Основные параметры современных автотракторных двигателей

Тип двигателя	Степень сжатия, ε	Среднее эффективное давление ре , МПа	Номинальная частота вращения nн, мин-1	Средняя скорость поршня Сп, м/с	Литровая мощность Nел, кВт/л	Удельный эффективный расход топлива gе, г/кВт×ч
Карбюраторные двигатели грузовых автомобилей	6…10	0,65…0,90	3000…4000	8…15	15…33	310…315
Дизели с неразделенными камерами сгорания	14…17	0.65…1,20	1800…2400	9…11	11…18	210…235
Дизели с разделенными камерами сгорания	17…21	0,50…0,80	1500…2000	9…11	7,5…15	240…280

 

1.1. Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна λ= R/L для современных автотракторных двигателей составляет 0,21...0,30, причем для быстроходных двигателей обычно применяются длинные шатуны (значения λ малы), для тракторных - относительно короткие.

Следует учитывать, что с увеличением λ повышается вероятность задевания шатуна за нижнюю кромку цилиндра, в связи с чем приходится выполнять вырезы в нижней части цилиндров; увеличивается давление на стенку цилиндра, повышаются потери мощности на трение и ускоряется изнашивание цилиндров и поршней; возрастают силы инерции второго порядка, что также способствует ускорению изнашивания деталей двигателя; уменьшается габаритная высота, масса шатуна и двигателя. Последнее является единственным преимуществом коротких шатунов.

 

1.2. Выбор размеров и числа цилиндров

Выбор размеров и числа цилиндров производится на основе следующих соображений.

Диапазон возможного изменения диаметра цилиндра можно определить, используя зависимость D=f(n_н) для существующих моделей двигателей (рис 1.1). Точки на графиках соответствуют реальным двигателям, степень концентрации точек указывает предпочтительность выбора размеров цилиндра при заданной частоте вращения. Верхние границы заштрихованной области относятся к короткоходным (S/D =0,8...0,9), а нижние - к длинноходным (S/D =1,1...1,2) двигателям. При известных типах двигателя и частоте вращения по рис 1.1 можно определить диапазон предпочтительных диаметров цилиндра. Назначив стандартный D (в мм, округленный на 0 или 5 - для дизелей, или до ближайшего четного числа - для карбюраторных двигателей), по соответствующему соотношению S/D определяют ход поршня S и ориентировочно среднюю скорость поршня

, м/с.

При этом следует помнить, что С_п в определенной степени является показателем тепловой напряженности и динамической нагруженности деталей двигателя и существенное ее повышение (выше значений, указанных в табл. 1.1) нежелательно. В этом случае необходимо увеличить диаметр цилиндра D.

По заданным номинальной мощности N_eн, частоте вращения коленчатого вала n_н, оцененным размерам цилиндра определяют их число i. Следует учитывать, что число цилиндров в свою очередь определяется уровнем форсирования двигателя по мощности, т.е. литровой мощностью.

Для определения литровой мощности N_eл по известному диаметру цилиндра D целесообразно использовать графики N_ел=f(D) (рис. 1.2).

По принятому диаметру цилиндра устанавливают пределы изменения литровой мощности двигателя N_ел и цилиндровую мощность

,

где V_h - рабочий объем цилиндра, л;

D и S - в дм.

При заданной эффективной мощности двигателя N_ен требуемое число цилиндров

i=N_ен/N_ц.

Полученное значение i округляют до ближайшего целого числа, однако желательно исключить значения i = 5, 7, 9...и т.д.

После определения числа цилиндров следует уточнить значение литровой мощности по формуле

.

 

 

 

Рис. 1.1. Диаметр цилиндра двигателя в зависимости от частоты

вращения коленчатого вала:

 

а – для карбюраторных двигателей малых грузовых автомобилей и тракторов (1), карбюраторных двигателей крупных грузовых автомобилей (2);

б – автотракторных дизелей (3), транспортных и стационарных дизелей (4).

