Часть II

КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ, МЕХАНИЗМОВ И СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЕЙ

Кривошипно-шатунный механизм является основным рабочим механизмом поршневого двигателя внутреннего сгорания. На рис. 1.1 показаны схемы кривошипно-шатунных механизмов, применяемых в двигателях.

Тронковый кривошипно-шатунный механизм (рис. 1.1а) наиболее часто применяется в двигателях простого действия. Поступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение коленчатого вала при помощи шатуна, сочлененного шарнирно верхней головкой с поршневым пальцем и нижней головкой с шейкой колена вала. Рабочая полость располагается над поршнем в цилиндре, закрытом крышкой.

а б в

Рис. 1.1. Схемы кривошипно-шатунных механизмов двигателей внутреннего сгорания

На автомобильных и тракторных двигателях применяют центральные (аксиальные) (рис. 1.2а), смещенные (дезаксиальные) (рис. 1.2б) тронковые кривошипно-шатунные механизмы.

а б

Элементы остова при работе двигателя нагружены силами давления газов и силами инерции движущихся частей. Вследствие этого элементы остова должны быть связаны между собой в общую жесткую систему во избежание недопустимых деформаций отдельных звеньев.

Конструктивное оформление остова зависит от общей компоновки двигателя и его назначения. Размеры внутренних полостей определяются в основном размерами и траекторией движения деталей кривошипно-шатунного механизма. Внешнее очертание и число неподвижных элементов остова зависят от числа цилиндров и их расположения, от схемы механизма газораспределения, положения распределительного вала, условий монтажа, обслуживания и т. п.

Остов современных двигателей строят по различным силовым схемам. Под силовой схемой понимается схема передачи основных сил отдельными элементами двигателя, а также двигателем и его опорами во время работы.

Рис. 1.3. Остов V-образного дизеля с несущими шпильками

В автомобильных и тракторных двигателях, а также частично в быстроходных судовых и стационарных двигателях обычно применяют блок-картер с подвешиванием коленчатого вала к картеру. На рис. 1.5 показан блок-картер быстроходного транспортного двигателя, в котором цилиндры и картер отлиты в виде общего блока с подвешиванием коленчатого вала.

Горизонтальную плоскость разъема располагают по оси коленчатого вала или ниже ее. В поперечных перегородках картера имеются гнезда для подшипников. Коленчатый вал подвешивается снизу и поддерживается массивными крышками подшипников, (подвесками). Отдельной фундаментной рамы в таких конструкциях нет; вместо нее снизу устанавливается легкий поддон, не воспринимающий нагрузок от сил, действующих при работе двигателя.

По конструкции коренные подшипники делятся на подшипники скольжения и качения. В поршневых двигателях внутреннего сгорания, за исключением мотоциклетных, некоторых автомобильных, а также ряда двигателей специального назначения, применяются подшипники скольжения.

Конструкции подшипников скольжения двигателей представляют собой цилиндрический вкладыш, состоящий из двух половин.

Рис. 1.4. Картер туннельного типа

Рис. 1.5. Картер с подвешиванием коленчатого вала

Вкладыши изготовляют из чугуна, стали или бронзы, рабочую поверхность, соприкасающуюся с шейками вала, покрывают слоем антифрикционного сплава. В зависимости от соотношения длины вкладыша и его толщины различают толсто- и тонкостенные вкладыши. Последние делают только из стали и заливают слоем свинцовистой бронзы толщиной 0.3–0.7 мм, допускающей высокие удельные нагрузки на подшипники и высокую температуру поверхностей. Широкое распространение получили также сталеалюминиевые вкладыши (рис. 1.6). От осевого и продольного перемещений вкладыши фиксируются штифтами или выступами, отбортованными на вкладышах и входящими в соответствующие пазы, выфрезерованные в гнезде рамы и крышке подшипника.

Рис. 1.6. Сталеалюминиевые вкладыши

Подшипник закрывается крышкой. В подвесных подшипниках крышки (подвески) делают более массивными. Подвески изготовляют литыми или коваными и крепят их к картеру с помощью шпилек или болтов. Один из коренных подшипников, обычно расположенный ближе к маховику, делают упорным. Он ограничивает осевые перемещения коленчатого вала. Для восприятия осевых сил вкладыш упорного подшипника снабжают заплечиками, залитыми антифрикционным сплавом, или устанавливают упорные шайбы в гнездах перегородки картера и в подвеске подшипника.

К числу наиболее ответственных элементов остова относятся цилиндры. Внутренняя часть цилиндра, ограниченная с одной стороны головкой (крышкой) цилиндра, а с другой – днищем поршня, образует камеру сгорания. Стенки цилиндра служат направляющими для поршня при его возвратно-поступательном движении, поэтому внутренняя поверхность цилиндра, так называемое зеркало цилиндра, тщательно обрабатывается.

Во время работы двигателя стенки цилиндра находятся под воздействием давления газов, а также боковых сил трения, возникающих при движении поршня. Вследствие этого цилиндры должны быть достаточно прочными и жесткими, чтобы противостоять действующим силам, а внутренняя поверхность должна обладать хорошей износоустойчивостью.

Цилиндры нагреваются горячими газами, а также в результате трения поршня и поршневых колец о стенки. Чтобы температура стенок цилиндра и температурное напряжение в них были в допустимых пределах, применяется охлаждение цилиндров, которое может быть воздушным или жидкостным. Особенно интенсивное охлаждение требуется для наиболее нагревающейся части цилиндра – камеры сгорания.

Воздушное охлаждение применяется преимущественно на авиационных и мотоциклетных двигателях, а иногда также на двигателях для легковых автомобилей и тракторов. Цилиндры с воздушным охлаждением изготовляются отдельно один от другого и отъемными от картера. Для увеличения поверхности охлаждения стенки цилиндра снабжаются ребрами. Цилиндры могут быть изготовлены: цельностальными с механически обработанными ребрами, чугунными с отлитыми ребрами, составными – из стальной гильзы с напрессованной алюминиевой оребренной муфтой или с развальцованными у основания алюминиевыми полукольцевыми ребрами. В верхней наиболее нагретой части цилиндра ребра делают большой высоты. Ребра на поверхности цилиндра располагают в соответствии с направлением воздушного потока, омывающего цилиндр. Следует отметить, что, помимо охлаждения, ребра служат также для повышения жесткости цилиндра.

Рис. 1.7. Цилиндр двигателя с воздушным охлаждением

При жидкостном охлаждении, применяемом в большинстве двигателей различного назначения, вокруг цилиндров создается полость охлаждения. В многоцилиндровых двигателях цилиндры обычно выполняют в виде общей отливки, т. е. в виде блока цилиндров, что повышает жесткость корпуса и уменьшает его размеры и массу. Блоки цилиндров отливают из серого чугуна или алюминиевого сплава. Чугунные блоки обладают высокой прочностью и имеют сравнительно малую стоимость. Блоки из алюминиевого сплава легко обрабатываются, имеют небольшую массу, но стоимость их выше стоимости чугунных.

Рабочей поверхностью цилиндра в чугунных блоках может служить обработанная поверхность самого блока или поверхность специальной вставной гильзы. Применение вставных гильз позволяет увеличить срок службы блока цилиндров путем замены изношенных гильз, а также изготовлением гильз из высококачественного износостойкого чугуна или стали. Если вставленная в цилиндр гильза не соприкасается с охлаждающей жидкостью, то ее называют сухой гильзой (рис. 1.8.а). Сухие гильзы устанавливаются преимущественно в двигателях с диаметром цилиндра до 200 мм.

а б

Рис. 1.8. Установка гильз цилиндров

Центрирование гильзы в отверстии блока достигается с помощью верхнего и нижнего цилиндрических поясов. Опоры гильзы могут быть на различной высоте, необходимо лишь обеспечить возможность ее свободного удлинения при нагреве. В средней части цилиндра между гильзой и блоком образуется пространство – полость охлаждения, по которому циркулирует охлаждающая жидкость. Для предотвращения утечки воды в картер нижний пояс гильзы уплотняют резиновыми кольцами.

Мокрые гильзы чаще применяются в двигателях, чем сухие, благодаря лучшей теплоотдаче охлаждающей жидкости. К недостаткам мокрых гильз следует отнести уменьшение общей жесткости и прочности блока цилиндров и необходимость установки уплотнений.

Головку (крышку) цилиндров в виде общей детали на несколько цилиндров выполняют, как правило, в автомобильных, тракторных и некоторых других двигателях. В тепловозных и судовых двигателях на каждый цилиндр устанавливают отдельную крышку; такие головки применяются и в автомобильных двигателях, а также в тракторных с воздушным охлаждением.

Во время работы двигателя головка нагружается силами давления газа и предварительной затяжки крепежных шпилек или болтов. В стенках головки возникают также температурные напряжения. Конструкция и форма головки во многом зависят от способа охлаждения, расположения клапанов, формы камеры сгорания, форсунок и свечей зажигания.

Головки цилиндров большей частью делают отъемными, что облегчает их изготовление и обслуживание двигателей. На рис. 1.9 показана головка цилиндров четырехтактного дизеля. Охлаждающая вода подводится в полость головки из полости охлаждения цилиндра через перепускные окна, а отводится из наиболее высокой точки головки во избежание образования паровоздушных пробок.

Рис. 1.9. Головка цилиндров четырехтактного дизеля

Головки цилиндров отливают из чугуна или алюминиевого сплава, реже – из стали. В судовых и стационарных двигателях для изготовления крышек цилиндров применяется серый чугун, в двигателях повышенной мощности – легированный чугун, иногда их делают литыми из стали или составными: стальная кованая нижняя стенка (днище) и литая чугунная верхняя часть.

К цилиндру головки крепятся шпильками, болтами или анкерными связями, проходящими через остов двигателя. Стык между головкой и цилиндрами во избежание прорыва газа уплотняется прокладками, изготовленными из красной меди, стального листа, медно-асбестового материала или алюминиевого сплава. Иногда уплотнение стыка достигается не с помощью прокладок, а за счет смятия выступающего пояска.

Поршневая группа состоит из поршня, поршневых колец, поршневого пальца, деталей для удержания пальца от осевого перемещения, крепежных деталей.

Поршень, относящийся к числу наиболее ответственных и напряженных деталей двигателя, выполняет следующие функции:

1. обеспечивает требуемую форму камеры сгорания и герметичность внутрицилиндрового пространства;
2. передает силу давления газов на шатун и стенку цилиндра;
3. управляет открытием и закрытием окон (выполняет функции распределительного устройства) в двухтактных двигателях со щелевой схемой газообмена.

Основными элементами поршня являются днище и боковые стенки. Боковые стенки образуют уплотняющую (верхнюю) и направляющую (нижнюю) части. Днище вместе с уплотняющей частью образуют головку поршня, а направляющую (тронковую) часть называют юбкой поршня.

В двигателях с внешним смесеобразованием и относительно невысокой степенью сжатия наиболее распространен поршень с плоским днищем (рис. 1.10.б).

В двухтактных двигателях со щелевой схемой газообмена днищу придают форму, которая способствует созданию нужного направления движения продувочного воздуха.

На наружной поверхности в головке поршня имеются канавки для поршневых колец, служащих для уплотнения цилиндра от прорыва газов и попадания смазки из картера в камеру сгорания. На внутренней поверхности юбки поршня имеются бобышки с отверстиями для установки поршневого пальца.

Для изготовления поршней используют чугун, алюминиевые и магниевые сплавы, а также сталь. Большей частью поршни делают из чугуна и алюминиевых сплавов.

Чугунные поршни отличаются высокими прочностью и износостойкостью и малым коэффициентом линейного расширения, но имеют большую массу.

а б

Рис. 1.10. Поршни двигателей

Существенным недостатком алюминиевых сплавов является относительно высокий коэффициент линейного расширения (в 2–2,5 раза больше, чем у чугуна), поэтому поршни из этих сплавов надо устанавливать в цилиндре с большим зазором. Значительные зазоры затрудняют пуск двигателя и вызывают стуки при работе непрогретого двигателя, а также при работе его на малых нагрузках.

Во время эксплуатации двигателя больше всего нагревается головка поршня. Поэтому диаметр ее делают обычно несколько меньше диаметра юбки. Для лучшей приработки стенки поршней из алюминиевых сплавов и чугунных поршней часто покрывают слоем олова толщиной около 0,01–0,1 мм.

Поршни двигателей с крейцкопфным кривошипно-шатунным механизмом, в отличие от поршней двигателей с тронковым кривошипно-шатунным механизмом, разгружены от нормальной силы. Поэтому юбка поршня может быть небольшой длины. Крепление поршня со штоком жесткое, без поршневого пальца.

Поршневые кольца по своему назначению делятся на компрессионные (уплотнительные) и маслосъемные (маслосбрасывающие).

Компрессионные кольца ставят для предупреждения прорыва газов в картер во время сжатия и расширения. Кроме того, они служат для отвода теплоты от поршня. Компрессионные кольца работают в тяжелых условиях, совершая возвратно-поступа-тельное движение при высоких нагрузке, скорости скольжения и температуре. Кольца нагреваются от соприкосновения с горячими газами и нагретыми стенками поршня, а также вследствие трения о стенки цилиндра. Работа трения поршневых колец составляет приблизительно 40–50% механических потерь в двигателе.

Кольцо должно плотно прижиматься к внутренней поверхности цилиндра. Для этого кольцо изготовляют разрезным, и его диаметр в свободном состоянии несколько больше диаметра цилиндра, причем радиус кривизны поршневого кольца в свободном состоянии должен быть переменным. Когда кольцо сжато и вставлено в цилиндр, оно принимает цилиндрическую форму и оказывает давление на стенки, равное 0.05–0.30 МПа и более. Во время работы давление кольца на стенки увеличивается, так как проникающие через зазоры между кольцом и поршнем газы прижимают кольцо к стенкам цилиндра. На поршне ставится несколько компрессионных колец. На рис. 1.11 показана схема их уплотняющего действия.

Рис. 1.11. Уплотняющее действие поршневых колец

Опытные данные, приведенные на рис. 1.11, показывают, что при наличии трех компрессионных колец на поршне давление после третьего кольца составляет всего лишь 7.6% от давления в цилиндре. В двигателях с внешним смесеобразованием, с относительно невысокими давлениями сжатия и расширения поршни имеют по два-четыре компрессионных кольца. В дизелях вследствие более высоких давлений в цилиндре число компрессионных колец составляет три-шесть. Необходимость в большем числе компрессионных колец в дизелях связана также с условиями пуска. При низкой частоте вращения вала во время пуска требуемую температуру легче обеспечить при большом числе компрессионных колец из-за меньшей утечки сжимаемого воздуха.

Во время движения поршня вниз кольца прижимаются к верхним торцам поршневых канавок, и масло со стенок цилиндра поступает в нижние торцовые зазоры. При обратном движении поршня кольца перемещаются в канавках и выдавливают масло через радиальный зазор в верхний торцовый зазор и далее в пространство над кольцами.

Рис. 1.12. Насосное действие поршневых колец

На поршне устанавливают одно-три маслосъемных кольца. Их располагают на конце направляющей части (юбки) поршня и на его головке ниже компрессионных колец. Для сбрасывания масла с зеркала гильзы наружную поверхность кольца делают конической или с фаской, обращенной в сторону камеры сгорания. При движении вверх кольца “всплывают” на масляном слое, при движении вниз острая кромка соскабливает масло. Для удаления масла, собирающегося под кромкой, в стенке поршня просверливают радиальные отверстия. Часто в маслосъемных кольцах делают также канавки с отверстиями. Форма компрессионных и маслосъемных колец показана соответственно на рис. 1.13а,б.

а б

Рис. 1.13. Форма компрессионных (а) и маслосъемных колец (б)

Поршневой палец служит для шарнирного соединения поршня с шатуном в тронковом кривошипно-шатунном механизме. Сечение пальцев может быть сплошным или кольцевой формы, что уменьшает массу пальца. Концами палец устанавливается в бобышках поршня, среднюю часть его охватывает подшипник верхней головки шатуна.

В двигателях старых конструкций для фиксации от осевого перемещения палец запрессовывался в гнезда и стопорился болтом. От проворачивания палец удерживался шпонкой. Существенным недостатком такой установки пальца было то, что нагрев пальца вызывал деформацию юбки, а это служило причиной заклинивания поршня.

При работе на поршневой палец действуют большие силы, переменные по величине и направлению, поэтому для его изготовления используют высококачественную углеродистую или легированную сталь. Рабочую поверхность пальца обычно цементируют с последующей термической обработкой для придания ей большей твердости.

3. Шатунная группа

Шатунная группа включает шатун, втулки, вкладыши, болты (или шпильки) с гайками, элементы крепления вкладышей и элементы шплинтовки гаек.

В зависимости от типа двигателя и расположения цилиндров шатуны можно разделить на три группы:

• шатуны однорядных двигателей с тронковым кривошипно-шатунным механизмом;
• шатуны двухрядных двигателей (V-, W- ,VR-образных);
• шатуны двигателей с крейцкопфным кривошипно-ша- тунным механизмом.

Верхняя головка шатуна, которая охватывает поршневой палец, обычно делается неразъемной цилиндрической формы. В нее запрессовывается бронзовая втулка или вставляются стальные вкладыши с тонким слоем антифрикционного сплава, которые являются подшипником поршневого пальца. Иногда втулку в верхней головке шатуна стопорят болтом, чтобы предотвратить ее проворачивание и перемещение в осевом направлении (рис. 1.14).

Рис. 1.14. Конструкции верхних головок шатуна

Масло для смазки подшипника верхней головки шатуна подводится от шатунной шейки коленчатого вала по каналу в стержне шатуна или забрасывается при вращении вала. Иногда в верхнюю головку шатуна ставят игольчатый подшипник, однако из-за ударной нагрузки подшипники качения не получили широкого применения.

Стержень шатуна, соединяющий его верхнюю и нижнюю головки, может быть различной формы сечения (рис. 1.15). В тихоходных двигателях сечение стержня часто имеет цилиндрическую или овальную форму. Стержни с таким сечением просты в изготовлении, но круглая форма нерациональна, так как при равной жесткости шатун с круглым стержнем получается более тяжелым. Для уменьшения массы круглый стержень делают обычно пустотелым (сверленым). Во избежание концентрации напряжений переходы от стержня к головкам выполняются более плавными. Так как нижняя головка всегда значительно больше верхней, поперечное сечение стержня должно постепенно увеличиваться от верхней головки к нижней. В быстроходных двигателях стержень шатуна изготовляют преимущественно двутаврового сечения; в этом случае обеспечивается наибольшая жесткость детали в плоскости качания при наименьшей массе. Для подвода масла к подшипнику поршневого пальца большей частью по всей длине стержня высверливают отверстие диаметром 6–8 мм.

Рис. 1.15. Сечение стержня шатуна

Нижняя головка шатуна (рис. 1.16) по условиям ее монтажа, как правило, делается разъемной и имеет размеры, позволяющие вынимать поршень с шатуном через цилиндр. Разъем головки обычно располагают в плоскости оси шатунной шейки. При значительном диаметре шатунных шеек нижнюю головку шатуна иногда изготовляют с косым разъемом для облегчения демонтажа шатуна через цилиндр.

Неразъемные нижние головки в виде исключения применяют только в двигателях, коленчатые валы которых делаются разъемными, а также в случае применения подшипников качения (мотоциклетные, звездообразные и другие двигатели).

Рис. 1.16. Конструкции нижних головок шатуна

Крышка шатуна – это нижняя часть его головки. Она может быть зафиксирована относительно верхней различными способами: фиксирующим пояском у шатунных болтов, штифтами, буртиками на крышке, шлицами в полости стыка. Нижнюю головку шатуна или непосредственно заливают антифрикционным сплавом, или снабжают вкладышами с заливкой. Для регулирования зазора в шатунном подшипнике в плоскости разъема нижней головки шатуна двигателей больших размеров помещают набор калиброванных прокладок.

Шатунные болты для крепления разъемных кривошипных головок шатуна испытывают переменные нагрузки. Основной нагрузкой являются сила инерции поступательно движущихся частей и центробежная сила инерции массы вращающейся части шатуна за вычетом массы крышки. Сила предварительной затяжки болтов должна обеспечивать плотность стыка и значительно превосходить по величине силу, стремящуюся раскрыть стык. При недостаточной жесткости шатунной головки и неточности ее изготовления опорные поверхности головки и гайки шатунного болта перекашиваются, что вызывает дополнительные напряжения от изгиба болта. Обрыв шатунного болта на работающем двигателе обычно вызывает разрушение деталей кривошипно-шатунного механизма и корпуса.

В двухрядных V- ,VR- и W-образных двигателях с неразъемным коленчатым валом возможны три способа размещения шатунов на коленчатом вале:

Рис. 1.17. Сочлененные шатуны

Рис. 1.18. Центральные шатуны

3) Смещенные шатуны. В этом случае на одной общей шатунной шейке рядом расположены две нижние головки шатунов нормального типа, применяющихся в однорядных двигателях.

Преимуществом сочлененных шатунов является повышенная жесткость нижней головки. К недостаткам следует отнести различный ход поршней, соединенных с главными и прицепными шатунами, и сложность конструкции сочлененных шатунов. Центральные шатуны обеспечивают одинаковый ход поршней правого и левого рядов цилиндров, но также сложны в изготовлении и не обладают достаточной жесткостью. В случае применения смещенных шатунов приходится смещать ряды цилиндров в осевом направлении один относительно другого, что увеличивает длину двигателя и усложняет конструкцию передачи механизма газораспределения. Однако в современных двигателях часто при-меняются смещенные шатуны.

Коленчатый вал относится к числу наиболее ответственных, напряженных и дорогостоящих деталей двигателя. При работе двигателя вал нагружается силами давления газов, а также силами инерции движущихся возвратно-поступательно и вращающихся деталей, вызывающими значительные напряжения кручения и изгибные напряжения. Кроме того, возникают напряжения от крутильных колебаний. Шейки вала испытывают переменное давление, обусловливающее значительную работу трения и износ шеек. Вследствие этого коленчатый вал двигателя должен обладать высокой прочностью, жесткостью и износостойкостью трущихся поверхностей (шеек) при относительно небольшой массе (масса вала составляет 7–15% массы двигателя).

Коленчатые валы изготовляют обычно из качественных углеродистых или легированных сталей ковкой или штамповкой. Применяют также литые валы из высокопрочного чугуна и стали.

Относительное расположение колен на валу должно удовлетворять требованиям равномерности хода и уравновешенности двигателя.

Рис. 1.19. Конструкция коленчатого вала двигателя

Наиболее нагружены коленчатые валы дизелей скоростью нарастания давления и значительными массами деталей кривошипно-шатунного механизма. Как правило, число коренных опор коленчатых валов дизелей на одну больше числа шатунных шеек. В менее нагруженных (карбюраторных) двигателях иногда применяют валы, имеющие коренные опоры через два колена, что упрощает устройство двигателя и уменьшает его длину. Большая часть валов для уравновешивания центробежных сил снабжается противовесами. Противовесы изготовляют как одно целое со щеками или отъемными. Отъемные противовесы крепятся к щеке шпильками, болтами или при помощи шипового соединения с коническим пальцем. Большинство коленчатых валов является неразъемными, только в крупных крейцкопфных двигателях, а также в мотоциклетных двигателях малой мощности применяются составные конструкции коленчатого вала.

Маховик служит для вывода поршней из мертвых точек и уменьшения неравномерности вращения коленчатого вала.

Размеры и масса маховика зависят от частоты вращения и числа цилиндров. С увеличением частоты вращения количество кинетической энергии повышается, поэтому у быстроходных двигателей масса и размеры маховика меньше. Неравномерность вращения коленчатого вала уменьшается с увеличением числа цилиндров, следовательно, чем больше цилиндров, тем легче маховик двигателя.

Силы инерции масс двигателя, которые движутся с переменными по величине и направлению скоростями, имеют место как при холостом ходе, так и при работе его под нагрузкой и для некоторых деталей двигателя являются основными расчетными силами.

В зависимости от характера движения силы инерции масс кривошипно-шатунного механизма можно распределить на три группы:

• силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс;
• силы инерции вращающихся масс;
• силы инерции масс, совершающих сложное движение.

Для определения величины этих сил необходимо предварительно найти величины соответствующих масс.

Приведение массы шатуна

При динамическом исследовании двигателя обычно применяют приближенный способ определения сил инерции шатуна, заменяя на основании законов механики движение фактической массы шатуна движением двух или нескольких условных масс.

Для получения системы, динамически заменяющей действительную систему, необходимо соблюдение следующих условий:

а б

Рис. 1.24. Схемы замены массы шатуна

Условия приведения, необходимые для получения системы, эквивалентной в динамическом отношении системе шатуна, или условия динамического размещения массы, будут иметь вид:

Решая приведенные выше уравнения, получим:

Таблица 1.1

Необходимо иметь в виду, что при расчетах на прочность стержня шатуна приведение масс не применяется, а учитывается действительное их размещение по длине шатуна.

Рис. 1.25. Приведение массы неуравновешенной части колена вала

откуда приведенная неуравновешенная масса щеки коленчатого вала

Тогда масса неуравновешенных частей коленчатого вала будет равна:

Таблица 1.2.

Масса неуравновешенной части одного колена вала

Таблица 1.3

Размеры элементов коленчатого вала

Общая масса неуравновешенных вращающихся частей двигателя, приведенных к оси шатунной шейки, равна:

Таблица 1.4

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс вычисляют по формуле:

Эти силы действуют по оси цилиндра и считаются положительными, если они направлены к оси коленчатого вала, и отрицательными, если направлены от коленчатого вала (рис. 1.26).

Сила инерции вращающихся масс действует по радиусу кривошипа и определяется по формуле:

Силы давления газов в цилиндре двигателя в зависимости от хода поршня определяют по индикаторной диаграмме, построенной по данным теплового расчета или полученной экспериментально.

Сила давления газов на поршень, действующая по оси цилиндра, равна:

Складывая алгебраически силы, действующие в направлении оси цилиндра, получим суммарную силу, действующую на КШМ, для каждой точки Х положения поршня

Диаграмма изменения этой силы по углу поворота коленчатого вала (для оборотов, соответствующих максимально эффективной мощности) представлена на рис. 1.26.

3. Силы, действующие на поршневой палец, шатунные и коренные шейки

Разложим суммарную силу P, приложенную к оси поршневого пальца, на две составляющие силы (рис. 1.27а). Первая сила направлена по оси шатуна и равна:

Вторая сила перпендикулярна оси цилиндра и равна:

а б

Рис. 1.27. Схема сил (а) и графики сил (б), действующих на поршневой палец

а б

Рис. 1.28. Схема сил (а) и графики сил (б), действующих на шатунной шейке

Сила, действующая по оси кривошипа, равна:

Касательная сила определяется формулой:

Рис. 1.29. Схема сил, действующих на коренной шейке

Тогда момент пары этих сил определяется формулой:

Тогда момент определяется формулой:

Силы, возникающие при работе автомобильных и тракторных двигателей, можно разделить на два вида: уравновешенные и не-уравновешенные.

Уравновешенными силами называют силы, равнодействующая которых по отношению к опорам двигателя равна нулю и которые при их суммировании не дают свободного момента. К таким силам относятся силы давления газов в цилиндре двигателя и силы трения.

Неуравновешенные силы, переменные по величине и направлению, могут вызвать вибрации, как двигателя, так и всего автомобиля или трактора, причем наибольшие сотрясения вызываются силами инерции вращающихся и поступательно движущихся масс двигателя.

С увеличением равномерности крутящего момента двигателя вибрации двигателя, зависящие от реактивного момента, уменьшаются.

Неуравновешенные силы, постоянные по величине и направлению, вибраций двигателя не вызывают.

Вибрации двигателя при недостаточной жесткости его деталей могут возникнуть также под действием переменных сил давления газов. Эти вибрации устраняются увеличением жесткости деталей двигателя. Для устранения отрицательных последствий, связанных с наличием вибраций, двигатель должен быть динамически уравновешен.

В уравновешенном двигателе при установившемся режиме работы силы и моменты сил, передаваемые на его опоры, постоянны по величине и направлению или равны нулю.

Уравновешивание современных автомобильных и тракторных двигателей можно осуществить двумя способами:

1. расположением определенным образом цилиндров и выбором такой кривошипной схемы коленчатого вала, чтобы переменные силы инерции и их моменты взаимно уравновешивались;
2. созданием с помощью дополнительных масс (противовесов) новых сил, в любой момент времени равных по величине, но противоположных по направлению основным уравновешиваемым силам.

Очень часто оба эти способа применяются одновременно.

Далее рассматриваются способы уравновешивания лишь наиболее значительных сил и их моментов, к числу которых относятся:

Особенно значительные вибрации могут вызываться неравномерным реактивным моментом и гармонически изменяющимися силами инерции и их моментами при резонансе, т. е. в случае, если частоты этих сил или моментов становятся равными частоте собственных колебаний двигателя на опорах.

Для одноцилиндрового двигателя возможно неполное и полное уравновешивание, которое может быть достигнуто только с помощью противовесов. Неуравновешенные силы равны:

Тогда масса противовесов равна:

Рис. 1.30. Неполное уравновешивание одноцилиндрового двигателя

Полное уравновешивание сил инерции первого и второго порядков может быть достигнуто лишь при помощи метода дополнительных валов с противовесами (рис. 1.31).

Рис. 1.31. Полное уравновешивание одноцилиндрового двигателя

Уравнение уравновешивания:

Откуда масса каждого из противовесов равна:

Масса противовесов равна:

Метод дополнительных валов с противовесами применяется, в частности, для уравновешивания сил инерции первого порядка в одноцилиндровых дизелях Д-14 и Д-20.

и равна:

Рис. 1.32. Уравновешивание четырехцилиндрового двигателя

Неуравновешенные силы по цилиндрам равны:

Сумма сил инерции первого порядка взаимно уравновешена, так как

Сумма центробежных сил вращающихся масс взаимно уравновешена, так как

Сумма сил инерции второго порядка

Следовательно, силы инерции второго порядка не уравновешены. Их можно уравновесить с помощью дополнительного уравновешивающего механизма, вращающегося с удвоенной угловой скоростью. Однако это сложно и громоздко, и силы инерции второго порядка в таких двигателях остаются неуравновешенными. Они воспринимаются рамой через опоры двигателя.

В редких случаях выполняется уравновешивание с использованием дополнительных балансировочных валов и противовесов, например, двигатель Saab 2.3 (рис. 1.33).

Неуравновешенные силы по цилиндрам:

Рассмотрим уравновешивание сил инерции первого порядка:

Рис. 1.34. Уравновешивание V-образного двухцилиндрового двигателя

определяют массу противовесов

Полученные зависимости справедливы при условии, что оси правого и левого цилиндров находятся в одной плоскости (например, при вильчатых или прицепных шатунах).

Равнодействующая сил инерции второго порядка:

Масса противовесов составляет:

Чтобы не усложнять конструкцию двигателя, сила в этих двигателях обычно не уравновешивается.

Равнодействующую центробежных сил инерции можно уравновесить полностью при помощи противовесов, установленных на продолжении щек коленчатого вала.

Моменты всех сил инерции равны нулю по причине, рассмотренной ранее.

Неуравновешенные силы по парам цилиндров составляют:

Рис. 1.35. Уравновешивание V-образного восьмицилиндрового двигателя

Силы инерции первого и второго порядков, центробежная сила и момент сил инерции второго порядка уравновешены, т. е.

Результирующий момент сил инерции первого порядка и центробежных сил составляет:

где – горизонтальная составляющая результирующего момента;

Тогда

Моменты сил инерции первого порядка и центробежных сил обычно уравновешивают противовесами, установленными на щеках коленчатого вала. Продольный момент от сил инерции первого порядка может быть уравновешен установкой противовесов на концах коленчатого вала. Массу каждого противовеса, размещаемого на концах вала, определяют из уравнения:

Из уравнения масса противовесов равна:

На практике часто устанавливают противовесы на щеках кривошипа и на концах коленчатого вала (двигатели ЯМЗ-236, ЯМЗ-238, ЗИЛ-131 и др.).

Действительная уравновешенность двигателя отличается от рассмотренной теоретической уравновешенности, при которой предполагается, что коленчатый вал абсолютно жесткий, вращается с постоянной угловой скоростью, а детали в различных цилиндрах имеют одинаковые размеры и массу. В действительности размеры и масса деталей двигателя различны и силы инерции для отдельных цилиндров получаются неравными.

Для максимального уменьшения влияния вредных факторов на уравновешенность двигателя вращательно движущиеся части тщательно балансируют, а части, движущиеся возвратно-по-ступательно, подбирают с минимальными отклонениями по размерам и массе. Строго контролируют распределение масс шатуна. Коленчатые валы и маховики подвергают статической и динамической балансировке. Несоблюдение технических условий на сборку деталей двигателя может привести к возникновению значительных неуравновешенных сил инерции.

6. Равномерность хода и расчет маховика двигателя

В идеальном двигателе угловая скорость вращения коленчатого вала ? считается постоянной.

Рис. 1.36. График крутящего момента одноцилиндрового четырехтактного двигателя

Разность между положительными и отрицательными площадями представляет работу крутящего момента за рабочий цикл двигателя:

Среднее значение крутящего момента, которое может быть найдено при помощи диаграммы (рис. 1.36):

В некоторых случаях для оценки равномерности изменения крутящего момента пользуются коэффициентом неравномерности крутящего момента

Таблица 1.5

Значения К от числа цилиндров

Для одноцилиндрового двигателя необходимая равномерность хода двигателя может быть обеспечена лишь при наличии маховика значительных размеров, что отрицательно отражается на приемистости двигателя. Теоретические и экспериментальные данные показывают, что на работу двигателя автомобиля и трактора в целом равномерность работы оказывает большее влияние, чем уравновешенность. С увеличением равномерности крутящего момента условия работы двигателя и механизмов автомобиля и трактора заметно улучшаются.

Поэтому следует провести расчет маховика на режиме трогания автомобиля или трактора с места, а затем провести проверку маховика на неравномерность хода двигателя. Этот расчет проводят в предположении, что трогание осуществляется при неизменном, соответствующем холостому ходу двигателя положении дроссельной заслонки (или неизменной подаче топлива), т. е. за счет кинетической энергии движущихся масс двигателя, освобождающейся при уменьшении оборотов коленчатого вала. Предполагается также, что сцепление включается мгновенно.

В действительности при трогании с места водитель, чтобы предохранить двигатель от остановки, одновременно с плавным включением сцепления увеличивает подачу рабочей смеси в цилиндры двигателя. Вследствие этого число оборотов коленчатого вала не уменьшается, а остается примерно постоянным, но сделанные предположения позволяют получить для различных двигателей сравнимые результаты расчета.

Достаточность махового момента двигателя при расчете маховика на трогание с места определяется отношением:

Это отношение можно получить из анализа условий включения сцепления. Предположим, что автомобиль трогается на первой передаче.

Рис. 1.37. К расчету маховика на режиме трогания автомобиля с места

Момент инерции движущихся масс автомобиля может быть определен по формуле:

Момент инерции движущихся масс двигателя равен:

Момент инерции маховика составляет:

Размеры маховика определяют из уравнения

В зависимости от конструкции органов и приводов газораспределительные механизмы классифицируются согласно схеме, изображенной на рис. 2.1.

Рис. 2.1. Схема классификации газораспределительных механизмов

Бесклапанные ГРМ могут быть: золотниковыми и гильзовыми. На рис. 2.2 приведена схема гильзового ГРМ, предложенная Чарльзом Найтом в 1907 г.

Рис. 2.2. Схема гильзового ГРМ Чарльза Найта:

1 – коленчатый вал, 2 – гильзы, 3 – шатуны привода гильз, 4 – распредвал

Золотниковые механизмы газораспределения, несмотря на ряд преимуществ – возможность обеспечения больших проходных сечений впускных и выпускных отверстий, лучшие условия охлаждения и возможность в связи с этим некоторого повышения степени сжатия в бензиновых двигателях, бесшумность работы, не получили распространения из-за конструктивной сложности и дороговизны изготовления и ремонта в четырехтактных ДВС. Поэтому золотниковые механизмы газораспределения рассматриваться не будут.

В двухтактных ДВС часто в качестве золотника используется поршень. Такое газораспределение может быть названо золотниковым, хотя собственно механизм газораспределения в случае щелевой продувки отсутствует и его заменяет кривошипно-шатунный механизм.

В четырехтактных автотракторных двигателях широкое распространение получили клапанные механизмы газораспределения.

В некоторых двигателях с целью обеспечения надежной работы на высоких оборотах применяются беспружинные механизмы газораспределения с принудительным открытием и закрытием клапанов, или так называемые десмодромные механизмы (рис. 2.3). Принудительное открытие и закрытие клапанов осуществляется от самостоятельных кулачков или электромагнитами с очень большими ускорениями, что позволяет значительно увеличить коэффициент наполнения двигателя.

Рис. 2.3. Десмодромный газораспределительный механизм

Наиболее широкое распространение в автотракторных двигателях получили пружинные клапанные механизмы газораспределения, конструктивный обзор которых, в зависимости от расположения клапанов, положения и привода распределительного вала, рассматривается ниже.

В дизелях возможно только верхнее расположение клапанов, так как относительно малый объем камеры сгорания, получающийся при высоких значениях степени сжатия, не позволяет разместить клапаны сбоку цилиндра. В бензиновых двигателях возможно как верхнее, так и нижнее расположение клапанов.

