Возможные пути их устранения.

    Любые попытки внести изменения в топливную систему с целью экономии топлива приводили к положительному результату только вместе со снижением динамических характеристик автомобиля. Однако в наших условиях горной местности уменьшение мощности в целях экономии топлива приводит к другому затруднению – перегреву на затяжных подъемах. Воздушное охлаждение не позволяет эффективно охлаждать цилиндры двигателя при работе с очень высокими нагрузками. Требовалось вносить изменения в конструкцию двигателя, что стало возможным при его капитальном ремонте.

    Внимательно изучив принципы работы двигателей внутреннего сгорания, я понял, что мощность двигателя можно повысить несколькими путями:

- увеличением объема цилиндров и количества подаваемого топлива;

- увеличением длины хода поршня и соответствующим увеличением степени сжатия топливно – воздушной смеси в цилиндрах;

- увеличением давления сжатия топливно – воздушной смеси в цилиндрах каким – либо другим способом.

Первый вариант мной не рассматривался, так так он приводит к еще большему расходу топлива.

    Второй вариант оказался трудно выполнимым, так как требует изменения конструкции коленчатого вала и удлинения шатунов. Такую работу возможно сделать только в заводских условиях и потому я не разрабатывал этот вариант.

    Разрабатывая третий вариант, я пришел к выводу, что увеличить давление сжатия рабочей смеси в цилиндрах можно двумя способами – уменьшить при сжатии утечку смеси, а при рабочем ходе уменьшить прорыв выхлопных газов в картер двигателя между корпусом цилиндра и корпусом поршня (первый способ), или принудительно нагнетать воздух в цилиндры для создания давления в них еще на стадии впуска (второй способ).

Второй способ достаточно труден в реализации и требует тщательной разработки. В настоящее время я веду разработку конструкции нагнетателя воздуха с ременным приводом, однако более простым, хотя и менее эффективным, является первый способ. Рассмотрим, что нам даст уплотнение зазора между поршнем и стенками цилиндра при работе четырехтактного карбюраторного двигателя, каким является двигатель МеМЗ968ГЭ.

При проектировании и расчете двигателя внутреннего сгорания величина давления в цилиндре при сжатии рабочей смеси (так называемая компрессия) имеет важнейшее значение и оказывает прямое влияние на эффективную мощность двигателя.

Начнем с цикла впуска. Формула расчета давления в конце цикла впуска имеет вид:

Р_а = