условиях (сохра- нении материалов и технологии обработки подвижных деталей, температурного режима, вязкости масла) также слабо зависят от отношения S D [2, 7]. . Отношение S D оказывает незначительное влияние и на относительные потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости. Например, при снижении отношения S D в быстроход- ном дизеле с 1,2 до 0,8 относительные потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости снижаются на 10–20 % [2, 6, 7]. Это снижение относительных потерь теплоты от газов в стенки надпоршневой полости может оказать влияние на индикаторный КПД двигателя в пределах 0,5–1 %. . Индикаторные показатели двигателя также слабо зависят от отношения S D. Только в дизелях при уменьшении отноше- ния S D до значений меньших 1 заметно возрастают трудности в доводке процессов смесеобразования и сгорания [2, 7]. Основным фактором, определяющим выбор отношения S D в двигателях для наземных транспортных средств, являются ог- раничения по высоте двигателя. Так как в стационарных и судо- вых энергетических установках высота двигателя не лимитиро- вана, то чем больше будет ход поршня при сохранении цилинд- 472 ровой мощности, тем ниже будет номинальная частота вращения коленчатого вала, меньшими будут механические потери, боль- шими будут межремонтные сроки службы двигателя. В быстроходных двигателях транспортного типа с достаточ- но жесткими требованиями к высоте двигателя отношение S D . . 1,2. Нижний предел значений S D в быстроходных дизелях обычно принимается не меньшим 1, так как чем меньше отноше- ние S D, тем меньше высота камеры сгорания, тем сложнее до- водка процессов смесеобразования и сгорания в двигателях с не- разделенной камерой сгорания. В двигателях с искровым зажига- нием уменьшение отношения S D до 0,8 оказывает значительно меньшее влияние на эффективность процессов сгорания. Это поз- воляет в значительно больших пределах варьировать значениям отношения S D, значениями номинальной частоты вращения ко- ленчатого вала, а, соответственно, и значениями рабочего интер- вала изменения частоты вращения коленчатого вала. §4. Число и расположение цилиндров Выбор числа и расположения цилиндров зависит не только от назначения двигателя, его компоновки на транспортном сред- стве, но и ряда других факторов, в частности от требований по удельным массовым и габаритным показателям двигателя, урав- новешенности от сил инерции поступательно-движущихся дета- лей. Возможности снижения, например, удельной литровой мас- сы путем использования более легких материалов (алюминиевых и магниевых сплавов, пластмассы) или материалов с более высо- кими механическими характеристиками вполне очевидны. Уста- новить же влияние числа цилиндров, их расположения на удель- ные габаритные и массовые показатели возможно, в основном, только по данным реальных конструкций двигателей с различ- ным числом цилиндров и различным их расположением при ус- ловии сохранения преемственности конструкции, технологии производства, применяемых материалов, то есть, сравнивая дан- ные по двигателям одной и той же фирмы (предприятия) с раз- личным числом цилиндров и различным их расположением [2]. 473 Влияние расположения цилиндров на удельный габаритный объем двигателя (отношение габаритного объема к литражу дви- гателя), а соответственно и на удельную литровую массу, может быть оценено в первом приближении, если рассматривать только основной объем, образуемый цилиндрами, головкой блока, кар- тером, зависимость которого от расположения цилиндров может быть представлена достаточно простыми аналитическими зави- симостями [2]. Для двигателей с одинаковым расстоянием между осями цилиндров и числом цилиндров 4–10 отношение удельного объема двигателя с V-образным расположением цилиндров к удельному объему двигателя с рядным расположением цилинд- ров составляет 0,81–0,89. Нижний предел отношений удельных габаритных объемов (0,81) соответствует двигателям с числом цилиндров 8–10, верхний (0,89) – двигателям с числом цилинд- ров 4–6. Переход от рядного расположения цилиндров к V-образному при сохранении расстояния между осями цилинд- ров путем использования вильчатых шатунов или главного и прицепного шатунов позволяет на 11–19 % уменьшить удельный габаритный объем двигателя. По-видимому, в этих же пределах следует ожидать уменьшения удельной g и литровой gл массы двигателя. При последовательном расположении шатунов на ша- тунной шейке коленчатого вала расстояние между осями цилин- дров у двигателя с V-образном расположением цилиндров замет- но больше, чем у рядного двигателя. Поэтому удельный габарит- ный объем двигателя при переходе от рядного расположения ци- линдров к V-образному снижается в меньшей степени, чем в пре- дыдущем случае. В реальных же конструкциях двигателей оди- наковой размерности, с примерно одинаковыми соотношениями конструктивных размеров и выпускаемых одной и той же фир- мой (предприятием) только при тщательной отработке конструк- ции переход от рядного расположения цилиндров к V-образному позволяет снизить удельный габаритный объем, удельную литро- вую массу двигателя более чем на 10 % [2]. Переход от рядного к V-образному расположению цилиндров позволяет на 40–50 % уменьшить длину двигателя, но при этом ширина V-образного двигателя возрастает на 30–40 %. По данным реальных конструкций четырехтактных дизелей с различным числом цилиндров и выпускаемых одной и той же 474 фирмой увеличение числа цилиндров с 1 до 4 резко (в 2–2,5 раза) снижает удельную литровую массу двигателя практически вне зависимости от рабочего объема цилиндра (рис. 14.1) [2]. Это вполне объяснимо, так как масса двигателя примерно пропор- циональна рабочему объему цилиндра. С увеличением же числа цилиндров с 4 до 6 удельная литровая масса снижается уже толь- ко на 15–20 %, с 6 до 8 – примерно на 10 %, а с 8 до 16 – не более чем на 15 % (табл. 14.2) [2]. Из представленных данных следует, что при проектирова- нии двигателя следует при прочих равных условиях исходить из возможно большего числа цилиндров. Возможности уменьшения литровой массы двигателя путем изменения относительных раз- меров деталей, хода поршня к диаметру цилиндра, расположения цилиндров крайне ограничены (в пределах 10–15 %). §5. Пример выбора основных параметров конструкции и рабочих процессов двигателя В качестве примера рассмотрим обоснование типа и после- довательность выбора основных параметров конструкции и рабо- чих процессов наиболее массового двигателя – двигателя легко- Таблица 14.2 – Зависимость удельной литровой массы от числа цилиндров № п/п Число цилиндров Удельная литровая масса, кг/л 1 1 220 – 250 2 2 140 – 160 3 4 80 – 120 4 6 75 – 100 5 8 70 – 80 6 12 65 – 75 7 16 60 – 65 Рисунок 14.1 – Влияние числа цилиндров на удельную литровую массу двигателя: . – стационарные судовые и тепловозные дизели . – автотракторные дизели gл, кг/л 220 180 140 100 60 4 8 12 16 z 475 вого автомобиля. Мировой парк легковых автомобилей превыша- ет пятьсот миллионов, годовой выпуск – более сорока миллионов автомобилей. Основной тип используемых энергетических уста- новок легковых автомобилей сегодня – поршневой четырехтакт- ный двигатель с искровым зажиганием, несмотря на то, что ди- зель, как энергетическая установка легкового автомобиля, су- щественно превосходит его по эксплуатационной экономичности. В городском цикле эксплуатационных режимов работы путевой расход топлива легкового автомобиля с дизелем на 20–30 % ни- же, чем с двигателем с искровым зажиганием, а при эксплуатации за городом – на 5–10 %. Следует при этом учитывать и то обстоя- тельство, что стоимость дизельного топлива на 20–30 % ниже стоимости высокооктанового бензина. Вместе с тем дизелю при- сущи и ряд существенных недостатков в сравнении с двигателя- ми с искровым зажиганием [8]. Во-первых, при одинаковой мощности масса и габариты ди- зеля заметно больше, чем у двигателя с искровым зажиганием. Во-вторых, у дизеля выше выбросы с отработавшими газами твердых частиц, адсорбирующих на поверхности канцерогенные полициклические углеводороды; альдегидов и формальдегидов, обладающих неприятным запахом. В-третьих, не созданы еще для дизелей достаточно надеж- ные и долговечные сажевые фильтры, системы нейтрализации оксидов азота в отработавших газах. В-четвертых, у дизелей выше уровень шума. В-пятых, необходима большая энергоемкость аккумуляторов для обеспечения надежного запуска дизеля, особенно в условиях пониженных температур. В-шестых, ограничены ресурсы дизельного топлива. Выход дизельного топлива при существующей технологии переработки нефти составляет 10–15 %, а с сопутствующими фракциями (топ- лива широкого фракционного состава) – 25 %, тогда как выход бензина достигает 60 %. В двигателе с искровым зажиганием мо- гут использоваться, как моторное топливо, так и спирты (этило- вый, метиловый), природный и сжиженные газы. Бензин, метиловый спирт могут быть получены также и не- посредственно и из природного газа. Себестоимость бензина, ме- тилового спирта из природного при существующей технологии 476 производства сопоставима с себестоимостью производства бен- зина из нефти. Производство же дизельного топлива из природ- ного газа (синтез тяжелых углеводородов из природного газа) намного дороже, чем производство метилового спирта и бензина из природного газа. В случае дизеля использование природного газа, как мотор- ного топлива, значительно усложняет системы питания и управ- ления. Следует учитывать и тот факт, что при использовании га- зодизельного процесса, например в автомобильных дизелях, доля работы по времени на режимах холостого хода и малых нагрузок превышает 50 %, доля жидкого топлива в суммарных расходах топлива достигает 20–30 %. В стационарных и судовых дизелях доля жидкого топлива в суммарных расходах топлива при газо- дизельном процессе снижается до 5–10 %. Эти факторы и предо- пределяют преимущественное использование двигателей с ис- кровым зажиганием в качестве энергетических установок легко- вых автомобилей, небольших грузовых автомобилей, мототехни- ки и других транспортных средств. Однако резервы дальнейшего повышения экономичности, снижения выбросов вредных ве- ществ с отработавшими газами в двигателях с искровым зажига- нием при использовании традиционных методов совершенство- вания рабочих процессов (повышения степени сжатия, интенси- фикации процессов смесеобразования и сгорания, использования обедненных топливовоздушных смесей, снижение механических потерь и т.п.) практически исчерпаны. Ужесточающиеся требо- вания к экологическим характеристикам автомобильного двига- теля с искровым зажиганием обусловили переход на электронные системы впрыска топлива на впуске, электронные системы зажи- гания и управления рабочими процессами, использование ката- литических систем нейтрализации отработавших газов, эффек- тивная работа которых возможна только при составах топливо- воздушной смеси, близких к стехиометрическому (. = 0,995– 1,005). Стоимость электронных систем впрыска и управления ра- бочими процессами, систем каталитической нейтрализации отра- ботавших газов сопоставима со стоимостью двигателя. К нетрадиционным методам совершенствования рабочих процессов двигателя с искровым зажиганием следует отнести, 477 прежде всего, использование непосредственного впрыска топли- ва в камеру сгорания, расслоение топливовоздушной смеси, целе- сообразность использования которого впервые была высказана Н. Отто в патенте Германии № 532 (13 марта 1878 г.). Не- посредственный впрыск, расслоение топливовоздушной смеси обеспечивают возможнос
§1. Требования, предъявляемые к двигателю В основе требований, предъявляемых к двигателю внутрен- него сгорания как энергетической установки конкретного назна- чения (судовой, тепловозной, автомобильной, тракторной) в от- ношении КПД, срока службы, удельной массы и т.д., должно быть достижение наилучших технико-экономических показате- лей в целом по установке за весь период его эксплуатации. Од- ним из важнейших технико-экономических показателей является общая сумма затрат на единицу работы (кВт.час, т.км, га услов- ной пахоты и т.п.). В затратах на единицу работы находят отра- жение и суммарную оценку различные качества не только двига- теля, но и установки в целом: КПД (через расходы на горюче- смазочные материалы), долговечность и надежность (через рас- ходы на ремонты и технические уходы), мощность (через расхо- ды на горюче-смазочные материалы, оплату труда обслуживаю- щего персонала, возобновление), масса и сложность конструкции (через расходы на возобновление и ремонты) и т.д. Анализ струк- туры затрат на единицу работы энергетических установок раз- личного типа и назначения показывает, что основным видом за- трат на единицу работы является затраты на горюче-смазочные материалы, ремонты и технические уходы. Затраты на возобнов- ление не превышают, как правило, 3–7 % от суммарных затрат на единицу работы, то есть, стоимость производства не является оп- ределяющим фактором при выборе параметров двигателя [1, 2]. Общей тенденцией развития двигателестроения является по- вышение параметров рабочих процессов путем применения над- дува и более высокого уровня доводки рабочих процессов, часто- ты вращения коленчатого вала с тем, чтобы максимально снизить массу энергетической установки, уменьшить ее габариты. Однако к вопросу повышения параметров рабочих процессов и в особен- 460 ности быстроходности двигателя необходимо подходить с учетом конкретных условий производства и эксплуатации, определяю- щих в конечном итоге стоимость единицы работы. При повыше- нии частоты вращения коленчатого вала двигателя снижается его масса, габариты, соответственно уменьшаются затраты на произ- водство, но повышение быстроходности двигателя снижает его надежность и долговечность, а зачастую и экономичность. В настоящее время в двигателестроении не существует не- преложных положений, ограничивающих выбор параметров ра- бочих процессов, основных параметров конструкции двигателя (диаметра цилиндра, отношения хода поршня к диаметру цилинд- ра, средней скорости поршня, числа цилиндров и т.д.), но нет и абсолютной свободы в их выборе. Для каждого типа двигателей (автомобильных, тракторных, тепловозных, судовых, стационар- ных) приняты определенные ограничения в выборе параметров рабочих процессов и численных соотношений величин частоты вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности, диаметра цилиндра, отношения хода поршня к диаметру цилинд- ра, средней скорости поршня и т.д. Вместе с тем на мировом рынке имеется огромное количество однотипных двигателей, существенно отличающихся по параметрам рабочих процессов и конструкции. В подавляющем большинстве случаев это не только не оправдано, но и является общим злом, тормозящим развитие двигателестроения. Еще в начале прошлого столетия по этому поводу известный немецкий инженер Г. Гюльднер писал [3]: «Наиболее опасным препятствием для внутреннего развития вся- кого рода машин является слишком большое разнообразие их конструктивных форм. Вытекая не из действительной потребнос- ти, а из честолюбия беспокойных изобретателей эти формы в 9 случаях из 10 противоречат самым элементарным правилам конструирования. Если такого рода произведения и мстят за себя сами своей недолговечностью, то в то же время они являются общим злом, тормозящим правильный ход развития данной от- расли промышленности и набрасывая тень сомнения на действи- тельно правильные и целесообразные конструкции». Удачно созданные конструкции двигателей выдерживают конкуренцию на протяжении десятилетий, непрерывно совер- шенствуясь, не уступают лучшим образцам вновь создаваемых. 461 Примером удачной конструкции из отечественных двигателей может служить дизель В-2, созданный на заводе им. В.А. Малы- шева в тридцатых годах прошлого столетия. Модификации этого дизеля находятся в производстве свыше 60 лет и в настоящее время не уступают по технико-экономическим показателям луч- шим образцам зарубежных дизелей этого типа. Перспективны также конструкции тепловозных дизелей завода им. В.А. Малы- шева, автомобильных дизелей Ярославского моторного завода, тракторных дизелей Минского моторного завода, автомобильных двигателей АвтоВАЗа и др. Первые попытки обоснования выбора параметров рабочих процессов, основных параметров конструкции двигателя отно- сятся к началу развития двигателестроения. В последующие годы теория, конструкция и расчет двигателей внутреннего сгорания получили дальнейшее развитие в трудах Н.Р. Брилинга, А.С. Ор- лина, В.Т. Цветкова, Н.М. Глаголева, В.А. Ваншейдта, М.Г. Круглова и др. При проектировании двигателя наряду с таким важнейшим критерием оценки выбора основных параметров двигателя как стоимость единицы работы, учитывается ряд других технико- экономических показателей, исходя из конкретных условий про- изводства и эксплуатации двигателя. Эти показатели условно мо- гут быть разделены на две группы. Первая группа представляет собой технико-экономические показатели, определяющие качест- ва двигателя как энергетической установки конкретного назначе- ния: мощность (кВт); масса (кг, т), габаритный объем (м3) или га- баритные размеры (длина . ширина . высота в м), срок службы до капитального ремонта (час). Вторая группа – технико-эконо- мические показатели, определяющие удельные показатели двига- теля: литровая мощность (кВт/л), среднее эффективное давление (МПа), удельная литровая масса двигателя (кг/л), удельная масса двигателя (кг/кВт), удельный эффективный расход топлива (кг/(кВт.ч)) или эффективный КПД. Необходимость в разработке нового двигателя возникает, когда выпускаемые двигатели не отвечают уровню развития дви- гателестроения или при изменении требований, предъявляемых к двигателю потребителем. Последнее обстоятельство определяет- 462 ся изменением требований в отношении производительности машин, выпускаемых потребителем, требований в отношении мощности, экономичности и экологических характеристик энер- гетических установок к ним. Вполне очевидно, что прежде, чем приступить к разработке нового двигателя следует провести анализ выпускаемых двигате- лей с целью оценки возможности их модернизации, повышения их показателей до необходимого уровня. Модернизация двигате- ля требует несоизмеримо меньших капитальных затрат, чем раз- работка и постановка на производство нового двигателя. Поста- новка на производство нового двигателя будет оправдана только в случае, если невозможно выполнить требования, выдвигаемые развитием техники и производства, на базе выпускаемых двига- телей путем их модернизации. Создание нового двигателя включает несколько этапов: со- ставление проектного задания, разработка эскизного и техничес- кого проектов, создание экспериментальных отсеков и доводка рабочих процессов, создание опытных образцов двигателя и от- работка элементов конструкции, эксплуатационные испытания и проверка соответствия показателей двигателя требованиям про- ектного задания. Обоснование требований проектного задания, которым должны удовлетворять технико-экономические показатели ново- го двигателя, имеет принципиальное значение. Требования, предъявляемые к новому двигателю, определяют не только уро- вень технико-экономических показателей двигателя как энерге- тической установки конкретного назначения (автомобильной, тракторной, тепловозной и т.д.), но и перспективы его дальней- шего совершенствования. Поэтому составление проектного зада- ния требует всестороннего анализа существующих конструкций двигателей, уровня научных разработок, технологии производст- ва, условий эксплуатации двигателя в отрасли или на предпри- ятиях, для которых он разрабатывается, возможного характера изменений, а соответственно и изменения требований, предъяв- ляемых к двигателю, в течение предполагаемого периода его вы- пуска. Мощность двигателя зависит от назначения энергетической установки. Этот показатель в значительной степени определяет 463 как особенности конструкции двигателя, так и уровень ряда удельных технико-экономических показателей. В энергетических установках автотракторного типа используются в основном че- тырехтактные дизели мощностью до 200 кВт, в энергетических установках железнодорожного транспорта – четырехтактные и двухтактные дизели мощностью от нескольких сот киловатт до нескольких тыс. кВт, в судовых и стационарных энергетических установках – дизели от нескольких десятков до нескольких де- сятков тысяч кВт. Нижний предел значений мощностей четырех- тактных дизелей соответствует нескольким кВт, верхний пре- дел – более чем 10 тысяч кВт. Дизели большей мощности – обычно двухтактные крейцкопфные. Габаритные размеры, масса двигателя, как и мощность, за- висят от назначения энергетической установки и в значительной мере определяют выбор компоновки двигателя, число и располо- жение цилиндров. Срок службы двигателя до капитального ремонта (моторе- сурс) определяется типом энергетической установки, ее мощ- ностью. С увеличением мощности двигателя все более высокие требования предъявляются к сроку службы двигателя до капи- тального ремонта. Для автомобильных двигателей с искровым зажиганием срок службы до капитального ремонта составляет 2000–4000 моточасов, для дизелей автотракторного типа в усло- виях нашей страны экономически целесообразный срок службы до капитального ремонта должен быть не меньше 10 тыс. часов, для тепловозных, судовых, стационарных двигателей мощностью свыше 1000 кВт – 20–30 тыс. часов. Срок службы двигателя до капитального ремонта, общий срок службы двигателя, как прави- ло, соответствуют сроку службы до капитального ремонта, об- щему сроку службы автомобиля, трактора, тепловоза и т.д. Таким образом, технико-экономические показатели первой группы практически полностью определяются назначением силовой ус- тановки. Технико-экономические показатели второй группы являются более универсальными и могут быть использованы как для оцен- ки качеств двигателя конкретного назначения, так и для сравни- тельной оценки различных по конструкции и назначению двига- телей (автомобильных, тракторных, тепловозных и т.п.). 464 §2. Частота вращения коленчатого вала Частота вращения коленчатого вала двигателя на режиме номинальной мощности является одним из основных факторов, определяющих параметры конструкции, рабочих процессов, мо- торесурс двигателя и, в конечном итоге, технико-экономические показатели двигателя [2]. Уровень таких важнейших технико- экономических показателей двигателя как удельная литровая мощность, удельная масса практически однозначно (при одном и том же уровне форсирования по среднему эффективному давле- нию, одинаковом числе цилиндров, одинаковых материалах ос- новных деталей) определяется частотой вращения коленчатого вала. Удельная литровая мощность, кВт/л: N Nе .z V h . pe n . . . . 6 10 7 л ; (14.1) удельная масса, кг/кВт: g . M Ne . gл Nл , (14.2) где ре – среднее эффективное давление, Па; . – коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей . = 2, для двухтакт- ных – 1); Vh – рабочий объем одного цилиндра, л; z – число ци- линдров; gл . M zVh – удельная литровая масса, кг. Поэтому при прочих равных условиях, чем выше частота вращения коленчатого вала, тем больше литровая мощность, ни- же удельная масса. С этой точки зрения частоту вращения колен- чатого вала на режиме номинальной мощности проектируемого двигателя следует выбирать возможно большей. Этим обстоя- тельством объясняется также и тенденция неуклонного повыше- ния номинальной частоты вращения коленчатого вала двигателей внутреннего сгорания различного типа, начиная с первых лет их производства и до настоящего времени. Уровень форсирования по частоте вращения коленчатого вала вновь создаваемых двигателей на каждом конкретном исто- рическом этапе их развития лимитировался двумя факторами. Во-первых, с увеличением номинальной частоты вращения ко- ленчатого вала двигателя сокращается время, отводимое на осу- 465 ществление рабочих процессов, возрастают трудности их довод- ки. Во-вторых, с увеличением