При верхнем расположении клапанов камера сгорания получается более компактной, с относительно малой поверхностью охлаждения, вследствие чего уменьшаются потери в систему охлаждения и увеличивается индикаторный КПД двигателя.

Компактность камеры сгорания уменьшает опасность детонации и позволяет при том же октановом числе бензина увеличить степень сжатия примерно на пол-единицы по сравнению с двигателями, имеющими нижние клапаны, что также оказывает положительное влияние на увеличение индикаторного КПД. Все это вместе взятое, а также применение высокооктанового бензина позволяет в настоящее время достигнуть высокой топливной экономичности автомобильных бензиновых двигателей, приближающейся к экономичности дизелей с разделенными камерами сгорания.

Простая форма впускного канала с малым гидравлическим сопротивлением, а также возможность увеличения площади проходного сечения клапанов за счет увеличения числа клапанов или расположения их под углом к оси цилиндра повышают коэффициент наполнения на 5–7%, что создает более широкие возможности для форсирования двигателя по числу оборотов.

При нижнем расположении клапанов высота головки цилиндров и двигателя в целом уменьшается, а механизм газораспределения и привод к распределительному валу упрощаются. Однако из-за менее компактной формы камеры сгорания экономические показатели таких двигателей ниже, а невозможность обеспечить высокие значения коэффициента наполнения при высоком числе оборотов ограничивает степень форсирования. Ограничивается также возможность увеличения степени сжатия: при степени сжатия более 7.5 уже возникают трудности в компоновке камеры сгорания.

Нижнее расположение клапанов применяется в настоящее время редко в двигателях со сравнительно низкой степенью сжатия и небольшим числом оборотов, для которых основным требованием является простота конструкции, технологии изготовления и ремонта.

Нижние клапаны (рис. 2.4) размещаются с одной стороны блока цилиндров в один ряд и приводятся в действие через толкатели от общего для всех клапанов блока распределительного вала.

Если рядом расположены впускные клапаны соседних цилиндров, то их каналы могут быть объединены; каналы выпускных клапанов делаются индивидуальными, чтобы обеспечить лучшее охлаждение клапанов.

При расположении в два ряда впускные и выпускные клапаны размещаются в различных рядах. Соответствующие коллекторы располагаются с разных сторон головки (рис. 2.9).

Рис. 2.15. Открытие клапанов с помощью двух распредвалов

При установке трех клапанов в цилиндре – одного большого и двух меньшего размера (рис. 2.18) – может быть увеличена относительная площадь клапанов даже по сравнению с четырьмя клапанами. Выпускным может быть большой клапан (рис. 2.18а) или два меньших (рис. 2.18б). При наличии трех клапанов в головке цилиндра размещение форсунки затруднено.

В первом случае обеспечивается лучшее наполнение цилиндров, во втором – снижение температуры выпускных клапанов.

Иногда применяется смешанное расположение клапанов (рис. 2.19) – один верхний, один нижний. При таком расположении клапанов конструкция механизма газораспределения усложняется, но имеется возможность сильно увеличить проходные сечения клапанов и обеспечить высокое форсирование двигателей по числу оборотов. Смешанное расположение клапанов применяется в высокооборотных двигателях.

а б

Рис. 2.18. Расположение трех клапанов в цилиндре

Для улучшения наполнения цилиндров, снижения температуры выпускных клапанов и уменьшения массы движущихся деталей механизма газораспределения, приходящихся на один клапан, в двигателях большой мощности устанавливают пять клапанов (рис. 2.20) – три впускных и два выпускных. В этом случае открытие клапанов осуществляется двумя верхними распредвалами.

Верхние распределительные валы могут приводиться в движение при помощи системы промежуточных валов с коническими или винтовыми шестернями, а также с помощью цилиндрических шестерен, зубчатого ремня или цепи.

Винтовые шестерни обеспечивают компактность привода, но применяются редко из-за низкого КПД и большого износа зубьев.

Передача цилиндрическими шестернями состоит обычно из большого числа промежуточных шестерен. Для размещения их осей впереди или сзади блока выполняется жесткая коробка. Из-за сложности и громоздкости эта передача применяется редко.

Цепная передача удобна тем, что расстояния между осями соединяемых шестерен можно выбирать произвольно, вследствие чего отпадает необходимость в промежуточных шестернях. По сравнению с передачей цилиндрическими шестернями цепная передача проще и легче, но условия работы цепи неблагоприятны из-за резко переменных нагрузок, вызывающих вибрацию цепи. Для обеспечения постоянного натяжения цепи устанавливается натяжной механизм.

Для того чтобы понизить температуру выпускных клапанов, увеличивают диаметр стержня и удлиняют направляющую втулку, приближая ее к головке клапана. Чтобы избежать заедания стержня клапана во втулке при его нагревании, уменьшают диаметр стержня у головки или увеличивают внутренний диаметр втулки. Направляющая втулка впускного клапана не должна значительно выступать в канале, чтобы не уменьшать его проходного сечения.

а б в г

Рис. 2.21. Клапаны ДВС

В сильно форсированных двигателях выпускные клапаны делаются пустотелыми (рис. 2.21г) и на 50–60% заполняются натрием, температура плавления которого 97 °С. При рабочей температуре клапана натрий находится в жидкой фазе и, взбалтываясь при его движении, способствует более интенсивному переносу тепла от головки к стержню клапана.

Угол фаски у выпускных клапанов в большинстве двигателей делается равным 45°, у впускных клапанов 45° и 30°. Со стороны стержня головке придается коническая форма. Угол при основании конуса (у фаски) должен составлять 12–15°, что соответствует наилучшим условиям обтекания.

Диаметр стержня клапана зависит от того, нагружается или не нагружается стержень боковыми усилиями при открывании клапана.

Длина стержня зависит от расположения клапана и может изменяться в широких пределах. При верхнем расположении клапана длина его должна быть возможно меньшей. При боковом расположении длина клапана выбирается из условий компоновки.

Иногда при непосредственном приводе тарелка ввертывается в стержень клапана и фиксируется с помощью замка, на верхней поверхности которого, так же как и на нижней поверхности тарелки, имеются треугольные зубчики. В некоторых двигателях тарелка клапана контрится дополнительной тарелкой, хвостовик которой навинчивается на наружную резьбу стержня клапана. В некоторых конструкциях вместо конических сухариков тарелка крепится чекой, проходящей через отверстие в стержне клапана.

Седло клапана, к которому прижимается головка клапана, растачивается непосредственно в головке или блоке двигателя или представляет собой отдельную деталь в виде кольца, запрессованного в головку или в блок. При чугунной головке блока цилиндров вставное седло обычно делается только под выпускные клапаны, при алюминиевой – обязательно под оба клапана.

Направляющие втулки клапанов изготовляются из чугуна или из алюминиевой бронзы. Бронзовые втулки обеспечивают более интенсивный отвод тепла от стержня клапана и лучше работают в условиях недостаточной смазки.

Рис. 2.22. Крепление тарелки пружины с помощью сухариков

Рис. 2.23. Установка твердосплавного колпачка на стержень клапана

Их обычно устанавливают в форсированных двигателях, в которых условия смазки стержней выпускных клапанов весьма неблагоприятны из-за высокой температуры последних, а стержней впускных клапанов – вследствие выдувания масла воздухом, постоянно находящимся во впускном трубопроводе под избыточным давлением.

Смазка стержней боковых клапанов осуществляется за счет оседающего на них масляного тумана. Для смазки стержней верхних клапанов во втулке делают коническую или цилиндрическую выточку, служащую воронкой для сбора разбрызгиваемого масла, и иногда сверлят отверстия для прохода масла к стержню клапана. Однако в двигателях без наддува наличие таких выточек и отверстий в направляющих втулках клапанов может привести к повышенному расходу масла, которое засасывается в цилиндр во время такта впуска; в таких случаях втулки делаются гладкими, а клапан смазывается только путем разбрызгивания. Для защиты клапана от излишнего количества масла устанавливают специальные манжеты или отражатели.

а б в г

Рис. 2.24. Винтовые пружины

На нижние клапаны устанавливается одна пружина, на верхние, чтобы уменьшить размеры пружины и обеспечить большую надежность, чаще две, а иногда даже три. При двух пружинах направление витков внутренней и наружной пружин должно быть разным, чтобы при поломке одной из них витки ее не могли попасть между витками другой пружины и вызвать аварию. При нижнем расположении распределительного вала в толкателе можно устанавливать дополнительную пружину, разгружающую пружины клапана от сил инерции штанги и толкателя.

Иногда применяются пружины, работающие на изгиб, и торсионные пружины, позволяющие уменьшить длину стержня клапана.

Рис. 2.25. Распределительный вал, ведущая шестерня и подшипники

При верхнем расположении распределительные валы вращаются в отверстиях алюминиевых или реже чугунных кронштейнов. В последние устанавливаются вкладыши с заливкой из антифрикционного сплава.

Смазка к подшипникам при нижнем расположении распределительных валов подводится по каналам в перегородках картера, при верхнем – через внутреннюю полость вала и отверстия в его опорных шейках. В последнем случае через отверстия в кулачках масло может подводиться и к кулачкам.

Расположение кулачков, управляющих одноименными клапанами, определяется числом и порядком работы цилиндров. Расположение кулачков, управляющих разноименными клапанами одного цилиндра, зависит от фаз газораспределения и от схемы привода.

Рис. 2.26. Осевая фиксация распределительного вала

В современных двигателях применяют следующие виды профилей кулачков распределительных валов: с выпуклым, с вогнутым, с тангенциальным, с профилем, обеспечивающим безударную работу механизма газораспределения.

Направляющей толкателя служит отверстие в блоке (при чугунных блоках) или втулка (при алюминиевом блоке). Иногда и при чугунном блоке направляющие толкателей изготовляют в виде отдельных втулок, запрессованных в отверстия блока.

При нижних клапанах в верхнюю часть толкателя ввертывается регулировочный болт, с помощью которого устанавливается необходимый зазор между клапаном и толкателем.

В некоторых автомобильных двигателях иногда применяются гидравлические толкатели, работающие без зазора. В этом случае устраняются удары толкателя о стержень клапана при открытии последнего, а главное – удары клапана о седло в момент зак- рытия.

Толкатель и штанга как детали, движущиеся с большими ускорениями, должны иметь меньший вес. Толкатели делаются пустотелыми, штанги – в большинстве случаев трубчатого сечения. В верхнюю часть штанги также вставляется наконечник со сферической головкой или гнездом, который соединяет ее с коромыслом.

При большом расстоянии между толкателем и коромыслом штанга получается длинной и недостаточно устойчивой от продольного изгиба, особенно в том случае, когда через нее передаются большие усилия. Для повышения запаса устойчивости штангу в этом случае делят на две части, а между ними располагают короткий цилиндрический ползун, перемещающийся в направляющем отверстии блока. Обе штанги получаются короткими и могут быть выполнены более легкими, чем одна длинная.

Материалом для штанг служит сталь или алюминиевый сплав.

Коромысло предназначено для передачи усилий от штанги к стержню клапана (рис. 2.27) и представляет собой двуплечий рычаг, один конец которого сочленяется со штангой, другой опирается на стержень клапана.

Рис. 2.27. Коромысло

Чтобы обеспечить плотное закрытие клапана, между клапаном и тыльной частью кулачка или между клапаном и коромыслом должен оставаться зазор. С изменением температуры деталей двигателя этот зазор может изменяться по-разному, в зависимости от взаимного расположения клапанов и распределительных валов, материалов и конструкций клапанов и связанных с ними деталей.

Для боковых клапанов зазор в холодном двигателе больше, чем при рабочей температуре, т. к. клапан удлиняется значительно больше, чем блок.

Для верхних клапанов при верхнем распределительном вале зазор в холодном двигателе также больше, чем в горячем, так как клапан удлиняется значительно больше, чем головка блока и кронштейны вала.

При верхнем расположении клапанов и нижнем расположении распределительных валов, наоборот, зазор в холодном двигателе меньше, чем в горячем. Это объясняется тем, что удлинение стержня клапана не может при наличии коромысла компенсировать удлинения головки и блока.

3. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ

Система охлаждения двигателя служит для поддержания нормального теплового режима работы двигателей путем интенсивного отвода тепла от горячих деталей двигателя и передачи этого тепла окружающей среде.

Отводимое тепло состоит из части выделяющегося в цилиндрах двигателя тепла, не превращающейся в работу и не уносимой с выхлопными газами, и из тепла работы трения, возникающего при движении деталей двигателя.

Большая часть тепла отводится в окружающую среду системой охлаждения, меньшая часть – системой смазки и непосредственно от наружных поверхностей двигателя.

Принудительный отвод тепла необходим потому, что при высоких температурах газов в цилиндрах двигателя (во время процесса горения 1800–2400 °С, средняя температура газов за рабочий цикл при полной нагрузке 600–1000 °С) естественная отдача тепла в окружающую среду оказывается недостаточной.

Нарушение правильного отвода тепла вызывает ухудшение смазки трущихся поверхностей, выгорание масла и перегрев деталей двигателя. Последнее приводит к резкому падению прочности материала деталей и даже их обгоранию (например, выпускных клапанов). При сильном перегреве двигателя нормальные зазоры между его деталями нарушаются, что обычно приводит к повышенному износу, заеданию и даже поломке. Перегрев двигателя вреден и потому, что вызывает уменьшение коэффициента наполнения, а в бензиновых двигателях, кроме того, – детонационное сгорание и самовоспламенение рабочей смеси.

Чрезмерное охлаждение двигателя также нежелательно, так как оно влечет за собой конденсацию частиц топлива на стенках цилиндров, ухудшение смесеобразования и воспламеняемости рабочей смеси, уменьшение скорости ее сгорания и, как следствие, уменьшение мощности и экономичности двигателя.

При жидкостном охлаждении циркулирующая в системе охлаждения двигателя жидкость воспринимает тепло от стенок цилиндров и камер сгорания и передает затем это тепло при помощи радиатора окружающей среде.

Воздушные системы охлаждения являются незамкнутыми. Охлаждающий воздух после прохождения через систему охлаждения выводится в окружающую среду.

Классификация систем охлаждения приведена на рис. 3.1.

По способу осуществления циркуляции жидкости системы охлаждения могут быть:

Рис. 3.1. Классификация систем охлаждения

Системы жидкостного охлаждения могут быть открытыми и закрытыми.

Открытые системы – системы, сообщающиеся с окружающей средой при помощи пароотводной трубки.

В большинстве автомобильных и тракторных двигателей в настоящее время применяют закрытые системы охлаждения, т. е. системы, разобщенные от окружающей среды установленным в пробке радиатора паровоздушным клапаном.

Давление и соответственно допустимая температура охлаждающей жидкости (100–105 °С) в этих системах выше, чем в открытых системах (90–95 °С), вследствие чего разность между температурами жидкости и просасываемого через радиатор воздуха и теплоотдача радиатора увеличиваются. Это позволяет уменьшить размеры радиатора и затрату мощности на привод вентилятора и водяного насоса. В закрытых системах почти отсутствует испарение воды через пароотводный патрубок и закипание ее при работе двигателя в высокогорных условиях.

Рис. 3.2. Схема жидкостной системы охлаждения

В последние годы наиболее эффективным и рациональным способом автоматического регулирования температурного режима двигателя является изменение производительности самого вентилятора.

Термостат предназначен для обеспечения автоматического регулирования температуры охлаждающей жидкости во время работы двигателя.

Для быстрого прогрева двигателя при его пуске устанавливают термостат в выходном патрубке рубашки головки блока цилиндров. Он поддерживает желательную температуру охлажда- ющей жидкости путем изменения интенсивности ее циркуляции через радиатор.

Рис. 3.3. Термостат сильфонного типа

Рис. 3.4. Термостат с твердым наполнителем

Радиатор является теплорассеивающим устройством, предназначенным для передачи тепла охлаждающей жидкости окружающему воздуху.

Радиаторы автомобильных и тракторных двигателей состоят из верхнего и нижнего резервуаров, соединенных между собой большим количеством тонких трубок.

Для усиления передачи тепла от охлаждающей жидкости воздуху поток жидкости в радиаторе направляют через ряд обдуваемых воздухом узких трубок или каналов. Радиаторы изготовляют из материалов, хорошо проводящих и отдающих тепло (латуни и алюминия).

В зависимости от конструкции охлаждающей решетки радиаторы делят на трубчатые, пластинчатые и сотовые.

В настоящее время наибольшее распространение получили трубчатые радиаторы. Охлаждающая решетка таких радиаторов (рис. 3.5а) состоит из вертикальных трубок овального или круглого сечения, проходящих через ряд тонких горизонтальных пластин и припаянных к верхнему и нижнему резервуарам радиатора. Наличие пластин улучшает теплопередачу и повышает жесткость радиатора. Трубки овального (плоского) сечения предпочтительнее, так как при одинаковом сечении струи поверхность охлаждения их больше, чем поверхность охлаждения круглых трубок; кроме того, при замерзании воды в радиаторе плоские трубки не разрываются, а лишь изменяют форму поперечного сечения.

а б в

Рис. 3.5. Радиаторы

Достоинством сотовых радиаторов является большая, чем в радиаторах других типов, поверхность охлаждения. Из-за ряда недостатков, большинство из которых те же, что и у пластинчатых радиаторов, сотовые радиаторы в настоящее время встречаются крайне редко.

Рис. 3.6. Пробка радиатора

Корпус и крыльчатку насосов отливают из магниевых, алюминиевых сплавов, крыльчатку, кроме того, – из пластмасс. В водяных насосах автомобильных двигателей обыкновенно применяют полузакрытые крыльчатки, т. е. крыльчатки с одним диском.

Крыльчатки центробежных водяных насосов часто монтируют на одном валике с вентилятором. В этом случае насос устанавливают в верхней передней части двигателя, приводится он в движение от коленчатого вала при помощи клиноременной передачи.

Рис. 3.7. Водяной насос

Число лопастей вентилятора изменяется в пределах четырех – шести. Увеличение числа лопастей выше шести нецелесообразно, так как производительность вентилятора при этом увеличивается крайне незначительно. Лопасти вентилятора можно выполнять плоскими и выпуклыми.

Систему охлаждения двигателя обычно рассчитывают для двух режимов работы двигателя: при номинальной мощности и максимальном крутящем моменте.

Для предварительных расчетов площади радиатора системы охлаждения можно использовать формулу:

Емкость системы жидкостного охлаждения л. (Ne в КВт) изменяется в следующих пределах: для легковых автомобилей – (0.13–0.35)?Ne, для грузовых автомобилей – (0.27–0.8)?Ne, для тракторов – (0.5–1.7)?Ne.