 

 

а

б

Рис. 1.2. Зависимости между диаметром цилиндров и литровой мощностью двигателей:

а – автомобильных без наддува (1), тракторных (2);

б – карбюраторных легковых серийных (1), карбюраторных грузовых (2), карбюраторных стационарных (3).

1.3. Выбор камеры сгорания, коэффициента избытка воздуха

и степени сжатия.

 

В настоящее время в тракторных дизелях используются преимущественно неразделенные камеры сгорания с непосредственным впрыском и объемно-пленочным смесеобразованием. Дизели с такими камерами сгорания имеют высокую экономичность и широкие возможности для форсирования по среднему эффективному давлению.

Однако для автомобильных дизелей с частотой вращения n_н >2700 мин^-1 предпочтительнее вихревые камеры, так как они допускают большую степень форсирования по скоростному режиму (до n_н =4500...5000 мин^-1).

Коэффициент избытка воздуха α определяет состав горючей смеси. Его значение зависит от типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания топлива, а также от режима работы двигателя. Для номинального режима работы карбюраторных бензиновых двигателей α =0,85...1,15; газовых с искровым зажиганием - 1,0...1,3; дизелей без наддува с непосредственным впрыском - 1,4...1,8; с наддувом - 1,6...2,0; вихрекамерных 1,3...1,5.

Степень сжатия e определяется способом смесеобразования (внутреннее или внешнее), свойствами топлива, наличием наддува и т.п.

В двигателях с воспламенением от электрической искры ε ограничивается по условию предупреждения явления детонации и выбор ее зависит от антидетонационных свойств применяемого топлива:

Октановое число

топлива 73...76 77...80 81..90 91..100 более 100

 

ε 6,6...7 7,1...7,5 7,6...8,5 8,6...9,5 до 12

 

Необходимо иметь в виду, что повышение степени сжатия увеличивает термический КПД рабочего цикла двигателя и, как следствие - улучшает экономичность, однако одновременно с увеличением ε необходимо применять более дорогое топливо с большим октановым числом.

Для дизелей значение степени сжатия рекомендуется выбирать в следующих пределах: дизели с непосредственным впрыском без наддува ε =15...17; с наддувом ε =13,5...15; вихрекамерные дизели ε =17...20. Для дизелей увеличение ε также способствует повышению термического КПД, но с другой стороны увеличению нагрузки на детали КШМ, уменьшению механического КПД.

 

1.4. Обоснование необходимости наддува дизельного

двигателя и определение его давления.

 

Принятые в п. 1.2. значения литровой мощности двигателя предопределяют уровень среднего эффективного давления

,

где τ - тактность двигателя (для четырехтактных двигателей τ =4).

С другой стороны

,

где H_u - низшая удельная теплота сгорания топлива;

l_o - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива;

h_i - индикаторный КПД;

h_v - коэффициент наполнения;

h_m - механический КПД;

ρ_k - плотность воздуха, кг/м³.

Предварительно приняв h_e =0,25...0,30 - для карбюраторных двигателей и h_e =0,30...0,42 - для дизелей, а также h_v =0,8...0,9 можно определить ρ_k, требуемую для реализации N_ел

.

Тогда по известному значению ρ_k можно определить требуемое давление наддува

,

где p ₀ - давление окружающей среды (p ₀=0,1 МПа);

r ₀ - плотность атмосферного воздуха (r ₀=1,21 кг/м³);

n_k - показатель политропы сжатия в компрессоре, зависящий от его типа и степени совершенства протекающего в нем процесса (для центробежных компрессоров n_k =1,6...2,0).

Если давление наддува r_k окажется ниже 0,14 МПа то следует снизить литровую мощность двигателя N_ел (уменьшить степень форсирования) т.к. при давлении r_k =0,1...0,14 МПа применение системы турбонаддува неэффективно.