частоты вращения коленчатого ва- ла возрастает интенсивность износа основных сопряжений двига- теля, сокращаются межремонтные сроки службы. Поэтому темпы роста номинальной частоты вращения коленчатого вала вновь создаваемых двигателей определялись и определяются в настоя- щее время темпами совершенствования конструкции и техноло- гии производства двигателей, применяемыми материалами, из- менением требований к межремонтным срокам службы двигате- лей. Последнее обстоятельство объясняется тем фактом, что, с одной стороны, неуклонный рост темпов технического прогресса сокращает экономически целесообразный срок службы машин (в том числе и энергетических установок к ним – двигателей), с другой стороны, неуклонный рост парка машин сокращает сред- негодовую загрузку машин, продолжительность работы машины (двигателя) в часах за период службы. Для достигнутого уровня развития технологии производства двигателей, используемых ма- териалов, современных требований в отношении моторесурса двигателей примерное соотношение между сроком службы и оп- ределяющей частотой вращения коленчатого вала в реальных ус- ловиях эксплуатации для двигателей различного назначения представлено в табл. 14.1 [2]. Определяющая частота вращения коленчатого вала двигате- ля зависит от условий эксплуатации машины. Например, для дви- гателей легковых автомобилей определяющая частота вращения коленчатого вала в зависимости от дорожных условий в 1,5–2 раза ниже, чем частота вращения коленчатого вала на режиме номинальной (максимальной) мощности; для двигателей грузо- вых автомобилей и тепловозов определяющая частота вращения коленчатого вала составляет 0,7–0,8 от номинальной; для судо- вых дизелей – 0,8–0,9 от номинальной; для тракторных и стацио- нарных двигателей – примерно равна частоте вращения коленча- того вала на режиме номинальной мощности. Среднеэксплуата- ционная нагрузка (среднеэксплуатационное значение ре), уровень форсирования двигателя по наддуву оказывают относительно не- значительное влияние на интенсивность износа деталей цилинд- ро-поршневой группы, подшипников, а соответственно и на меж- ремонтные сроки службы [2]. Поэтому, приняв, исходя из назна- 466 чения и условий эксплуатации двигателя, определяющую частоту вращения коленчатого вала, в первом приближении устанавли- вают частоту вращения коленчатого вала для режима номиналь- ной мощности, которая обычно принимается кратной 100. Таблица 14.1 – Соотношения между сроком службы до капитального ремонта и определяющей частотой вращения коленчатого вала № п/п Определяющая частота вращения коленчатого вала Срок службы до капитального ремонта, час Преимущественная область использования 1 4000 – 5000 1000 – 2000 Мототехника 2 3000 – 4000 2000 – 4000 Двигатели для легковых автомобилей 3 1500 – 3000 4000 – 10000 Автотракторные дизели 4 1000 – 1500 10000 – 30000 Стационарные, судовые, тепловозные дизели 5 500 – 1000 30000 – 50000 Стационарные, судовые дизели Влияние частоты вращения коленчатого вала на показатели процессов газообмена (коэффициент наполнения, среднее давле- ние насосных потерь) сказывается через изменение гидравличес- ких потерь в клапанах, оптимальных значений фаз газораспреде- ления, условий теплообмена между свежим зарядом и стенками цилиндра. Если рассматривать влияние частоты вращения колен- чатого вала на показатели процессов газообмена различных по размерности двигателей при оптимальных значениях фаз газо- распределения, то оно незначительно. Например, коэффициент наполнения при условиях на впуске .Vs дизеля Д-70 (n = 1000 об/мин; S/D = 270/240; pe = 1,4 МПа; ps = 0,25 МПа) равен 0,91 (рис. 12.3); дизеля СМД-14 (n = 1700 об/мин; S/D = 140/120; pe = = 0,6 МПа) – 0,84 (рис. 12.7); карбюраторного двигателя ВАЗ- 2103 (n = 5600 об/мин; S/D = 80/76; . = 8,5; pe = = 0,8 МПа) – 0,82 467 (рис. 12.6). Влияние же частоты вращения коленчатого вала на показатели процессов газообмена конкретного двигателя с конк- ретными газовоздушными системами при неизменных условиях на впуске и выпуске, оптимальных значениях фаз газораспреде- ления на каждом из скоростных режимов определяется измене- нием средней скорости поршня, условий теплообмена между свежим зарядом и стенками цилиндра. Изменение же конструк- ции и параметров газовоздушных систем двигателя оказывает значительно большее влияние не только на характер зависимости показателей процессов газообмена от частоты вращения коленча- того вала, но и на абсолютное значение показателей газообмена (рис. 8.19). Зависимость показателей индикаторных процессов от часто- ты вращения коленчатого вала определяется изменением процес- сов топливоподачи, смесеобразования и сгорания, условий теп- лообмена. Фактор времени при этом является одним из основ- ных. Уменьшение продолжительности рабочих процессов с по- вышением частоты вращения коленчатого вала требует все больших затрат времени и материальных средств на их доводку. Однако значение важнейшего показателя индикаторных процес- сов двигателя (индикаторного КПД) определяется не столько вы- бором номинальной частоты вращения коленчатого вала (в пре- делах достигнутых значений для определенного типа двигателя), сколько выбором способа организации процессов смесеобразова- ния и сгорания и уровнем их доводки. Доводка рабочих процес- сов конкретного двигателя осуществляется, как правило, на ре- жиме номинальной мощности, и отклонение частоты вращения коленчатого вала от номинальной, при прочих равных условиях, вызывает снижение индикаторного КПД. Значения индикаторно- го КПД различных по быстроходности и размерности дизелей при одинаковом способе организации процессов смесеобразова- ния и сгорания, достаточно высоком уровне их доводки находят- ся примерно на одном уровне. Среднее давление суммарных механических потерь характе- ризует удельную (отнесенную к литражу двигателя) работу тре- ния в подвижных сопряжениях деталей двигателя, работу насос- ных потерь и работу привода вспомогательных механизмов за цикл. Поэтому при одинаковой индикаторной работе за цикл, 468 одинаковой средней скорости поршня и одинаковом отношении площади проходных сечений клапанов к площади поршня, оди- наковом температурном режиме работы сопряжений и вязкости масла среднее давление суммарных механических потерь различ- ных по размерности и номинальным частотам вращения коленча- того вала дизелей отличается незначительно (см. §2 главы 12). Среднее давление суммарных механических потерь дизеля определенной размерности с повышением частоты вращения ко- ленчатого вала возрастает как вследствие увеличения насосных потерь, так и потерь на трение, привод вспомогательных меха- низмов. Соответственно уменьшается механический КПД при неизменном значении среднего индикаторного давления. Эффективные показатели двигателя (ре, .