Размеры вентилятора автомобильного или тракторного двигателя должны быть таковы, чтобы обеспечить подачу воздуха в количестве, необходимом для охлаждения жидкости в радиаторе.

Тип вентилятора определяют по условному коэффициенту быстроходности:

Н – напор вентилятора. Н = 600–1000 Па.

При n_усл = 15–100 используют центробежные вентиляторы, при n_усл = 80–300 – осевые одноступенчатые вентиляторы.

Положительными особенностями системы воздушного охлаждения являются несложное обслуживание, надежность в эксплуатации, меньший по сравнению с системой жидкостного охлаждения вес и простота конструкции, упрощение эксплуатации двигателя в безводных районах, а также устранение опасности замерзания воды в радиаторе и рубашке двигателя (в случае заполнения их водой) при низких температурах.

Для получения эффективного и равномерного охлаждения при минимальной затрате мощности в двигателях с воздушным охлаждением применяют дефлекторы. Дефлекторы представляют собой направляющие устройства для подачи охлаждающего потока воздуха к оребренным поверхностям с определенными скоростью и направлением.

Рис. 3.8. Схема системы воздушного охлаждения двигателя

При проектировании системы воздушного охлаждения стремятся обеспечить подачу охлаждающего воздуха в первую очередь к наиболее горячим местам головки цилиндров (перемычки между гнездами клапанов и др.), а также к свечам зажигания (в бензиновых двигателях) и форсункам (в дизелях). Для улучшения теплопередачи поток охлаждающего воздуха должен омывать поверхности охлаждения равномерно и с достаточно высокой скоростью.

Расчет системы воздушного охлаждения автомобильных и тракторных двигателей сводится к определению параметров оребрения двигателя, производительности и размеров вентилятора, а также затрачиваемой на привод вентилятора мощности.

Проведение этого расчета вследствие влияния ряда трудно учитываемых факторов, а также из-за отсутствия данных о взаимозависимости расчетных параметров системы охлаждения весьма сложно и связано с большими трудностями. В особенности сложен теоретический расчет теплопередачи и аэродинамического сопротивления оребрения двигателя. Поэтому на практике при проектировании системы воздушного охлаждения обычно задаются удельной поверхностью оребрения и широко пользуются экспериментальными данными прототипов двигателей.

В начале расчета задаются его исходными параметрами, к которым относятся: а) температура, давление и влажность окружающего двигатель воздуха, б) рабочие температуры деталей двигателя и в) расчетный режим работы двигателя.

В качестве расчетной температуры окружающего воздуха принимают температуру, равную 40 °С.

Превышение рабочих допустимых температур может вызвать нарушение работы (увеличение нагарообразования, коробление головки цилиндра, закоксовывание и зависание иглы форсунки в дизелях, детонацию и калильное зажигание в бензиновых двигателях, повышенный износ цилиндра, поршня и поршневых колец).

Средняя температура у оснований чугунных ребер цилиндров 130–170 °С; у оснований чугунных ребер головки цилиндров 170–220 °С. При алюминиевых сплавах средние температуры соответственно 130–150 и 160–200 °С.

Минимальные температуры внутренних поверхностей цилиндра и его головки стремятся обеспечить не ниже 130–140 °С, т. е. значительно выше точки росы выпускных газов.

Уменьшение трения и тем самым износа трущихся поверхностей деталей двигателя осуществляется путем непрерывной подачи к ним смазочных материалов, т. е. путем устранения сухого трения и обеспечения жидкостного и полужидкостного трения. Масло отводит от них значительную часть тепла трения и тепла горячих газов, передавая это тепло окружающей среде.

Системы смазки автомобильных и тракторных двигателей в зависимости от способа подачи масла к узлам трения можно разделить на три вида (рис. 4.1): 1) смазка разбрызгиванием, 2) смазка под давлением, 3) комбинированная система смазки.

Смазка разбрызгиванием применяется в старых конструкциях двигателей. Масло разбрызгивается ударяющимися по его поверхности выступами на крышках кривошипных головок шатунов. Образующиеся при этом брызги и масляный туман попадают на трущиеся поверхности или непосредственно, или через расположенные над этими поверхностями масляные каналы.

Из-за серьезных недостатков (повышенный расход и быстрое окисление масла, недостаточная надежность смазки ответственных узлов двигателя и др.) смазку разбрызгиванием в настоящее время применяют в редких случаях в пусковых двигателях.

В некоторых двухтактных мотоциклетных двигателях малой мощности смазка обеспечивается за счет масла, добавляемого в малых количествах к бензину (2–4%).

В автомобильных и тракторных двигателях применяют циркуляционную смазку под давлением, когда к поверхности трения масло подается из картера по каналам под давлением, создаваемым масляным насосом, после чего оно опять стекает в картер. Смазка под давлением обеспечивает подачу к трущимся поверхностям необходимого количества масла, а также надежную и интенсивную его циркуляцию.

Рис. 4.1. Классификация систем смазки

Рассмотренная система смазки относится к системам смазки с мокрым картером. Такое название эти системы получили потому, что резервуаром для основного количества масла является нижняя часть картера двигателя.

Из промежуточного бака масло подается насосом в нагнетающий маслопровод двигателя. Очистка масла от пены необходима для обеспечения нормальной работы двигателя, так как при поступлении в масляный насос пены подача масла последним уменьшается.

При комбинированной системе смазки, применяемой в подавляющем большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей, используют как первый, так и второй способы подвода масла. Обычно под давлением, создаваемым масляным насосом, смазываются лишь наиболее ответственные трущиеся детали двигателя – подшипники коленчатого и распределительного валов. Во многих двигателях под давлением также смазываются распределительные шестерни, поршневые пальцы, толкатели и др. Остальные трущиеся детали смазывают разбрызгиванием и самотеком.

В большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей подвергаются обильной смазке нижняя часть зеркала цилиндра и кулачки распределительного вала. Смазка осуществляется струями масла, вытекающими через направляющее отверстие в кривошипной головке шатуна при совпадении его с выходным отверстием в шатунной шейке.

Для увеличения срока службы масла и уменьшения износа трущихся деталей в большинстве двигателей устанавливают фильтры грубой и тонкой очистки масла. С этой же целью масло из картера двигателя забирается через плавающий маслоприемник из верхнего, наименее загрязненного тяжелыми примесями слоя.

В двигателях с напряженным режимом работы, главным образом двигателях грузовых автомобилей и тракторов, применяются радиаторы для охлаждения масла. Необходимое давление в нагнетающей магистрали поддерживается редукционными клапанами.

В двигателе, кроме подшипников коленчатого и распределительного валов, принудительно смазываются опоры промежуточного валика привода распределителя зажигания, масляного насоса, толкатели.

Втулки коромысел смазываются пульсирующим потоком масла. К остальным трущимся деталям масло поступает самотеком и при разбрызгивании.

Рис. 4.2. Комбинированная система смазки двигателя

В систему смазки дизелей и многих карбюраторных двигателей грузовых автомобилей включают масляные радиаторы. В дизелях предусматривают также приспособления для охлаждения струями масла наиболее нагретых трущихся деталей двигателя.

В большинстве современных автомобильных и тракторных двигателей применяют масляные насосы шестеренчатого типа. Коловратные и плунжерные масляные насосы встречаются в этих двигателях в очень редких случаях. Шестеренчатый масляный насос (рис. 4.3) представляет собой две расположенные в его корпусе спаренные шестерни, одна из которых является ведущей, а другая – ведомой. Ведущая шестерня насажена на приводном валике; ведомая свободно вращается на оси. Обе шестерни устанавливают в корпусе насоса с небольшими радиальными и торцевыми зазорами. Во время работы вращающиеся в разные стороны шестерни захватывают масло из полости впуска и переносят его во впадинах между зубьями в полость нагнетания. Из полости нагнетания масло поступает в маслопровод.

Рис. 4.3. Шестеренчатый масляный насос

Масляные насосы в зависимости от типа двигателя устанавливают внутри или снаружи картера. При установке внутри картера масляный насос располагают выше или ниже уровня картерного масла. При креплении масляного насоса снаружи картера шестерни находятся выше уровня масла. В этом случае масляный насос засасывает из картера масло при помощи маслозаборной трубки.

Для обеспечения надежности работы во многих автомобильных и тракторных двигателях устанавливают двухсекционные масляные насосы. Первая секция предназначена для подачи масла в систему смазки двигателя и в центробежный фильтр тонкой очистки, вторая – для подачи масла в масляный радиатор.

Для уменьшения вредного действия механических примесей и продуктов окисления масла последнее во время работы двигателя должно непрерывно очищаться. Очистка (фильтрация) масла производится при помощи фильтров. Подаваемое насосом масло пропускается через фильтры грубой и тонкой очистки.

Фильтры грубой очистки предназначены для очистки масла от крупных механических частиц.

В настоящее время наибольшее распространение получили щелевые фильтры грубой очистки. Эти фильтры включают в систему смазки последовательно, так как они обладают сравнительно небольшим сопротивлением.

При сильном загрязнении фильтрующего элемента или при пуске холодного двигателя масло поступает из канала в масляную магистраль через перепускной клапан, т. е. минуя фильтр грубой очистки.

Кроме щелевых фильтров грубой очистки пластинчатого типа, применяют также щелевые фильтры проволочного и ленточного типов. В этих фильтрах щели для прохода масла образуются между витками проволоки или специального профиля ленты, навиваемыми на гофрированные каркасы.

Более тщательную очистку масла от механических примесей и продуктов разложения проводят в автомобильных и тракторных двигателях с помощью фильтров тонкой очистки. В качестве фильтрующих элементов в этих фильтрах применяют хлопчатобумажные концы (очесы), войлок, бумагу, минеральную шерсть, асбест, фильтрующую прессованную массу и т. д.

В настоящее время большее распространение получает центробежная очистка масла в центрифугах. Центрифуги включают в систему смазки или параллельно главной масляной магистрали (неполнопоточные), или последовательно (полнопоточные).

Центрифуги обеспечивают весьма качественную очистку масла от тяжелых и твердых частиц, а также интенсивно удерживают влагу, что снижает коррозионный износ деталей двигателя.

Рис. 4.4. Схема неполнопоточной центрифуги:

1 – путь грязного масла;

2 – путь масла после тонкой очистки

Во многих автомобильных и тракторных двигателях для обеспечения желаемой температуры масла применяют масляные радиаторы. В зависимости от способа отвода тепла масляные радиаторы делят на два типа: 1) радиаторы с воздушным охлаждением (воздушно-масляные) и 2) радиаторы с водяным охлаждением (водомасляные).

Воздушно-масляные радиаторы устанавливают обычно перед радиаторами водяного охлаждения. Масло в этих радиаторах охлаждается потоком воздуха.

Водомасляные радиаторы располагают в системе охлаждения, что обеспечивает постоянство температуры масла во время работы двигателя и быстрый подогрев его при пуске холодного двигателя. Водомасляный радиатор двигателя представлен на рис. 4.6.

Рис. 4.5. Схема полнопоточной центрифуги:

1 – путь грязного масла;

2 – путь масла после тонкой очистки

Во время работы двигателя качество масла ухудшается. Масло разжижается прорывающимися в картер двигателя и конденсирующимися здесь парами топлива, насыщается влагой из воздуха и влагой, получающейся при конденсации содержащихся в выхлопных газах водяных паров, а также различными другими примесями. Особенно вредно насыщение масла серной и сернистой кислотами, вызывающими сильную коррозию деталей двигателя. Эти кислоты образуются в картере при растворении в воде сернистого газа.

а б

Рис. 4.6. Схема работы водомасляного радиатора

Сернистый газ является продуктом сгорания имеющейся в бензине в виде примеси серы. Для удаления из картера прорывающихся паров бензина, выхлопных газов и пыли и тем самым повышения срока службы двигателя в современных автомобильных и тракторных двигателях применяют вентиляцию картера. Вентиляция картера может осуществляться тремя путями: 1) отсосом газов из картера в атмосферу, 2) отсосом в систему питания двигателя, 3) подачей воздуха под давлением.

Рис. 4.7. Схема шестеренного насоса

Часовая производительность масляного насоса равна:

Из данной формулы определяется ширина зуба:

где – величина подогрева масла в двигателе;

Полный коэффициент теплопередачи:

Система питания двигателя должна:

• Обеспечивать точное дозирование топлива на всех установившихся и переходных режимах (быстрый пуск двигателя при любой температуре, экономичность работы при неполных нагрузках, быстрое увеличение нагрузки, получение полной мощности).
• Обеспечивать возможно более высокое паросодержание горючей смеси, поступающей в цилиндры двигателя. Это связано с тем, что горючие смеси с высоким паросодержанием, попадая в цилиндр двигателя, не разжижают смазку на стенках, оседая на них, тем самым заметно уменьшая износ цилиндропоршневой группы. Высокое паросодержание обеспечивается при качественном распылении и перемешивании топлива с воздухом.
• Обеспечивать полную автоматичность и стабильность работы.

Рис. 5.1. Схема питания карбюраторного двигателя

Рис. 5.2. Схема испарительного карбюратора

Рис. 5.3. Схема впрыскивающего карбюратора

Впрыскивающие карбюраторы работают точно и надежно при любом положении двигателя. Однако из-за сложности регулировок и обслуживания в автомобильных двигателях не применяются.

Воздух поступает в карбюратор через воздухоочиститель. При прохождении через диффузор скорость воздушного потока возрастает, а давление в диффузоре падает.

Истечение топлива из распылителя происходит под действием разности давлений в поплавковой камере (атмосферное давление) и горловине диффузора (разрежение). Скорость потока воздуха, проходящего через горловину диффузора, значительно превышает скорость топлива, истекающего из распылителя. При истечении из распылителя топливо распыливается потоком воздуха, частично испаряется и, перемешиваясь в смесительной камере с воздухом, образует горючую смесь.

Рис. 5.4. Схема элементарного карбюратора

Смесеобразование в карбюраторе представляет собой сложный процесс. Для формирования правильных представлений о процессе смесеобразования необходимо последовательно рассмотреть явления движения воздушного потока, истечения, распыливания и испарения топлива, а также принципы приготовления необходимого состава горючей смеси.

При движении через карбюратор скорость и давление воздушного потока изменяются.

Количество воздуха, проходящего через карбюратор и поступающего в двигатель, определяется рабочим объемом цилиндров двигателя, скоростью вращения коленчатого вала и степенью открытия дроссельной заслонки.

Часовой расход воздуха, проходящего через диффузор карбюратора и далее поступающего в двигатель:

Скорость воздуха, протекающего через горловину диффузора, может быть определена следующим уравнением в предположении, что воздух представляет собой несжимаемую жидкость:

Воздух проходит через диффузор карбюратора со сравнительно большими скоростями, поэтому давление в нем заметно понижается. Наименьшее давление или наибольшее разрежение в горловине диффузора карбюратора наблюдается при максимальных скоростях и расходах воздуха. Отсюда следует, что разрежение в диффузоре должно возрастать по мере увеличения открытия дросселя и числа оборотов вала двигателя.

Площадь горловины диффузора подбирают так, чтобы:

1) на малых числах оборотов и неполных открытиях дроссельной заслонки скорости воздуха были не ниже 40—50 м/с во избежание недостаточного распыливания топлива и связанного с ним увеличения расхода топлива;

2) на больших числах оборотов и при полном открытии дроссельной заслонки скорость воздуха не превышала примерно 120 м/с, так как при больших скоростях заметно понизится весовое наполнение, а следовательно, и мощность двигателя.

Оба эти требования полностью совместить нельзя, а потому обычно подбирают площадь горловины диффузора так, чтобы разрежения в ней на больших числах оборотов не превосходили 9.81 КПа.

На холостом ходу двигателя и малых оборотах вала в двигатель поступает минимальное количество горючей смеси. При этом разрежение в диффузоре почти отсутствует, а разрежение за дроссельной заслонкой достигает наибольших значений, численно равных 49.05 КПа.

Уравнение часового расхода при подстановке уравнения скорости воздуха примет вид:

Разность давлений в поплавковой камере и у распылителя заставляет топливо перетекать по системе каналов через жиклер в распылитель, а из него в диффузор карбюратора, где быстро двигается воздух.

Разрежение у распылителя, по данным опытов, на 20–25% меньше разрежения у стенки диффузора. В соответствии с этим скорость протекания топлива через жиклер определяют уравнением:

В большинстве случаев основным сопротивлением является жиклер, а сопротивления в топливных каналах по сравнению с ним невелики, поэтому с достаточной точностью коэффициент скорости может учитывать только сопротивления самого жиклера.

Скорость протекания топлива через жиклер зависит от режима работы двигателя и изменяется в пределах от 0 до 5 м/с.

или

Средний диаметр капель распыливаемого топлива тем меньше, чем больше скорость потока воздуха и чем меньше поверхностное натяжение топлива (рис. 5.5).

Рис. 5.5. Зависимость размера капель от скорости воздуха

Условия для испарения топлива в карбюраторе неблагоприятны. Время, отводимое на испарение, измеряется лишь сотыми долями секунды; температура, при которой происходит испарение, сравнительно небольшая. При температуре 30 °С и сравнительно высокой скорости воздуха полного испарения топлива не достигается.

Но по мере прикрытия дросселя (изменение нагрузки) изменяется и состав горючей смеси, соответствующий максимальной мощности и наибольшей экономичности. На рис. 5.6 показана связь между мощностью и экономичностью двигателя и составом горючей смеси при различных положениях дроссельной заслонки. Кривые а и а' характеризуют изменение мощности и экономичности при полностью открытом дросселе, кривые б и б' и в и в' – при прикрытых положениях дросселя. Каждая из кривых соответствует постоянному числу оборотов и нагрузке двигателя.

Рис. 5.6. Изменение мощности и экономичности двигателя

Кривые показывают, что при уменьшении нагрузки по мере прикрытия дроссельной заслонки значения максимальной мощности и минимального расхода топлива смещаются влево, коэффициент избытка воздуха понижается, смесь обогащается. Это объясняется тем, что дросселирование двигателя понижает скорость воздушного потока в карбюраторе. При этом ухудшение качества распыливания топлива и процесса сгорания смеси приводит к необходимости обогащения смеси. Выделив на кривых точки, соответствующие максимальной мощности и минимальным удельным расходам топлива, и соединив эти точки пунктиром, получим кривые А и Б. Кривая А характеризует изменение коэффициента избытка воздуха в зависимости от нагрузки при максимальной мощности. Кривая Б характеризует изменение коэффициента избытка воздуха в зависимости от нагрузки при наибольшей экономичности.

Для карбюраторных двигателей при различной нагрузке (различные положения дросселя) установлена связь между мощностью и экономичностью двигателя и коэффициентом избытка воздуха (рис. 5.6).

Если график, изображенный на рис. 5.6, повернуть на 90° против часовой стрелки и оставить на нем только кривые А и Б, то на новом графике (рис. 5.7) кривая А будет показывать, как должен изменяться состав горючей смеси в зависимости от изменения нагрузки двигателя при реализации максимальной мощности, а кривая Б – как должен изменяться состав горючей смеси в зависимости от изменения нагрузки двигателя при наибольшей экономичности.

Основные требования, которым должен отвечать карбюратор при работе с различными нагрузками и постоянным числом оборотов, следующие:

На рис. 5.7 кривая В отвечает перечисленным требованиям и представляет собой характеристику желаемого карбюратора при работе двигателя на различных нагрузках.

Рис. 5.7. Характеристика желаемого карбюратора

Перечисленные требования к карбюратору не исчерпывают всех условий, необходимых для работы двигателя на различных эксплуатационных режимах. Рассмотрим эти дополнительные условия:

Элементарный карбюратор конструктивно прост (рис. 5.4). Выясним, как удовлетворяет установленным ранее основным требованиям элементарный карбюратор. Проанализируем характер изменения состава горючей смеси, создаваемый элементарным карбюратором на различных режимах работы двигателя.

Состав горючей смеси оценивается коэффициентом избытка воздуха, определение которого возможно по выражению:

Главное дозирующее устройство служит для исправления характеристики элементарного карбюратора, приготовляя горючую смесь главным образом при средних и больших нагрузках.

Рассмотрим принципиальные схемы каждого из указанных главных дозирующих устройств.

Рис. 5.10. Главное дозирующее устройство с двумя жиклерами и его характеристика

Таким образом, главный жиклер работает по характеристике элементарного карбюратора, обогащая смесь по мере увеличения разрежения. Характеристика компенсационного жиклера противоположна. При увеличении разрежения он обедняет смесь. Размеры жиклеров подбираются так, чтобы их совместная работа приближала характеристику карбюратора к желаемой.

В период работы двигателя на малых расходах воздуха разрежение в диффузоре сравнительно небольшое. При этом отверстие из воздушного колодца в стенке распылителя находится под уровнем топлива, а доступ воздуха в распылитель закрыт. В этот период жиклер работает так же, как и элементарный карбюратор.

Рис. 5.11. Главное дозирующее устройство с пневматическим торможением топлива и его характеристика

С увеличением расхода воздуха разрежение в диффузоре повышается, а уровень топлива в колодце понижается. Как только уровень топлива в колодце понизится до отверстия в распылитель, в него начнет поступать воздух; при этом разрежение у распылителя будет уменьшаться, а образовавшаяся эмульсия поступать в смесительную камеру.

Подбор соответствующих соотношений жиклера и калиброванного отверстия воздушного колодца позволяет приблизить характеристику карбюратора к желаемой.

При малых расходах воздуха крылья сходятся и уменьшают проходное сечение диффузора. Это повышает разрежение в диффузоре, и расход топлива через распылитель возрастает.

С увеличением расхода воздуха (увеличение открытия дросселя или числа оборотов) под действием напора воздушного потока крылья раздвигаются, увеличивая проходное сечение диффузора. Разрежение при этом понижается, а смесь обедняется.

Рис. 5.12. Главное дозирующее устройство с переменным сечением диффузора и его характеристика

Характер изменения проходного сечения диффузора выбирается в соответствии с желаемой характеристикой карбюратора.

Главное дозирующее устройство с дозирующей иглой представлено на рис. 5.13.

Рис. 5.13. Главное дозирующее устройство с дозирующей иглой и его характеристика

Подбором профиля дозирующей иглы и величины топливного жиклера получают наивыгоднейший для экономичной работы двигателя расход топлива.

Существенные недостатки этого дозирующего устройства сводятся к отсутствию эмульсирования топлива, подаваемого топливным жиклером, сложности изготовления дозирующей иглы и ненадежности ее работы при эксплуатации карбюратора.

Пусковое устройство. В процессе пуска число оборотов двигателя незначительно, скорость воздушного потока небольшая, тонкость распыливания и испарения топлива недостаточны. Пониженный температурный режим двигателя способствует конденсации части топлива на стенках впускного коллектора. Все это создает неблагоприятные условия для смесеобразования и вызывает затруднения при пуске непрогретого двигателя.

Следовательно, для облегчения пуска двигателя необходимо кратковременное обогащение смеси. Это достигается при помощи специального пускового устройства, которое у большинства карбюраторов представляет собой воздушную заслонку (рис. 5.14).

Рис. 5.14. Воздушная заслонка с клапаном

Воздушная заслонка устанавливается во входном патрубке карбюратора, перед диффузором. При пуске воздушная заслонка кратковременно прикрывается. Это понижает количество воздуха, проходящего через диффузор, но, повышая разрежение у распылителя, увеличивает подачу топлива и обогащает смесь.

Воздушная заслонка часто дополняется клапаном, предотвращающим переобогащение смеси. Клапаном является круглая пластина, нагруженная пружиной. Под действием пружины пластина прижимается к воздушной заслонке и закрывает имеющиеся в ней отверстия. Как только двигатель запустится, разрежение в диффузоре возрастает. При этом пружина сжимается, пластина отходит от заслонки и открывает отверстия. В карбюратор поступает дополнительный воздух, что препятствует переобогащению смеси.

С этой же целью воздушная заслонка выполняется иногда неравносторонней, устанавливается на оси эксцентрично, а с приводным рычагом соединяется через пружину. При увеличении разрежения в карбюраторе воздушная заслонка под действием воздушного потока на большую сторону заслонки открывается автоматически.

У ряда карбюраторов пусковое устройство представляет собой сочетание воздушной заслонки с клапаном и обогатительной иглы.

Ряд карбюраторов имеет автоматическое управление воздушной заслонкой. В процессе пуска положение воздушной заслонки изменяется автоматически при помощи температурного (в зависимости от температуры охлаждающей воды или впускного коллектора) или вакуумного (в зависимости от разрежения во впускном коллекторе или карбюраторе) регуляторов.

Устройство холостого хода. На холостом ходу и малых нагрузках двигателя дроссельная заслонка почти полностью прикрыта, но воздушная заслонка открыта. В этот период расход воздуха и разрежение в диффузоре малы и главное дозирующее устройство не работает. Обогащение смеси на холостом ходу и малых нагрузках достигается при помощи устройства холостого хода (рис. 5.15).

Рис. 5.15. Устройство холостого хода

Работа этого устройства основана на использовании значительных разрежений, которые создаются за дроссельной заслонкой, когда дроссель прикрыт.

По мере дальнейшего открытия дросселя разрежение за дросселем постепенно падает, но в горловине диффузора повышается. Одновременно подача топлива устройством холостого хода постепенно уменьшается, а затем прекращается. Подача топлива обеспечивается главным дозирующим устройством. Устройство холостого хода участвует в смесеобразовании при пуске двигателя.

Экономайзер. Максимальная мощность двигателя достигается на обогащенной смеси, когда коэффициент избытка воздуха составляет от 0.8 до 0.9. Но главное дозирующее устройство карбюратора рассчитывается на приготовление экономичной смеси. Следовательно, необходимо обогащать смесь от состава, соответствующего максимальной экономичности (что обеспечивается главным дозирующим устройством), до состава, при котором возможно реализовать максимальную мощность.

Для осуществления указанного требования современные карбюраторы имеют устройство, позволяющее автоматически обогащать смесь. Такое автоматическое устройство, обеспечивающее сочетание экономичной работы двигателя при неполных нагрузках и реализацию максимальной мощности при полных нагрузках, называется экономайзером.

Экономайзеры выполняются с механическим или пневматическим приводом. Экономайзер с механическим приводом включается в действие в зависимости от положения дросселя, а экономайзер с пневматическим приводом – в зависимости от разрежения в карбюраторе.

Рис. 5.16. Экономайзер с пневматическим приводом

Рис. 5.16. Экономайзер с механическим приводом

Характер изменения мощности двигателя в зависимости от степени открытия дросселя у карбюраторов с экономайзерами показан на рис. 5.17.

Из рис. 5.17а следует, что экономайзер с механическим приводом (двигатель ЗИЛ-130, карбюратор К-88А) включается в работу при одном и том же положении дросселя (около 80% открытия), вне зависимости от числа оборотов двигателя. Если при п = 2000 об./мин перед включением экономайзера мощность еще продолжает расти, то при п = 1000 об./мин и 40% открытия дросселя мощность практически не возрастает. Это ухудшает приемистость двигателя и является недостатком экономайзера с механическим приводом.

Включение экономайзера с пневматическим приводом (рис. 5.17б) происходит при разных положениях дросселя. Если при п = 900 об./мин экономайзер включается, когда дроссель открыт на 30%, то при п = 2300 об./мин включение соответствует открытию дросселя на 60%. Это объясняется зависимостью включения экономайзера от разрежения во впускном коллекторе.

а б

Рис. 5.17. Изменение мощности двигателя в зависимости от нагрузки и числа оборотов

Следовательно, по мере уменьшения оборотов включение экономайзера происходит при меньшем открытии дросселя. Это является преимуществом карбюратора с экономайзером, имеющим пневматический привод, так как дает возможность повысить мощность в те периоды, когда увеличение открытия дросселя не дает такой возможности.

Некоторые карбюраторы с двумя смесительными камерами имеют экономайзер, называемый эконостатом (рис. 5.18). Он устанавливается во вторичных камерах, дроссельные заслонки которых начинают открываться при нагрузке, близкой к полной.

Рис. 5.18. Эконостат

При работе на малых и в начале средних нагрузок дроссельная заслонка вторичных камер закрыта и поток воздуха в диффузоре отсутствует.

Насос-ускоритель. Необходимость резкого изменения режима работы двигателя при разгоне машины или во время движения по пересеченной местности вызывает необходимость резкого изменения степени открытия дросселя.

При резком открытии дросселя разрежение в диффузоре карбюратора значительно возрастает, а за дросселем падает. С увеличением разрежения в диффузоре расход воздуха, благодаря меньшей инерции, повышается в большей мере, чем расход топлива. Поэтому смесь кратковременно обедняется. Понижению разрежения за дросселем сопутствует понижение температуры смеси; часть топлива конденсируется, что также способствует кратковременному обеднению смеси.

Обеднение смеси влечет за собой падение мощности и ухудшение приемистости двигателя и может вызвать перебои в его работе. Для того чтобы резкое открытие дросселя не сопровождалось временным обеднением смеси, а приемистость двигателя не ухудшалась, большинство современных карбюраторов снабжается насосом-ускорителем.

Рис. 5.19. Принципиальная схема насоса-ускорителя

Диффузор. Диаметр горловины диффузора выбирается таким, чтобы необходимое разрежение и скорость потока воздуха создавали условия для тонкого распыливания и интенсивного испарения топлива при различных режимах работы двигателя. Эти требования должны удовлетворяться при возможно малом гидравлическом сопротивлении диффузора, что позволит повысить весовое наполнение цилиндров двигателя.

Скорость воздушного потока в горловине диффузора, обеспечивающая распыливание топлива, должна составлять: при минимально устойчивом числе оборотов 45–50 м/с, при режиме максимальной мощности 110–150 м/с.

Если при расчете принята скорость воздушного потока в горловине диффузора, разрежение, необходимое для реализации такой скорости, может быть определено из выражения, согласно которому:

Жиклер. Диаметр жиклера выбирается таким, чтобы необходимый расход топлива достигался при данном разрежении в горловине диффузора. Порядок расчета следующий.

или

Отсюда диаметр отверстия жиклера:

Скорость истечения топлива из жиклера может быть определена согласно выражению:

Коэффициент скорости истечения топлива зависит от формы и соотношения размеров жиклера, температуры, вязкости и удельного веса топлива, разрежения в горловине диффузора и других факторов.

Скорость истечения топлива из жиклера значительно ниже скорости воздушного потока в горловине диффузора и, в зависимости от разрежения в диффузоре, составляет от 3 до 6 м/сек.

В автомобильных двигателях с принудительным воспламенением применяют также системы с впрыском топлива непосредственно в цилиндр или во впускной трубопровод двигателя. Вследствие отсутствия карбюратора понижается сопротивление впускной системы, повышается равномерность распределения топлива по цилиндрам и уменьшается неоднородность топливовоздушной смеси, поступающей в цилиндры двигателя. Это позволяет повысить степень сжатия, а следовательно, литровую мощность и экономичность двигателя. В двухтактных двигателях и двигателях с наддувом при такой организации подачи топлива снижаются потери смеси на продувку цилиндров.

Системы впрыска бензина более сложны, чем карбюраторные, и требуют более квалифицированного обслуживания в эксплуатации.

В настоящее время впрыскивающие топливные системы классифицируются по различным признакам: по месту подвода топлива; по способу подачи топлива; по способу регулирования количества смеси. Классификация систем впрыска представлена на рис. 5.20.

Система впрыска K-Jetronic представляет собой механическую систему постоянного впрыска топлива. Топливо под давлением поступает к форсункам, установленным перед впускными клапанами во впускном коллекторе. Форсунка непрерывно распыляет топливо, поступающее под давлением. Давление топлива (расход) зависит от нагрузки двигателя (от разрежения во впускном коллекторе) и от температуры охлаждающей жидкости.

Рис. 5.20. Классификация систем впрыска

а б

Рис. 5.21. Расположения форсунок для впрыска бензина

Количество подводимого воздуха постоянно измеряется расходомером, а количество впрыскиваемого топлива строго пропорционально (1:14,7) количеству поступающего воздуха (за исключением ряда режимов работы двигателя, таких как пуск холодного двигателя, работа под полной нагрузкой и т. д.) и регулируется дозатором-распределителем топлива. Дозатор-распределитель, или регулятор состава и количества рабочей смеси, состоит из регулятора количества топлива и расходомера воздуха. Регулирование количества топлива обеспечивается распределителем, управляемым расходомером воздуха и регулятором управляющего давления. В свою очередь воздействие регулятора управляющего давления определяется величиной подводимого к нему разрежения во впускном трубопроводе и температурой жидкости системы охлаждения двигателя.

Система KE-Jetronic является дальнейшим развитием системы К-Jetronic. Она более сложная, но позволяет лучше оптимизировать дозирование топлива. Цели дозирования – это топливная экономичность, наименьшая токсичность отработавших газов, наилучшая динамика. К сожалению, совместить эти составляющие не удается, т. к. о топливной экономичности заботятся при всех частичных нагрузках, а при полной нагрузке – только о наилучших динамических показателях.

Система впрыска LE-Jetronic подобна системе L-Jetronic. Изменения касаются в основном электронной части.

Система LH-Jetronic отличается от систем LE-Jetronic главным образом измерителем расхода воздуха. Эта система представляет собой также систему прерывистого впрыска топлива низкого давления. Электронный блок управления приводит соотношение воздуха и топлива в соответствие с нагрузкой и числом оборотов коленчатого вала двигателя.

Так как топливная форсунка расположена перед дроссельной заслонкой, практически на месте жиклера карбюратора, давление топлива в системе составляет всего около 0.1 МПа. Регулятор давления системы расположен вблизи форсунки в центральном узле впрыска, где размещены также дроссельная заслонка, выключатель положения дроссельной заслонки, датчик температуры всасываемого воздуха.

Система MONO-Jetronic не имеет расходомера воздуха, поэтому соотношение масс воздуха и топлива здесь менее точное и определяется только положением дроссельной заслонки, температурой всасываемого воздуха и частотой вращения коленчатого вала.

Устройство, определяющее положение дроссельной заслонки, представляет собой в этой системе потенциометр, который информирует электронный блок управления о положении заслонки в данный момент времени.

Таким образом, основное дозирование топлива осуществляется, как отмечалось, по трем параметрам: положению дроссельной заслонки, температуре всасываемого воздуха и частоте вращения коленчатого вала двигателя. Корректировка дозирования при холодном пуске и прогреве осуществляется электронным блоком управления по импульсам, получаемым от датчиков температуры всасываемого воздуха, охлаждающей жидкости и потенциометра дроссельной заслонки. Последний корректирует дозировку и при полной нагрузке. Корректировка по токсичности отработавших газов идет по сигналам ?-зонда. Изменение дозирования происходит за счет увеличения или уменьшения времени впрыска при постоянном давлении топлива.

Системы объединенного электронного управления впрыском (смесеобразованием) и зажиганием имеют следующие преимущества:

• совмещение функций агрегатов и датчиков позволяет сократить их число;
• процессы зажигания и смесеобразования оптимизируются совместно, при этом улучшаются характеристики крутящего момента, расхода топлива, состава отработавших газов, облегчается пуск и прогрев холодного двигателя;
• открываются большие возможности для выполнения других функций: управление автоматической коробкой передач, противобуксовочной системой ведущих колес, антиблокировочной тормозной системой, кондиционером, противоугонным устройством.

Существенным недостатком газообразного топлива является его низкая объемная теплота сгорания.

При использовании газовых двигателей на транспортных средствах для обеспечения их достаточного радиуса действия необходим запас газообразного топлива, которое содержится в емкостях из стали или алюминиевых сплавов. Газы, применяемые в сжатом состоянии, находятся в баллонах под давлением до 19.6 МПа, а газы, используемые в сжиженном состоянии, – под давлением до 1.57 МПа.

В газовых двигателях, так же как и в двигателях, работающих на жидком топливе, может быть осуществлено внешнее или внутреннее смесеобразование.

Для двигателей с внешним смесеобразованием без наддува газ поступает к смесительным устройствам под давлением, возможно близким к атмосферному. Только в этом случае предотвращается утечка газа во внешнюю среду и проникновение воздуха в газопровод. При избыточном давлении происходит утечка газа, а в случае наличия разрежения в газопроводе образование горючей смеси из газа и воздуха может привести к взрыву.

В двигателях с внутренним смесеобразованием без наддува, а также в двигателях с любым смесеобразованием, но с наддувом газ подводится к газовому клапану под давлением, несколько превышающим давление продувки или наддува.

Давление газа перед смесительными устройствами должно выдерживаться постоянным.

В стационарных двигателях для поддержания постоянного давления перед смесительными органами устанавливают регулятор давления газа, который автоматически поддерживает заданное давление независимо от расхода газа двигателем.

Вследствие больших изменений давления газа и его расхода в газовых транспортных двигателях на пути газа от баллонов к двигателю устанавливают редуктор, снижающий давление газа перед смесительными устройствами. Этот редуктор представляет собой автоматический регулятор давления газа и отличается от регулятора давления газа, используемого в системе питания стационарного двигателя, лишь более высокой степенью снижения давления газа.

В зависимости от числа элементов, в которых происходит последовательное снижение давления газа, различают одно-, двух- и многоступенчатые редукторы.