е) определяются при прочих равных условиях изменением в зависимости от час- тоты вращения коленчатого вала коэффициента наполнения, ин- дикаторного и механического КПД. Влияние частоты вращения коленчатого вала на параметры и показатели рабочих процессов двигателя зависит от особенностей его конструкции, особенностей организации рабочих процессов и от уровня их доводки. Поэтому количественная оценка влияния частоты вращения коленчатого вала на параметры и показатели рабочих процессов двигателя может быть дана только примени- тельно к конкретному двигателю. §3. Ход поршня и отношение хода поршня к диаметру цилиндра Выбор хода поршня проектируемого двигателя практически однозначно зависит от максимальной частоты вращения коленча- того вала в эксплуатации и допустимых значений напряжений в деталях от сил инерции возвратно-поступательного движения де- талей кривошипно-шатунного механизма. Максимальная частота вращения коленчатого вала на режимах холостого хода принима- ется на 5–10 % больше частоты вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности. Допустимые напряжения зави- сят от материала и технологии обработки деталей кривошипно- шатунного механизма. 469 Рассмотрим для примера зависимость напряжения растяже- ния или сжатия в деталях кривошипно-шатунного механизма, от сил инерции поступательно движущихся деталей: .р . Рj F , (14.3) где . .2 .1. .. Pj MпR – максимальное значение силы инерции; Мп – масса поступательно движущихся деталей; R – радиус кри- вошипа (R S 2. 1 ); . – угловая скорость кривошипа (. . .n 30); . . R L – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; F – площадь поперечного сечения рассматриваемой детали. Если выразить площадь поперечного сечения рассматривае- мой детали F и массу поступательно движущихся деталей М в функции линейного размера (хода поршня S), угловую скорость – как функцию частоты вращения коленчатого вала, то для геомет- рически подобных двигателей [2, 4] 2 4 2 2 2 3 2 4 2 1 р к S n к Cm к S. . к S n . . , (14.4) где к1, к2, к3, к4 – коэффициенты пропорциональности. Аналогичные зависимости имеют место и для напряжений изгиба и кручения, то есть, у геометрически подобных двигате- лей напряжения, вызываемые силами инерции поступательно движущихся деталей, пропорциональны квадрату средней ско- рости поршня. Если исходить из условий сохранения напряже- ний, вызываемых силами инерции поступательно движущихся деталей (напряжения соответствуют условию надежности конст- рукции), то для геометрически подобных двигателей, детали ко- торых выполнены из одинакового материала, средняя скорость поршня должна быть одной и той же (Cm = idem), то есть, изме- нение хода поршня, других линейных размеров деталей криво- шипно-шатунного механизма должно быть обратно пропорцио- нально частоте вращения коленчатого вала. Например, для дизе- лей со средней скоростью поршня 9 м/с (Cm =S n 30) ход поршня в м S . 270 n–1, (14.5) 470 для двигателей с искровым зажиганием со средней скоро- стью поршня 13 м/с S . 390 n–1. (14.6) Более высокие средние скорости поршня (до 15 м/с) в двигателях с искровым зажиганием обусловлены значительно меньшими на- грузками от сил давления газов на детали кривошипно- шатунного механизма, а соответственно значительно меньшей их массой. В реальных конструкциях двигателей зависимости хода поршня от частоты вращения коленчатого вала на режиме номи- нальной мощности несколько отличаются от приведенных выше вследствие ряда других факторов, определяющих выбор пара- метров конструкции двигателя (срока службы до капитального ремонта, способа организации рабочих процессов, характеристик транспортного средства, для которого проектируется двигатель). Например, обработка методами математической статистики дан- ных по параметрам конструкции только базовых моделей четы- рехтактных дизелей более чем 500 фирм и предприятий с часто- той вращения коленчатого вала на режимах номинальной мощ- ности до 3000 об/мин дает следующую зависимость хода поршня от частоты вращения коленчатого вала (в м) [2]: S . 130 n–0.9. (14.7) Для реальных автомобильных двигателей с искровым зажи- ганием с частотой вращения коленчатого вала на режиме номи- нальной мощности до 6000 об/мин ход поршня примерно равен значениям: S . 170 n–0.9, (14.8) то есть, ход поршня соответствует значениям средней скорости поршня 12–14 м/с. При этих значениях хода поршня и соответст- вующих им частотах вращения коленчатого вала на режиме мак- симальной мощности напряжения в деталях кривошипно- шатунного механизма от сил инерции поступательно движущих- ся деталей не превышают допустимых. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра в реальных конструкциях двигателей с искровым зажиганием изменяется в пределах 0,8–1,1; в четырехтактных дизелях S D = 1–1,2; в тихо- 471 ходных стационарных и судовых дизелях отношение S D увели- чивают до 4,5. Столь широкий диапазон изменения отношения S D в двигателях различного типа и назначения обусловлен сле- дующими факторами [2, 5, 6, 7]. . Отношение S D незначительно влияет на удельные габа- ритные и удельные массовые показатели двигателя (в пределах 5–10 %) при прочих равных условиях (одинаковых значениях частоты вращения коленчатого вала, числа цилиндров, одинако- вых материалах) [2]. . Показатели процессов газообмена при сохранении сред- ней скорости поршня и прочих равных условиях (сохранении от- ношения площади проходных сечений клапанов к площади поршня, оптимальных фаз газораспределения, условий на впуске и выпуске) практически не зависят от отношения S D. . Удельные механические потери двигателя при сохране- нии средней скорости поршня и прочих равных условиях (сохра- нении материалов и технологии обработки подвижных деталей, температурного режима, вязкости масла) также слабо зависят от отношения S D [2, 7]. . Отношение S D оказывает незначительное влияние и на относительные потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости. Например, при снижении отношения S D в быстроход- ном дизеле с 1,2 до 0,8 относительные потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости снижаются на 10–20 % [2, 6, 7]. Это снижение относительных потерь теплоты от газов в стенки надпоршневой полости может оказать влияние на индикаторный КПД двигателя в пределах 0,5–1 %. . Индикаторные показатели двигателя также слабо зависят от отношения S D. Только в дизелях при уменьшении отноше- ния S D до значений меньших 1 заметно возрастают трудности в доводке процессов смесеобразования и сгорания [2, 7]. Основным фактором, определяющим выбор отношения S D в двигателях для наземных транспортных средств, являются ог- раничения по высоте двигателя. Так как в стационарных и судо- вых энергетических установках высота двигателя не лимитиро- вана, то чем больше будет ход поршня при сохранении цилинд- 472 ровой мощности, тем ниже будет номинальная частота вращения коленчатого вала, меньшими будут механические потери, боль- шими будут межремонтные сроки службы двигателя. В быстроходных двигателях транспортного типа с достаточ- но жесткими требованиями к высоте двигателя отношение S D . . 1,2. Нижний предел значений S D в быстроходных дизелях обычно принимается не меньшим 1, так как чем меньше отноше- ние S D, тем меньше высота камеры сгорания, тем сложнее до- водка процессов смесеобразования и сгорания в двигателях с не- разделенной камерой сгорания. В двигателях с искровым зажига- нием уменьшение отношения S D до 0,8 оказывает значительно меньшее влияние на эффективность процессов сгорания. Это поз- воляет в значительно больших пределах варьировать значениям отношения S D, значениями номинальной частоты вращения ко- ленчатого вала, а, соответственно, и значениями рабочего интер- вала изменения частоты вращения коленчатого вала. §4. Число и расположение цилиндров Выбор числа и расположения цилиндров зависит не только от назначения двигателя, его компоновки на транспортном сред- стве, но и ряда других факторов, в частности от требований по удельным массовым и габаритным показателям двигателя, урав- новешенности от сил инерции поступательно-движущихся дета- лей. Возможности снижения, например, удельной литровой мас- сы путем использования более легких материалов (алюминиевых и магниевых сплавов, пластмассы) или материалов с более высо- кими механическими характеристиками вполне очевидны. Уста- новить же влияние числа цилиндров, их расположения на удель- ные габаритные и массовые показатели возможно, в основном, только по данным реальных конструкций двигателей с различ- ным числом цилиндров и различным их расположением при ус- ловии сохранения преемственности конструкции, технологии производства, применяемых материалов, то есть, сравнивая дан- ные по двигателям одной и той же фирмы (предприятия) с раз- личным числом цилиндров и различным их расположением [2]. 473 Влияние расположения цилиндров на удельный габаритный объем двигателя (отношение габаритного объема к литражу дви- гателя), а соответственно и на удельную литровую массу, может быть оценено в первом приближении, если рассматривать только основной объем, образуемый цилиндрами, головкой блока, кар- тером, зависимость которого от расположения цилиндров может быть представлена достаточно простыми аналитическими зави- симостями [2]. Для двигателей с одинаковым расстоянием между осями цилиндров и числом цилиндров 4–10 отношение удельного объема двигателя с V-образным расположением цилиндров к удельному объему двигателя с рядным расположением цилинд- ров составляет 0,81–0,89. Нижний предел отношений удельных габаритных объемов (0,81) соответствует двигателям с числом цилиндров 8–10, верхний (0,89) – двигателям с числом цилинд- ров 4–6. Переход от рядного расположения цилиндров к V-образному при сохранении расстояния между осями цилинд- ров путем использования вильчатых шатунов или главного и прицепного шатунов позволяет на 11–19 % уменьшить удельный габаритный объем двигателя. По-видимому, в этих же пределах следует ожидать уменьшения удельной g и литровой gл массы двигателя. При последовательном расположении шатунов на ша- тунной шейке коленчатого вала расстояние между осями цилин- дров у двигателя с V-образном расположением цилиндров замет- но больше, чем у рядного двигателя. Поэтому удельный габарит- ный объем двигателя при переходе от рядного расположения ци- линдров к V-образному снижается в меньшей степени, чем в пре- дыдущем случае. В реальных же конструкциях двигателей оди- наковой размерности, с примерно одинаковыми соотношениями конструктивных размеров и выпускаемых одной и той же фир- мой (предприятием) только при тщательной отработке конструк- ции переход от рядного расположения цилиндров к V-образному позволяет снизить удельный габаритный объем, удельную литро- вую массу двигателя более чем на 10 % [2]. Переход от рядного к V-образному расположению цилиндров позволяет на 40–50 % уменьшить длину двигателя, но при этом ширина V-образного двигателя возрастает на 30–40 %. По данным реальных конструкций четырехтактных дизелей с различным числом цилиндров и выпускаемых одной и той же 474 фирмой увеличение числа цилиндров с 1 до 4 резко (в 2–2,5 раза) снижает удельную литровую массу двигателя практически вне зависимости