В дизельных двигателях осуществляют внутреннее смесеобразование. Процесс смесеобразования представляет собой сложное явление и включает распыливание топлива и развитие топливного факела, прогрев, испарение, перегрев топливных паров и смешение их с воздухом. Топливо испаряется и смешивается в определенных пропорциях с воздухом, обеспечивая быстрое и полное сгорание. Практически смесеобразование начинается в момент начала впрыска топлива из распылителя форсункой и заканчивается в конце его сгорания. Впрыскивание топлива происходит под действием перепада давлений между распыливающими отверстиями и камерой сгорания.

Рис. 6.1. Система питания дизельного двигателя

Качество распыливания топлива в значительной мере предопределяет эффективность протекания процесса сгорания в двигателе, его экономичность и энергетические показатели.

Однако, несмотря на различные меры, предназначенные для улучшения смесеобразования, впрыскиваемое в камеру сгорания топливо распределяется недостаточно равномерно, что вызывает неполное сгорание. В целях более полного сгорания топлива работа дизельных двигателей происходит при высоком коэффициенте избытка воздуха (от 1.6 и более), что приводит к понижению среднего эффективного давления, литровой мощности и к увеличению веса двигателя.

Крайне ограниченное время, отводимое на смесеобразование, требует создания условий для быстрого и наиболее совершенного распыления топлива и распределения его в камере сгорания. Это обусловливает весьма напряженную работу топливоподающей системы.

Впрыск топлива в камеру сгорания при помощи форсунки производится под давлением от 10 до 150 МПа. Топливо впрыскивается в среду сжатого воздуха, давление которого составляет 3–4 МПа, а температура 750–950 К. При этом скорость истечения топлива достигает 100–400 м/с.

Распыливание топлива и распределение его в воздушной среде камеры сгорания зависит от ряда факторов: конструктивных параметров двигателя (форма камеры сгорания) и топливоподающей системы (давления впрыска), особенностей процесса, протекающего в цилиндре двигателя, и др.

Оценка качества распыливания топлива, а следовательно, и выявление воздействия различных факторов на этот процесс могут быть проведены, если измерить размеры капель топлива.

Тонкость распыливания характеризуется средним диаметром большинства капель топлива.

Установлено, что качество распыливания улучшается:

• по мере увеличения скорости струи вследствие повышения давления впрыска (рис. 6.2а);
• с увеличением противодавления воздуха, сжатого в камере сгорания (рис. 6.2б);
• при переходе к меньшим диаметрам сопловых отверстий форсунки (рис. 6.2в).

а

б в

Рис. 6.2. Распыливания топлива

Однако уменьшение среднего диаметра капель не всегда сопровождается улучшением работы двигателя. Это объясняется тем, что более мелкие капли топлива, обладая меньшей массой, не имеют возможности пробиться через плотный воздух во все части камеры сгорания, и некоторые из них ввиду недостатка кислорода не сгорают.

Поэтому в процессе впрыска важно стремиться к образованию мелких капель топлива и, одновременно, чтобы капли обладали способностью глубокого проникновения по всем направлениям в среде сжатого воздуха в камере сгорания. Проникновение капель в среду сжатого воздуха зависит от дальнобойности струи топлива.

При пониженной дальнобойности струи капли топлива не могут проникнуть в наиболее отдаленные участки камеры сгорания, происходит неполное сгорание, удельный расход топлива возрастает, мощность двигателя снижается.

Повышенная дальнобойность струи приводит к тому, что часть капель, не успев воспламениться, оседает на стенках камеры сгорания и днище поршня. При сгорании эти капли образуют нагар, удельный расход топлива возрастает, мощность двигателя снижается.

Дальнобойность струи топлива в основном зависит от двух факторов:

• давления впрыска (рис. 6.3а),
• противодавления воздуха в камере сгорания (рис. 6.3б).

Как уже отмечалось выше, на качество распыливания и равномерность распределения капель топлива большое влияние оказывает движение потоков воздуха в камере сгорания. Это достигается применением соответствующей формы камеры сгорания в днище поршня, применением разделенных камер и другими мерами, позволяющими осуществить такое движение потоков воздуха, при котором его скорость и направление улучшают распыливание и распределение капель топлива в камере сгорания.

а

б

Рис. 6.3. Дальнобойность струи топлива

Форма камеры сгорания должна:

• соответствовать направлению и дальнобойности струи впрыскиваемого топлива;
• обеспечивать организованное движение потока воздуха, интенсивное перемешивание топлива и воздуха, полное сгорание топлива в короткий период при наименьшем количестве воздуха;
• плавное нарастание давления в цилиндре, умеренное максимальное давление при сгорании и минимальные тепловые потери;
• создавать условия для облегченного запуска двигателя.

По конструкции дизельные двигатели разделяются на две основные категории: с неразделенными и разделенными камерами сгорания. Неразделенные камеры имеют только одно отделение, в котором происходит и смесеобразование, и сгорание топлива. Разделенные камеры разделены на две части: основную и дополнительную, соединены между собой горловиной. При этом топливо впрыскивается в дополнительную камеру.

По способу различают объемное, пленочное и комбинированное смесеобразование.

При объемном смесеобразовании топливо распыливается в объеме камеры сгорания и лишь небольшая часть его попадает в пристеночный слой. Объемное смесеобразование осуществляется в неразделенных камерах сгорания.

Пленочное смесеобразование применяется в ряде конструкций камер сгорания, когда почти все топливо направляется в пристеночную зону. В центральную часть камеры сгорания попадает приблизительно 5–10% впрыскиваемого форсункой топлива. Остальная часть топлива распределяется на стенках камеры сгорания в виде тонкой пленки (10–15 мкм). Первоначально воспламеняется часть топлива, попавшая в центральную часть камеры сгорания, где обычно отсутствует движение заряда и устанавливается наиболее высокая температура. В дальнейшем, по мере испарения и смешения с воздухом, горение распространяется на основную часть топлива, направленную в пристеночный слой. При пленочном смесеобразовании требуется менее тонкое распыливание топлива. Применяют форсунки с одним сопловым отверстием. Давление впрыска топлива не превышает 17–20 МПа. Пленочное смесеобразование по сравнению с объемным обеспечивает лучшие экономические показатели двигателя, упрощает конструкцию топливной аппаратуры. Основным недостатком являются низкие пусковые свойства двигателя при низких температурах в связи с малым количеством топлива, участвующего в первоначальном сгорании. Этот недостаток устраняют путем подогрева воздуха на впуске или за счет увеличения количества топлива, участвующего в образовании начального очага сгорания.

Комбинированное смесеобразование получается при меньших диаметрах камеры сгорания, когда часть топлива достигает ее стенки и концентрируется в пристеночном слое. Другая часть капель топлива располагается во внутреннем объеме заряда. На поверхности камеры оседает примерно 50% топлива. При впуске в камере не создается вращательного движения заряда. Заряд приводится в движение при вытеснении его из надпоршневого пространства в камеру сгорания, и создается вихрь. Скорость движения заряда достигает 40–45 м/с. Отличительной особенностью от пленочного смесеобразования является встречное движение струй топлива и заряда, вытесняемого из надпоршневого пространства, что способствует увеличению количества топлива, взвешенного в объеме камеры сгорания, и сближает процесс с объемным смесеобразованием. Форсунки применяют с распылителями, имеющими 3–5 сопловых отверстий.

Камеры сгорания с непосредственным впрыском. В дизельных двигателях с такими камерами топливо впрыскивается непосредственно в камеру сгорания форсункой с рабочим давлением 15–30 МПа, имеющей многодырчатые распылители (5–7 отверстий) с малым диаметром сопловых каналов (0.15–0.32 мм). Столь высокие давления впрыска применяются ввиду того, что в данном случае распыливание топлива и перемешивание его с воздухом достигается главным образом за счет кинетической энергии, сообщаемой топливу при впрыске. Для равномерного распределения топлива в камере форсунки таких двигателей часто выполняют с несколькими отверстиями.

На рис. 6.4 показаны камеры сгорания двигателей с непосредственным впрыском, обеспечивающие объемное смесеобразование.

а б

Рис. 6.4. Неразделенные камеры сгорания для объемного смесеобразования:

а – полусферическая, б – тороидальная

а – типа дизелей МАН, б – типа “Гессельман”

Кроме указанной выше, при пленочном смесеобразовании камеру сгорания выполняют тарелкообразной (рис. 6.6б). Струя топлива из форсунки, ввиду малого расстояния, достигает дна камеры и оседает в виде пленки.

Струи топлива попадают на стенку под острым углом и совершают сравнительно малый путь. На конической поверхности камеры оседает примерно 50% топлива.

Основное достоинство камер сгорания с непосредственным впрыском по сравнению с камерами других разновидностей заключается в следующем.

1. Простая и компактная форма камеры сгорания обеспечивает меньшие тепловые потери в процессе сгорания и более высокий эффективный КПД.
2. Менее интенсивное охлаждение воздуха в период сжатия (компактность камеры и сравнительно небольшое вихревое движение воздуха) создает условия для облегчения пуска. Время для пуска двигателя с непосредственным впрыском в 1.8–3.6 раза меньше, чем для пуска двигателей с другими камерами сгорания.
3. Конструкция головки цилиндра упрощается.

Недостатки камер сгорания с непосредственным впрыском состоят в следующем.

1. Смесеобразование происходит при больших давлениях впрыска (до 30 МПа). Это повышает требования к топливоподающей аппаратуре.
2. Процесс сгорания характеризуется значительными давлениями. Скорость нарастания давления при этом высокая. В связи с увеличением нагрузки на кривошипно-шатунный механизм приходится увеличивать запас прочности узлов двигателя.
3. Малые сопловые отверстия распылителя форсунки (0.1–0.25 мм) требуют точного исполнения и при недостаточно очищенном топливе могут засоряться. Поэтому топливо должно очищаться с большой тщательностью. Незначительные отклонения в качестве топлива от нормы ухудшают работу двигателя.

При этом сгорает от 20 до 30% впрыскиваемого топлива, что соответствует количеству кислорода воздуха, содержащегося в предкамере.

При сгорании части топлива температура и давление в предкамере повышаются. Горящие газы и несгоревшее топливо устремляются из предкамеры в основную камеру. Здесь сгорание топлива продолжается и заканчивается в процессе расширения.

В предкамерных двигателях интенсивное смесеобразование достигается главным образом за счет энергии топлива, частично сгоревшего в предкамере. Эта энергия вызывает перепад давления между предкамерой и основной камерой (обычно 1.5 МПа), что создает условия для интенсивного смесеобразования и более тонкого распыления топлива, предварительно распыленного в предкамере.

Смесеобразованию способствует образование вихревых движений воздуха при перемещении его в процессе сжатия из основной камеры в предкамеру. Форсунка таких двигателей обычно выполняется с одним отверстием.

Вихревые камеры. Двигатели с вихревыми камерами, как и предкамерные двигатели, имеют камеру, разделенную на две части (рис. 6.9). Основная камера расположена непосредственно над поршнем и имеет сравнительно небольшой объем. Вихревая камера выполнена в головке цилиндра, имеет обтекаемую форму (шара или сплющенного шара) и охлаждается водой. Ее объем составляет от 50 до 75% всего объема камеры сгорания. Такой объем позволяет вовлечь в вихревое движение большое количество воздуха. Вихревая камера сообщается с основной посредством горловины.

В период сгорания в вихревой камере резко повышается давление. При этом продукты сгорания и несгоревшая часть топлива устремляются в основную камеру. Здесь процесс сгорания продолжается, заканчиваясь при расширении.

В двигателях с вихревыми камерами для смесеобразования используются главным образом вихревые потоки воздуха, создаваемые в процессе сжатия в вихревой камере. Перепад давлений между камерами сравнительно небольшой (обычно 0.6 МПа). Форсунки у таких двигателей применяются обычно с одним отверстием. Давление начала подачи составляет 8–10 МПа.

В дизельных двигателях с разделенными камерами сгорания достигается бездымная работа при малых значениях коэффициента избытка воздуха. Значительно снижаются требования к качеству распыливания топлива, и применяются форсунки закрытого типа с одним сопловым отверстием большого диаметра (1–2 мм). Давление впрыска топлива составляет 12–15 МПа, и обеспечивается мягкая работа двигателя. Эти дизельные двигатели являются наиболее быстроходными из всех дизелей.

Основные недостатки раздельных камер сгорания:

Топливный насос высокого давления (ТНВД) должен удовлетворять следующим требованиям:

• создание высокого давления впрыска, обеспечивающего тонкое распыливание топлива;
• равномерное распределение топлива в камере сгорания;
• точную дозировку порции впрыскиваемого топлива для подачи его в камеру сгорания двигателя;
• впрыск топлива в камеру сгорания в определенный момент рабочего процесса с требуемой продолжительностью;
• создание равных условий впрыска для всех цилиндров многоцилиндрового двигателя.

Топливные насосы высокого давления классифицируются по трем основным признакам: конструктивному исполнению, методу дозирования количеств подаваемого топлива и числу секций.

По конструктивному исполнению топливные насосы бывают золотниковые (плунжерные) и клапанные. Наибольшее распространение получили двигатели с топливным насосом плунжерного типа, в которых необходимое давление создается работой плунжерной пары (плунжер-гильза).

По методу дозирования топлива или изменения цикловой подачи различают насосы с отсечкой и насосы с дросселированием на впуске. Наибольшее применение имеют насосы первого типа, в которых плунжер нагнетает топливо и управляет закрытием и открытием наполнительного и отсечного отверстий гильзы.

Топливные насосы бывают многосекционными и распределительными. У большинства многосекционных насосов секции располагаются в одном корпусе в один или два ряда. При этом одна секция топливного насоса подает топливо только в один цилиндр дизеля. Секции приводятся в действие от общего кулачкового вала, получающего вращение через шестеренный привод от распределительного вала двигателя. Распределительные насосы имеют одну или две секции (кратное числу цилиндров). Каждая секция может подавать топливо в несколько цилиндров двигателя.

а б в

Рис. 6.12. Схема работы секции насоса

Нагнетание прекращается. Дальнейший подъем плунжера сопровождается перетеканием топлива через окно в подводящий канал. Этот процесс называется перепуском. В момент, когда плунжер достигнет верхнего положения, возвратная пружина начинает разжиматься, плунжер постепенно опускается, и весь процесс повторяется.

Регулирование количества подаваемого топлива производится поворотом плунжера. При повороте плунжера вокруг своей оси изменяется взаиморасположение винтовой кромки и впускного окна. Поэтому при подъеме плунжер будет раньше или позже подходить к нижней кромке впускного окна, момент отсечки топлива и прекращение нагнетания наступит раньше или позже, и количество нагнетаемого к форсунке топлива изменится.

Таким образом, при регулировании количества подаваемого топлива поворотом плунжера продолжительность нагнетания определяется расстоянием от верхнего среза плунжера до винтовой кромки, находящейся в данный момент у вершины впускного окна гильзы.

В рассматриваемой схеме регулирование количества подаваемого топлива достигается смещением конца подачи топлива. Момент начала подачи остается неизменным.

Нагнетательный клапан обеспечивает четкую отсечку подачи топлива за счет разгрузочного цилиндрического пояска (рис. 6.13).

Форсунки впрыскивают топливо, нагнетаемое насосом, в камеру сгорания двигателя.

Конструкция и месторасположение форсунки, а также давление впрыска зависят от принятого способа смесеобразования и формы камеры сгорания.

По конструктивному исполнению форсунки разделяются на две группы: открытые и закрытые.

Открытые форсунки не имеют запорной иглы, разобщающей полость форсунки и камеру сгорания после прекращения впрыска. В открытых форсунках необходимое давление создается гидравлическим сопротивлением в сопловых отверстиях и скоростью нагнетания топлива. Впрыск производится с большими скоростями, что улучшает распыливание. Открытые форсунки широкого распространения не получили.

Закрытые форсунки, имеющие распылитель с одним отверстием, бывают штифтовые и бесштифтовые. Различные конструкции распылителей закрытых форсунок показаны на рис. 6.15.

Штифтовыми называют форсунки, у которых запорная игла имеет на конце штифт, придающий струе топлива желаемый конус (рис. 6.15г).

а б в г

Рис. 6.15. Конструкции распылителей

Бесштифтовые распылители имеют одно или два дросселирующих сечения. Первое сечение расположено в седле иглы, и его проходная площадь зависит от подъема иглы. Второе сечение находится в сопловом отверстии, и его площадь неизменна. У распылителей такого рода площадь сопловых отверстий при впрыске не изменяется. Бесштифтовые распылители выполняются с одним (рис. 6.15а, в) или несколькими отверстиями (рис. 6.15б).

Штифтовые распылители имеют два переменных по площади дросселирующих сечения: первое – в седле, второе – в сопловом отверстии. У распылителей такого рода проходная площадь соплового отверстия зависит от подъема иглы и конструкции штифта.

Хотя конструктивное исполнение закрытых форсунок сложнее, они получили преобладающее распространение в автотракторных двигателях.

кого давления нагнетается в форсунку.

Таким образом, полный объем секции насоса будет составлять:

Таким образом, фактический объем впрыскиваемого топлива составляет:

Из выражения следует, что . Подставив полученное значение в уравнение для объема насосной секции, имеем:

Для насосов золотникового типа и

Следовательно,

откуда:

Объем топлива, впрыскиваемый в цилиндр двигателя за один цикл, может быть определен по выражению:

п – число оборотов двигателя;

Основные размеры насоса определяются из равенства:

Отношение хода плунжера к диаметру у насосов составляет:

Плунжер и гильза являются прецизионной парой, и поэтому их размеры стандартизованы (табл.).

Соотношение диаметра плунжера и его хода

Диаметр плунжера, при выбранном его ходе, определяется по формуле:

Форсунка. Расчет основных размеров открытой форсунки сводится к определению диаметра отверстий. Число отверстий форсунки назначается в соответствии с принятым способом смесеобразования, формой и размерами камеры сгорания. Диаметр отверстия форсунки находится в зависимости от давления впрыска, продолжительности подачи и количества топлива, впрыскиваемого за цикл.

Количество топлива, впрыскиваемого форсункой за один рабочий ход двигателя, может быть определено по выражению:

Если определено количество топлива, впрыскиваемого форсункой за один рабочий ход, проходное сечение отверстий форсунки определяется согласно уравнению расхода:

Скорость истечения топлива из отверстия форсунки не является постоянной. За период впрыскивания скорость истечения изменяется в зависимости от изменения давления впрыска и противодавления в цилиндре. При выборе размеров форсунки в расчетах принимают среднюю скорость истечения топлива, определяемую по выражению:

Площадь отверстий форсунки определяется выражением:

где Z – количество отверстий форсунки.

Тогда диаметр отверстия форсунки определится выражением:

Определение основных размеров закрытой форсунки – более сложная задача.

Рис. 7.1. Системы пуска ДВС

Пуск электростартером является наиболее часто применяемым способом пуска автомобильных двигателей. Для пуска тракторных двигателей лесозаготовительной техники электростартеры применяют в редких случаях.

Пневматические стартеры устанавливают на двигатели в некоторых, очень редких случаях. Это специальные воздушные двигатели, в которые поступает сжатый воздух из баллонов.

Сжатый воздух при пуске двигателя может подаваться также непосредственно в его цилиндры (пневматический пуск). Перед пуском некоторых двигателей сжатый воздух подается в баллоны от специального карбюраторного двигателя, соединенного с компрессором.

Инерционные стартеры применяют для пуска автомобильных и тракторных двигателей. Принцип действия этих стартеров основан на использовании кинетической энергии специального маховика. Этот маховик перед пуском двигателя раскручивается от руки или от электродвигателя до большого числа оборотов, после чего вращение маховика при помощи механизма включения передается коленчатому валу.

В некоторых конструкциях вместо специального маховика используют маховик двигателя, устанавливаемый в этом случае на коленчатом валу свободно и соединяющийся с ним через фрикционную муфту. Во время пуска двигателя маховик при выключенной муфте раскручивается от руки до необходимых оборотов, после чего муфта включается и коленчатый вал с маховиком вращаются как одно целое.

Пусковое число оборотов – число оборотов коленчатого вала, необходимое для обеспечения пуска, зависит от типа двигателя.

Пусковое число оборотов карбюраторных двигателей должно обеспечивать: 1) образование в конце хода сжатия смеси, находящейся в пределах воспламеняемости; 2) получение интенсивной искры, достаточной для воспламенения рабочей смеси; 3) получение температур и давлений смеси, достаточных для повышения числа оборотов коленчатого вала от пусковых до устойчивых.

Пусковое число оборотов дизелей должно быть достаточным для обеспечения надежного воспламенения впрыскиваемого в цилиндр топлива. При малом числе оборотов процесс сжатия протекает относительно медленно, что является причиной повышенного теплообмена между сжимаемыми газами и поверхностью соприкасающихся с ними деталей, значительной утечки этих газов через поршневые кольца и, как следствие, причиной недостаточно высоких температур конца сжатия. Кроме того, температура в конце процесса сжатия зависит от температуры воздуха, подаваемого в цилиндры (рис. 7.2).

Рис. 7.2. Температура в конце процесса сжатия

Мощность пускового устройства – мощность, достаточная для прокручивания коленчатого вала с пусковым числом оборотов.

Мощность, необходимая для вращения коленчатого вала, КВт:

где М_сопр – момент сопротивления вращению коленчатого вала, Нм.

Сопротивление вращению коленчатого вала зависит от многих причин, в том числе от теплового состояния двигателя. С понижением температуры двигателя сопротивление возрастает. В дизельных ДВС высокие давления конца сжатия и большие величины поверхностей трения и масс движущихся деталей являются причиной значительных сопротивлений.

Момент сопротивления вращению коленчатого вала равен:

Для карбюраторных ДВС k = 35–40 Hм/л, для дизельных ДВС k = 60–70 Hм/л.

Мощность пускового устройства (КВт) равна:

Повышение агрегатных мощностей современных двигателей с принудительным воспламенением рабочей смеси достигается, как правило, повышением степени сжатия, увеличением частоты вращения коленчатого вала и числа цилиндров. В этих условиях возрастают требования, предъявляемые к системе зажигания. При увеличении степени сжатия и работе двигателя на обедненной смеси необходимо увеличивать электрическое напряжение между электродами свечи зажигания и энергию электрической искры.

Повышение частоты вращения коленчатого вала и числа цилиндров двигателя приводит к возрастанию числа искровых разрядов в единицу времени и сокращению продолжительности каждого из них. При этом энергия искрового разряда должна быть достаточной для надежного воспламенения рабочей смеси, имеющей различные параметры и состав.

Для своевременного воспламенения рабочей смеси необходимо изменять угол опережения зажигания при изменении скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя.

Рис. 8.1. Принципиальная схема батарейной системы зажигания

Рабочий процесс индукционной катушки разделяется на три периода:

1. замыкание механическим прерывателем первичной цепи и нарастание в ней тока;
2. размыкание механическим прерывателем цепи первичного тока и возникновение ЭДС высокого напряжения во вторичной обмотке;

1. искровой разряд между электродами запальной свечи.

К моменту размыкания контактов механического прерывателя первичный ток возрастает до величины, равной:

Приведенное выражение характеризует нарастание первичного тока после замыкания механического прерывателя. Из выражения следует, что при прочих равных условиях ток в первичной обмотке возрастает с увеличением времени, замкнутого состояния контактов механического прерывателя.

Для четырехтактного ДВС число искр за секунду

Время замкнутого состояния контактов (1-й период), с:

n – число оборотов двигателя;

i – число цилиндров.

Из выражения следует, что при прочих равных условиях с увеличением оборотов двигателя ток, соответствующий моменту размыкания, уменьшается.

Во время замкнутого состояния контактов по мере увеличения первичного тока возрастает и магнитное поле. Магнитное поле индуктирует ЭДС самоиндукции в первичной обмотке и одновременно ЭДС во вторичной обмотке. В этот период ЭДС во вторичной обмотке имеет отрицательное направление (рис. 8.2) и сравнительно небольшую величину (из-за медленного нарастания первичного тока), а поэтому недостаточна для образования искрового разряда между электродами свечи.

В магнитном поле, образованном в сердечнике индукционной катушки, непосредственно перед размыканием контактов механического прерывателя накапливается энергия, равная:

Из равенства энергий следует, что:

или

Учитывая, что отношение числа витков первичной и вторичной обмоток , и производя подстановку и соответствующие преобразования, получим величину вторичного напряжения:

Приведенное выражение показывает, что максимальное напряжение во вторичной обмотке тем больше, чем выше первичный ток в момент размыкания, чем больше индуктивность цепи индукционной катушки, чем больше витков вторичной обмотки и чем меньше емкость “условных” конденсаторов.

Уравнение может быть преобразовано путем подстановки значения первичного тока, тогда:

Пробивное напряжение увеличивается с увеличением степени сжатия (рис. 8.3а), понижением числа оборотов, увеличением нагрузки двигателя (рис. 8.3б) и по мере обеднения смеси (рис. 8.3в).

В зависимости от указанных условий пробивное напряжение изменяется в широких пределах: от 3600 до 12 500 В.

При работе прогретого двигателя с малой нагрузкой требуется наименьшее пробивное напряжение, от 3500 до 4500 В. Наибольшее пробивное напряжение необходимо при пуске холодного двигателя, а также в период работы двигателя на малых оборотах с полной нагрузкой.

Искровой разряд разделяется на две фазы: емкостную и индуктивную.

Для своевременного воспламенения рабочей смеси необходимо изменять угол опережения зажигания при изменении скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя.

Индикаторные диаграммы, снятые при работе с различными углами опережения зажигания, показаны на рис. 8.4.

Рис. 8.4. Индикаторные диаграммы при различных углах опережения зажигания

Сопоставление диаграмм показывает, что если угол опережения выбран правильно, то площадь диаграммы, а следовательно, пропорциональная ей мощность значительно больше, чем при отклонении угла в сторону раннего или позднего зажигания.

Изменение угла опережения зажигания в зависимости от числа оборотов производится автоматически центробежным регулятором (рис. 8.5а).

а б

Рис. 8.5. Изменение угла опережения зажигания в зависимости от числа оборотов (а) и нагрузки (б)

По мере открытия дроссельной заслонки, а следовательно, нагрузки на двигатель, процентное содержание остаточных газов в рабочей смеси уменьшается, а скорость сгорания увеличивается. Изменение оптимального угла опережения зажигания в зависимости от нагрузки показано на рис. 8.5б. Следовательно, при постоянном числе оборотов с увеличением нагрузки угол опережения зажигания необходимо уменьшать. Это производится автоматически вакуум-корректором.

Центробежный регулятор и вакуум-корректор действуют независимо один от другого. Поэтому при совместном действии задаваемые каждым из регуляторов углы опережения зажигания суммируются. Совместное действие центробежного регулятора и вакуум-корректора показано на рис. 8.6.

Рис. 8.6. Совместное действие центробежного и вакуумного автоматов

Величина ЭДС, индуктирующейся во вторичной обмотке, зависит от скорости исчезновения магнитного поля. Чем больше эта скорость, тем выше ЭДС. Но увеличению скорости исчезновения магнитного поля в первичной обмотке препятствует явление самоиндукции.

Самоиндукция сказывается не только при размыкании, но и при замыкании цепи первичного тока (изменение поля). При замыкании цепи ток самоиндукции имеет направление, противоположное основному току, что замедляет скорость его нарастания.

При размыкании первичной цепи индуктируемая ЭДС достигает в ней 200–300 В, а ток самоиндукции имеет направление, совпадающее с направлением основного тока. Это замедляет исчезновение тока в первичной цепи.

Таким образом, при замыкании контактов прерывателя замедляется скорость нарастания тока, а при размыкании не только замедляется скорость исчезновения магнитного поля и понижается ЭДС во вторичной обмотке, но и образуется дуга между контактами механического прерывателя, что приводит к интенсивному их обгоранию.

Характер нарастания и исчезновения тока в первичной обмотке индукционной катушки без конденсатора и при его наличии показан по рис. 8.7.

Рис. 8.7. Изменение тока в первичной обмотке индукционной катушки

На основе анализа приведенного графика можно сделать следующие выводы:

• При замыкании механического прерывателя ток в первичной обмотке нарастает замедленно и постепенно, что является следствием образования ЭДС самоиндукции.
• При наличии конденсатора, включенного параллельно механическому прерывателю, исчезновение тока происходит значительно быстрее.

Следовательно, конденсатор служит для увеличения скорости исчезновения первичного тока и магнитного поля индукционной катушки (что повышает ЭДС, индуктируемую во вторичной обмотке, и обеспечивает надежный искровой разряд между электродами свечи), а также для уменьшения искрообразования между контактами, предохраняя их от обгорания и увеличивая срок службы.

Добавочное сопротивление (вариатор) выполняется из материала, сопротивление которого при нагревании значительно увеличивается (например, железо или ряд его сплавов).

Характеристика изменения сопротивления вариатора сложная. Вначале по мере увеличения тока, а следовательно, и температуры проволоки, ее сопротивление возрастает незначительно. При дальнейшем повышении тока сопротивление резко возрастает. Таким образом, в зависимости от величины проходящего тока величина добавочного сопротивления автоматически изменяется.

На малых оборотах двигателя, когда время замкнутого состояния контактов прерывателя значительно, а первичный ток почти достигает максимальной величины, температура и сопротивление вариатора резко увеличиваются. При этом ток не превышает допускаемой величины.

С увеличением числа оборотов двигателя, когда время замкнутого состояния контактного прерывателя уменьшается, первичный ток не успевает достигнуть максимальной величины и его среднее значение уменьшается. При этом температура, а также сопротивление вариатора резко снижаются, а напряжение, создаваемое индукционной катушкой, возрастает.

Таким образом, вариатор на малых оборотах двигателя защищает первичную обмотку индукционной катушки от чрезмерного повышения первичного тока, а с увеличением оборотов двигателя поддерживает необходимую величину первичного тока и способствует повышению напряжения во вторичной цепи.

При зажигании от магнето ток низкого напряжения имеет переменное направление и, будучи преобразованным в ток высокого напряжения, используется только для воспламенения смеси.

Зажигание от магнето в настоящее время применяется у пусковых двигателей дизельных тракторов, в двигателях передвижных электростанций и ряда других.

По конструктивному исполнению магнето бывают: с вращающимся якорем, с вращающимся магнитным коммутатором или с вращающимся магнитом. В настоящее время преобладающее распространение имеет магнето с вращающимся магнитом, принципиальная схема, рабочий процесс и конструкция которого рассматриваются далее.

Рис. 8.8. Зажигание от магнето

Рабочий процесс магнето заключается в следующем. При вращении ротора магнето между полюсными башмаками стоек сердечника через сердечник проходит магнитный поток, пересекающий витки обмоток. За один полный оборот ротора магнитный поток, непрерывно изменяясь, дважды достигает максимальной величины (0 и 180°) и дважды меняет направление.

При вращении ротора в первичной обмотке индуктируется ЭДС, величина которой непрерывно изменяется. Согласно закону электромагнитной индукции ЭДС пропорциональна скорости изменения магнитного потока.

За один оборот ротора ЭДС, индуктируемая в первичной обмотке, дважды достигает максимального значения (90 и 270°). Это происходит в моменты наибольшей скорости изменения магнитного потока, проходящего через сердечник. При положениях ротора, соответствующих 0 (360) и 180, когда скорость изменения магнитного потока равна нулю, ЭДС в первичной обмотке также равна нулю.

В периоды, когда первичная цепь замкнута механическим прерывателем, ЭДС, индуктируемая в первичной обмотке, создает ток. Но первичный ток достигает максимальной величины не в моменты, при которых ЭДС имеет максимальные значения (90 и 270°), а несколько позже. Отставание первичного тока от ЭДС объясняется явлением самоиндукции первичной обмотки.

В моменты, когда ток в первичной обмотке достигает максимального значения, механический прерыватель дважды за один оборот ротора размыкает первичную цепь, а во вторичной обмотке индуктируется ЭДС высокого напряжения.

Ток высокого напряжения поступает к распределителю, а затем по проводам высокого напряжения к свече и, пробивая искровой промежуток между ее электродами, воспламеняет рабочую смесь. Так как преобразование тока низкого напряжения в ток высокого напряжения в магнето подобно тому же процессу при батарейном зажигании, то максимальная величина вторичного напряжения может быть определена по уравнению:

Величина первичного тока (переменного) магнето равна:

п – число оборотов ротора магнето;

В – коэффициент пропорциональности.

В результате получим:

Установлено, что наибольшего значения ток в первичной цепи достигает в тот момент, когда ротор поворачивается от своего центрального положения (90, 270°) на 8–10°. В этот момент и должно производиться размыкание контактов механического прерывателя.

При зажигании от магнето напряжение, создаваемое вторичной обмоткой, с увеличением числа оборотов двигателя увеличивается.

Сопоставление вторичного напряжения в зависимости от числа оборотов позволяет сделать следующие выводы.

1. В период пуска и на малых оборотах батарейное зажигание обеспечивает более высокое напряжение, чем зажигание от магнето. Это облегчает пуск двигателей, снабженных батарейным зажиганием.

2. С увеличением оборотов магнето развивает достаточно высокое напряжение и обеспечивает надежный искровой разряд. Напряжение же, создаваемое батарейным зажиганием, значительно падает, что на больших оборотах может привести к перебоям зажигания.

Из приведенного сопоставления следует, что зажигание от магнето наиболее пригодно для двигателей, преобладающее время работающих с полной нагрузкой (тракторные). Батарейное зажигание наиболее пригодно для двигателей, преобладающее время работающих на малых и средних оборотах и нагрузках с частыми остановками и запусками (автомобильные).

Кроме того, следует учесть, что батарейное зажигание обеспечивает электроэнергией вспомогательные приборы; при зажигании же от магнето это невыполнимо.

С ростом частоты вращения двигателя обычная батарейная система зажигания перестает удовлетворять требованиям эксплуатации (особенно многоцилиндровых двигателей). Уменьшение времени замкнутого состояния контактов, усиливающиеся с увеличением частоты вращения инерционные явления в системе и явления, обусловленные токами самоиндукции, существенно уменьшают напряжение на электродах свечи зажигания. Применение электронных приборов позволяет снизить силу тока в первичной цепи системы зажигания. Вследствие этого повышается надежность системы зажигания и стабильность ее работы в большом диапазоне изменения частоты вращения двигателя.

Электронные системы зажигания отличаются от обычных систем наличием в первичной цепи транзистора, на базу которого подается управляющий импульс либо от прерывателя (электронная контактная система зажигания), либо от датчика (электронная бесконтактная система зажигания).

В электронной контактной системе зажигания в цепи прерывателя возникает слабый ток базы – ток управления транзистором, в результате чего значительно улучшаются условия работы контактов прерывателя. Таким образом, появляется возможность увеличения силы тока в цепи первичной обмотки катушки зажигания. Управление током базы выполняют датчики импульсов.

Датчики импульсов делятся на параметрические и генераторные. В параметрических датчиках изменяются те или иные параметры управляющей цепи (сопротивление, индуктивность, взаимоиндуктивность), вследствие чего изменяется сила тока базы. Генераторные датчики (магнитоэлектрические, фотоэлектрические и др.) являются источниками питания управляющей цепи.

Рис. 8.9. Схема бесконтактной системы зажигания

Устойчивый режим двигателя, работающего вхолостую на минимальном числе оборотов, необходим при прогреве двигателя и кратковременных стоянках.

Такая работа двигателя возможна при условии равенства индикаторной работы и работы трения, возникающего в сопряженных узлах двигателя. Условия устойчивой работы двигателей различных типов не одинаковы.

У бензиновых и газовых двигателей холостой ход на малых оборотах достигается прикрытием дроссельной заслонки.

Рис. 9.1. Изменение коэффициента наполнения и давления трения в бензиновых и газовых двигателях

Иной характер имеет работа при минимальном числе оборотов дизельных двигателей (рис. 9.2). Здесь холостой ход достигается постоянной малой подачей топлива насосом ?g. При этом коэффициент наполнения остается примерно постоянным. Так как среднее индикаторное давление пропорционально подаче топлива, можно допустить, что кривая подачи топлива представляет кривую среднего индикаторного давления. В то же время среднее давление трения по мере повышения оборотов возрастает. Устойчивый режим двигателя, работающего вхолостую, соответствует точке пересечения кривых.

При изменении среднего давления трения, в связи с изменением теплового состояния двигателя (пунктирные линии на графике), пределы колебаний числа оборотов холостого хода становятся значительными и режим работы двигателя будет неустойчивым. Следовательно, у дизельных двигателей необходимо применять регулирование минимального числа оборотов.

Рис. 9.2. Изменение подачи топлива и давления трения в дизельных двигателях

Ограничение максимального числа оборотов производится как у бензиновых и газовых, так и у дизельных двигателей. Ограничение максимального числа оборотов дает возможность:

• повысить срок службы двигателя, так как на высоких оборотах силовые и тепловые нагрузки достигают больших значений, механические потери возрастают и износ деталей двигателя резко повышается;
• сохранить необходимые условия для качественного протекания рабочего процесса, так как на высоких оборотах процессы наполнения, смесеобразования и сгорания значительно ухудшаются;
• значительно улучшить экономичность двигателя.

Регуляторы, устанавливаемые на автотракторных двигателях, обычно классифицируют по принципу действия и числу регулируемых режимов (рис. 9.3).

По принципу действия регуляторы разделяются на: гидравлические, пневматические, электрические, центробежные и комбинированные.