от рабочего объема цилиндра (рис. 14.1) [2]. Это вполне объяснимо, так как масса двигателя примерно пропор- циональна рабочему объему цилиндра. С увеличением же числа цилиндров с 4 до 6 удельная литровая масса снижается уже толь- ко на 15–20 %, с 6 до 8 – примерно на 10 %, а с 8 до 16 – не более чем на 15 % (табл. 14.2) [2]. Из представленных данных следует, что при проектирова- нии двигателя следует при прочих равных условиях исходить из возможно большего числа цилиндров. Возможности уменьшения литровой массы двигателя путем изменения относительных раз- меров деталей, хода поршня к диаметру цилиндра, расположения цилиндров крайне ограничены (в пределах 10–15 %). §5. Пример выбора основных параметров конструкции и рабочих процессов двигателя В качестве примера рассмотрим обоснование типа и после- довательность выбора основных параметров конструкции и рабо- чих процессов наиболее массового двигателя – двигателя легко- Таблица 14.2 – Зависимость удельной литровой массы от числа цилиндров № п/п Число цилиндров Удельная литровая масса, кг/л 1 1 220 – 250 2 2 140 – 160 3 4 80 – 120 4 6 75 – 100 5 8 70 – 80 6 12 65 – 75 7 16 60 – 65 Рисунок 14.1 – Влияние числа цилиндров на удельную литровую массу двигателя: . – стационарные судовые и тепловозные дизели . – автотракторные дизели gл, кг/л 220 180 140 100 60 4 8 12 16 z 475 вого автомобиля. Мировой парк легковых автомобилей превыша- ет пятьсот миллионов, годовой выпуск – более сорока миллионов автомобилей. Основной тип используемых энергетических уста- новок легковых автомобилей сегодня – поршневой четырехтакт- ный двигатель с искровым зажиганием, несмотря на то, что ди- зель, как энергетическая установка легкового автомобиля, су- щественно превосходит его по эксплуатационной экономичности. В городском цикле эксплуатационных режимов работы путевой расход топлива легкового автомобиля с дизелем на 20–30 % ни- же, чем с двигателем с искровым зажиганием, а при эксплуатации за городом – на 5–10 %. Следует при этом учитывать и то обстоя- тельство, что стоимость дизельного топлива на 20–30 % ниже стоимости высокооктанового бензина. Вместе с тем дизелю при- сущи и ряд существенных недостатков в сравнении с двигателя- ми с искровым зажиганием [8]. Во-первых, при одинаковой мощности масса и габариты ди- зеля заметно больше, чем у двигателя с искровым зажиганием. Во-вторых, у дизеля выше выбросы с отработавшими газами твердых частиц, адсорбирующих на поверхности канцерогенные полициклические углеводороды; альдегидов и формальдегидов, обладающих неприятным запахом. В-третьих, не созданы еще для дизелей достаточно надеж- ные и долговечные сажевые фильтры, системы нейтрализации оксидов азота в отработавших газах. В-четвертых, у дизелей выше уровень шума. В-пятых, необходима большая энергоемкость аккумуляторов для обеспечения надежного запуска дизеля, особенно в условиях пониженных температур. В-шестых, ограничены ресурсы дизельного топлива. Выход дизельного топлива при существующей технологии переработки нефти составляет 10–15 %, а с сопутствующими фракциями (топ- лива широкого фракционного состава) – 25 %, тогда как выход бензина достигает 60 %. В двигателе с искровым зажиганием мо- гут использоваться, как моторное топливо, так и спирты (этило- вый, метиловый), природный и сжиженные газы. Бензин, метиловый спирт могут быть получены также и не- посредственно и из природного газа. Себестоимость бензина, ме- тилового спирта из природного при существующей технологии 476 производства сопоставима с себестоимостью производства бен- зина из нефти. Производство же дизельного топлива из природ- ного газа (синтез тяжелых углеводородов из природного газа) намного дороже, чем производство метилового спирта и бензина из природного газа. В случае дизеля использование природного газа, как мотор- ного топлива, значительно усложняет системы питания и управ- ления. Следует учитывать и тот факт, что при использовании га- зодизельного процесса, например в автомобильных дизелях, доля работы по времени на режимах холостого хода и малых нагрузок превышает 50 %, доля жидкого топлива в суммарных расходах топлива достигает 20–30 %. В стационарных и судовых дизелях доля жидкого топлива в суммарных расходах топлива при газо- дизельном процессе снижается до 5–10 %. Эти факторы и предо- пределяют преимущественное использование двигателей с ис- кровым зажиганием в качестве энергетических установок легко- вых автомобилей, небольших грузовых автомобилей, мототехни- ки и других транспортных средств. Однако резервы дальнейшего повышения экономичности, снижения выбросов вредных ве- ществ с отработавшими газами в двигателях с искровым зажига- нием при использовании традиционных методов совершенство- вания рабочих процессов (повышения степени сжатия, интенси- фикации процессов смесеобразования и сгорания, использования обедненных топливовоздушных смесей, снижение механических потерь и т.п.) практически исчерпаны. Ужесточающиеся требо- вания к экологическим характеристикам автомобильного двига- теля с искровым зажиганием обусловили переход на электронные системы впрыска топлива на впуске, электронные системы зажи- гания и управления рабочими процессами, использование ката- литических систем нейтрализации отработавших газов, эффек- тивная работа которых возможна только при составах топливо- воздушной смеси, близких к стехиометрическому (. = 0,995– 1,005). Стоимость электронных систем впрыска и управления ра- бочими процессами, систем каталитической нейтрализации отра- ботавших газов сопоставима со стоимостью двигателя. К нетрадиционным методам совершенствования рабочих процессов двигателя с искровым зажиганием следует отнести, 477 прежде всего, использование непосредственного впрыска топли- ва в камеру сгорания, расслоение топливовоздушной смеси, целе- сообразность использования которого впервые была высказана Н. Отто в патенте Германии № 532 (13 марта 1878 г.). Не- посредственный впрыск, расслоение топливовоздушной смеси обеспечивают возможнос