Действие гидравлических регуляторов основывается на использовании колебаний напора воды, масла или топлива при изменении числа оборотов. Регуляторы такого действия широкого распространения не получили.

Действие пневматических регуляторов основывается на использовании разрежения во впускном коллекторе, которое изменяется в зависимости от числа оборотов и нагрузки. Такие регуляторы применяются у карбюраторных двигателей для ограничения максимальных оборотов.

Рис. 9.3. Классификация регуляторов

Действие центробежных регуляторов основывается на использовании центробежных сил инерции, возрастающих с увеличением числа оборотов.

Центробежные регуляторы получили широкое распространение у дизельных двигателей и применяются также у карбюраторных и газовых двигателей.

Комбинированными регуляторами являются пневмоцентробежные и электрогидравлические. Комбинированные регуляторы применяются на двигателе ЗИЛ-130.

Регуляторы карбюраторных и газовых двигателей воздействуют на дроссельную заслонку карбюратора или смесителя, регулятор дизельных двигателей – на рейку топливного насоса.

По числу регулируемых режимов регуляторы разделяются на однорежимные, двухрежимные и всережимные.

Однорежимные регуляторы предназначаются для ограничения максимального числа оборотов. Они получили применение у бензиновых и газовых двигателей.

Двухрежимные регуляторы обеспечивают устойчивую работу двигателя на минимальных оборотах холостого хода и ограничивают максимальное число оборотов. В настоящее время они применяются редко на автомобильных дизельных двигателях.

Рис. 9.4. Однорежимный регулятор

Рис. 9.5. Двухрежимный регулятор

При установившемся скоростном режиме существует равновесие между центробежной силой грузов и приведенной к оси регулятора силой самой пружины.

Рис. 9.6. Всережимный регулятор

При полном сгорании углеводородов конечными продуктами являются углекислый газ и вода. Однако полного сгорания в поршневых ДВС достичь технически невозможно. Сегодня порядка 60% из общего количества вредных веществ, выбрасываемых в атмосферу крупных городов, приходится на автомобильный транспорт.

В состав отработавших газов ДВС входит более 200 различных химических веществ. Среди них:

• продукты неполного сгорания в виде оксида углерода, альдегидов, кетонов, углеводородов, водорода, перекисных соединений, сажи;
• продукты термических реакций азота с кислородом – оксиды азота;
• соединения неорганических веществ, которые входят в состав топлива, – свинца и других тяжелых металлов, диоксид серы и др.;
• избыточный кислород.

Количество и состав отработавших газов определяются конструктивными особенностями двигателей, их режимом работы, техническим состоянием, качеством дорожных покрытий, метеоусловиями. На рис. 10.1 показаны зависимости содержания основных веществ в составе отработавших газов.

В табл. 10.1 приведена характеристика городского ритма движения автомобиля и усредненные значения выбросов в процентах к их суммарному значению за полный цикл условного городского движения.

Таблица 10.1

Характеристика городского ритма движения автомобиля

Причиной образования углеводородов (СН) является неоднородность состава горючей смеси в камере сгорания двигателя, а также неравномерность температуры и давления в различных ее частях. В некоторых зонах цилиндра (паразитных объемах) топливо практически не сгорает, так как происходит обрыв цепной реакции окисления углеводородов.

Отдельные углеводороды СН (бензапирен) являются сильнейшими канцерогенными веществами, переносчиками которых могут быть частички сажи.

При работе двигателя на этилированных бензинах образуются частицы твердого оксида свинца вследствие распада тетраэтилсвинца. В отработавших газах они содержатся в виде мельчайших частиц размером 1–5 мкм, которые долго сохраняются в атмосфере. Присутствие свинца в воздухе вызывает серьезные поражения органов пищеварения, центральной и периферической нервной системы. Воздействие свинца на кровь проявляется в снижении количества гемоглобина и разрушении эритроцитов.

Состав отработавших газов дизельных двигателей отличается от бензиновых (табл. 10.2). В дизельном двигателе происходит более полное сгорание топлива. При этом образуется меньше окиси углерода и несгоревших углеводородов. Но, вместе с этим, за счет избытка воздуха в дизеле образуется большее количество оксидов азота.

Кроме того, работа дизельных двигателей на определенных режимах характеризуется дымностью. Черный дым представляет собой продукт неполного сгорания и состоит из частиц углерода (сажи) размером 0.1–0.3 мкм. Белый дым, образующийся в основном при работе двигателя на холостом ходу, состоит, главным образом, из альдегидов, обладающих раздражающим действием, частичек испарившегося топлива и капелек воды. Голубой дым образуется при охлаждении на воздухе отработавших газов. Он состоит из капелек жидких углеводородов.

Особенностью отработавших газов дизельных двигателей является содержание канцерогенных полициклических ароматических углеводородов, среди которых наиболее вреден диоксин (циклический эфир) и бензапирен. Последний, так же как и свинец, относится к первому классу опасности загрязняющих веществ. Диоксины и близкие им соединения во много раз токсичнее таких ядов, как кураре и цианистый калий.

Таблица 10.2

Количество токсичных компонентов (в г),

образующееся при сгорании 1 кг топлива

В отработавших газах обнаружен также акреолин (особенно при работе дизельных двигателей). Он имеет запах пригорелых жиров и при содержании более 0.004 мг/л вызывает раздражение верхних дыхательных путей, а также воспаление слизистой оболочки глаз.

Вещества, содержащиеся в выхлопных газах автомобилей, могут вызвать прогрессирующие поражения центральной нервной системы, печени, почек, мозга, половых органов, летаргию, синдром Паркинсона, пневмонию, эндемическую атаксию, подагру, бронхиальный рак, дерматиты, интоксикацию, аллергию, респираторные и другие заболевания. Вероятность возникновения заболеваний возрастает по мере увеличения времени воздействия вредных веществ и их концентрации.

В 1970 году в Соединенных Штатах был принят закон, в соответствие с которым уровень токсичных компонентов в отработавших газах автомобилей 1975 модельного года должен был быть меньше, чем у машин 1960 года выпуска: СН – на 87%, СО – на 82% и NОх – на 24%. Аналогичные требования были узаконены в Японии и в Европе.

Согласно этим правилам допустимые выбросы вредных веществ с 1993 году были ограничены: по оксиду углерода с 15 г/км в 1991 году до 2.2 г/км в 1996 году, а по сумме углеводородов и оксидов азота с 5.1 г/км в 1991 году до 0.5 г/км в 1996 году. В 2000 году введены еще более строгие нормы (рис. 10.2). Резкое ужесточение норм предусмотрено также и для дизелей грузовых автомобилей (рис. 10.3).

Рис. 10.2. Динамика ограничений вредных выбросов

для автомобилей массой до 3.5 тонн (бензин)

Нормы, введенные для автомобилей в 1993 году, получили название EBPO-I, в 1996 – ЕВРО-II, в 2000 – ЕВРО-III. Введение таких норм вывело европейские правила на уровень стандартов США.

Одновременно с количественным ужесточением норм происходит и их качественное изменение. Вместо ограничений по дымности введено нормирование твердых частиц, на поверхности которых адсорбируются опасные для здоровья человека ароматические углеводороды, в частности бензапирен.

Нормирование выброса твердых частиц ограничивает их количество в значительно больших пределах, чем при ограничении дымности, которая позволяет оценивать только такое количество твердых частиц, которое делает отработавшие газы видимыми.

Рис. 10.3. Динамика ограничений вредных выбросов для дизельных грузовых автомобилей с полной массой более 3.5 т, установленных ЕЭК

Для того чтобы ограничить выброс токсичных углеводородов, вводятся нормы на содержание в отработавших газах безметановой группы углеводородов. Намечается введение ограничений на выброс формальдегида. Предусмотрено ограничение испарений топлива из системы питания автомобилей с бензиновыми двигателями.

Как в США, так и в Правилах ЕЭК ООН регламентируются пробеги автомобилей (80 тыс. и 160 тыс. км), на протяжении которых они должны соответствовать установленным нормам по токсичности.

В России стандарты, ограничивающие выброс вредных веществ автотранспортными средствами, начали вводиться в 70-е годы: ГОСТ 21393-75 “Автомобили с дизелями. Дымность отработавших газов. Нормы и методы измерений. Требования безопасности” и ГОСТ 17.2.1.02-76 “Охрана природы. Атмосфера. Выбросы двигателей автомобилей, тракторов, самоходных сельскохозяйственных и строительно-дорожных машин. Термины и определения”.

В восьмидесятых годах был принят ГОСТ 17.2.2.03-87 “Охрана природы. Атмосфера. Нормы и методы измерений содержания окиси углерода и углеводородов в отработавших газах автомобилей с бензиновыми двигателями. Требования безопасности” и ГОСТ 17.2.2.01-84 “Охрана природы. Атмосфера. Дизели автомобильные. Дымность отработавших газов. Нормы и методы измерений”.

Нормы, в соответствии с ростом парка и ориентацией на аналогичные Правила ЕЭК ООН, постепенно ужесточались. Однако уже с начала 90-х годов российские стандарты по жесткости начали существенно уступать нормам, введенным ЕЭК ООН.

Причины отставания – неподготовленность инфраструктуры эксплуатации автотракторной техники. Для профилактики, ремонта и технического обслуживания автомобилей, оснащенных электроникой и системами нейтрализации, требуется развитая сеть станций технического обслуживания с квалифицированным персоналом, современным ремонтным оборудованием и измерительной аппаратурой, в том числе и на местах.

Действует ГОСТ 2084-77, предусматривающий выпуск в России бензинов, содержащих тетраэтилэтилен свинца. Транспортировка и хранение топлива не гарантируют от попадания в неэтилированный бензин остатков этилированного. Нет условий, при которых владельцы автомобилей с системами нейтрализации были бы гарантированы от заправки бензином с присадками свинца.

С 1 января 1999 года введен ГОСТ Р 51105.97 “Топлива для двигателей внутреннего сгорания. Неэтилированный бензин. Технические условия”. В мае 1999 года Госстандарт принял постановление о введении в действие государственных стандартов, ограничивающих выделение загрязняющих веществ автомобилями. Стандарты содержат аутентичный текст с Правилами № 49 и № 83 ЕЭК ООН и вводятся в действие с 1 июля 2000 г. В том же году был принят стандарт ГОСТ Р 51832-2001 “Двигатели внутреннего сгорания с принудительным зажиганием, работающие на бензине, и автотранспортные средства полной массой более 3.5 т, оснащенные этими двигателями. Выбросы вредных веществ. Технические требования и методы испытаний”. С первого января 2004 года вступил в силу ГОСТ Р 52033-2003 “Автомобили с бензиновыми двигателями. Выбросы загрязняющих веществ с отработавшими газами. Нормы и методы контроля при оценке технического состояния”.

Для выполнения все более ужесточающихся норм по выбросу загрязняющих веществ производители автотракторной техники проводят совершенствование систем питания и зажигания, применение альтернативных топлив, нейтрализацию отработавших газов, разработку комбинированных силовых установок.

Во всем мире большое внимание уделяется замене жидких нефтяных топлив сжиженным углеводородным газом (пропан-бутановая смесь) и сжатым природным газом (метаном), а также спиртосодержащими смесями. В табл. 10.3 приведены сравнительные показатели выбросов вредных веществ при работе ДВС на различных топливах.

Таблица 10.3

Содержание вредных веществ в отработавших газах при испытаниях автомобиля (без нейтрализатора) по ездовому циклу

Преимущества газового топлива – высокое октановое число и возможность применения нейтрализаторов. Однако при их использовании уменьшается мощность двигателя, а большая масса и габариты топливной аппаратуры снижают эксплуатационные показатели автомобиля. К недостаткам газообразных топлив относится также высокая чувствительность к регулировкам топливной аппаратуры. При неудовлетворительном качестве изготовления топливной аппаратуры и при низкой культуре эксплуатации токсичность отработавших газов двигателя, работающего на газовом топливе, может превышать значения бензинового варианта.

В странах с жарким климатом распространение получили автомобили с двигателями, работающими на спиртовых топливах (метаноле и этаноле). Применение спиртов снижает выброс вредных веществ на 20–25%. К недостаткам спиртовых топлив относится существенное ухудшение пусковых качеств двигателя и высокая коррозионная агрессивность и токсичность самого метанола. В России спиртовые топлива для автомобилей в настоящее время не применяются.

Все большее внимание как у нас в стране, так и за рубежом уделяется идее применения водорода. Перспективность этого топлива определяется его экологической чистотой (у автомобилей, работающих на данном топливе, выброс оксида углерода уменьшается в 30–50 раз, оксидов азота в 3–5 раз и углеводородов в 2–2.5 раза), неограниченностью и возобновляемостью сырьевых ресурсов. Однако внедрение водородного топлива сдерживается созданием энергоемких систем хранения водорода на борту автомобиля. Применяемые в настоящее время металлогидридные аккумуляторы, реакторы разложения метанола и другие системы очень сложны и дороги. Учитывая также трудности, связанные с требованиями компактного и безопасного образования и хранения водорода на борту автомобиля, автомобили с водородным двигателем какого-либо заметного практического применения пока не имеют.

Одним из недостатков карбюраторных систем питания является неравномерное распределение топлива по цилиндрам двигателя. Это вызывает неравномерную работу ДВС и невозможность обеднения регулировок карбюратора из-за переобеднения смеси и прекращения горения в отдельных цилиндрах (рост СН) при обогащенной смеси в остальных (большое содержание в отработавших газах СО). Для устранения этого недостатка изменили порядок работы цилиндров с 1–2–4–3 на 1–3–4–2 и оптимизации формы впускных трубопроводов, например, применение ресиверов во впускной магистрали. Кроме этого, под карбюраторы устанавливали различные рассекатели, направляющие потока, впускной трубопровод подогревают. В СССР была разработана и внедрена в массовое производство автономная система холостого хода (ХХ). Эти мероприятия позволили уложиться в требования на режимах ХХ.

С выбросами окислов азота NОх боролись, понижая температуру сгорания горючей смеси. Для этого системы питания как бензиновых, так и дизельных двигателей оснащали устройствами рециркуляции отработавших газов. Система, на определенных режимах работы двигателя, перепускала часть отработавших газов из выпускного во впускной трубопровод.

Инерционность топливодозирующих систем не позволяет создать конструкцию карбюратора, полностью отвечающего всем требованиям точности дозирования для всех режимов работы двигателя, особенно переходных. Для преодоления недостатков карбюратора были разработаны так называемые “инжекторные” системы питания.

Вначале это были механические системы с постоянной подачей топлива в район впускных клапанов. Данные системы позволяли выполнять начальные экологические требования. В настоящее время это электронно-механические системы с фразированным впрыском и обратной связью.

В 70-е годы основным способом снижения количества вредных выбросов было применение все более бедных топливовоздушных смесей. Для их бесперебойного воспламенения потребовалось совершенствование систем зажигания с целью увеличения мощности искры. Сдерживающим факиром в этом служили механический разрыв первичной цепи и механическое распределение высоковольтной энергии. Для преодоления этого недостатка были разработаны контактно-транзисторные и бесконтактные системы.

Сегодня все большее распространение получают бесконтактные системы зажигания со статическим распределением высоковольтной энергии под управлением электронного блока, одновременно оптимизирующего топливоподачу и углы опережения зажигания.

У дизельных двигателей основным направлением совершенствования системы питания явилось повышение давления впрыска. На сегодняшний день нормой является давления впрыска порядка 120 МПа, у перспективных двигателей до 250 МПа. Это позволяет более полно сжигать топливо, снизив содержание в отработавших газах СН и твердых частиц. Так же как и для бензиновых, для дизельных систем питания разработаны электронные системы управления двигателем, которые не позволяют двигателям выходить на режимы дымления.

Разрабатываются различные системы нейтрализации отработавших газов. Так, например, разработана система с фильтром в выпускном тракте, который удерживает твердые частицы выхлопа. После определенной наработки, электронный блок отдает команду на увеличение подачи топлива. Это приводит к росту температуры отработавших газов, что, в свою очередь, приводит к выжиганию сажи и регенерации фильтра.

В тех же 70-х годах стало ясно, что добиться существенного улучшения ситуации с токсичностью без применения дополнительных устройств невозможно, поскольку уменьшение одного параметра влечет увеличение других. Поэтому активно занялись совершенствованием систем нейтрализации отработавших газов.

Системы нейтрализации применялись и ранее для автотракторной техники, работающей в особых условиях, например на прокладке туннелей и разработке шахт.

Существует два основных принципа построения нейтрализаторов – термический и каталитический.

Термический нейтрализатор представляет собой камеру сгорания, которая размещается в выпускном тракте двигателя для дожигания продуктов неполного сгорания топлива – СН и СО. Он может устанавливаться на месте выпускного трубопровода и выполнять его функции. Реакции окисления СО и СН протекают достаточно быстро при температуре свыше 830 °С и при наличии в зоне реакций несвязанного кислорода. Термические нейтрализаторы применяются на двигателях с принудительным воспламенением, в которых необходимая для эффективного протекания термических реакций окисления температура обеспечивается без подачи дополнительного топлива. И без того высокая температура выпускных газов у этих двигателей повышается в зоне реакции в результате догорания части СН и СО, концентрация которых значительно выше, чем у дизелей.

Термический нейтрализатор (рис. 10.4) состоит из корпуса с подводящими (выпускными) патрубками и одной или двух жаровых труб-вставок из жаропрочной листовой стали. Хорошее перемешивание дополнительного воздуха, необходимого для окисления СН и СО, с выпускными газами достигается интенсивным вихреобразованием и турбулизацией газов при перетекании через отверстия в трубах и в результате изменения направления их движения системой перегородок. Для эффективного догорания СО и СН требуется достаточно большое время, поэтому скорость газов в нейтрализаторе задается невысокой, вследствие чего объем его получается сравнительно большим.

Рис. 10.4. Термический нейтрализатор

Однокомпонентные и двухкомпонентные нейтрализаторы окислительного типа дожигают (доокисляют) СО (однокомпонентные) и СН (двухкомпонентные).

Нейтрализатор представляет собой корпус из нержавеющей стали, включенный в систему выпуска. В корпусе располагается блок носителя активного элемента. Первые нейтрализаторы заполнялись металлическими шариками, покрытыми тонким слоем катализатора (см. рис. 10.5).

Рис. 10.5. Устройство каталитического нейтрализатора

В качестве активного вещества использовались: алюминий, медь, хром, никель. Основными недостатками нейтрализаторов первых поколений были низкая эффективность и малый срок службы. Наиболее стойким к “отравляющему” воздействию серных, кремнийорганических и прочих соединений, образующихся вследствие сгорания содержащихся в цилиндре двигателя топлива и масла, оказались каталитические нейтрализаторы на основе благородных металлов – платины и палладия.

Рис. 10.6. Каталитический нейтрализатор с керамическими сотами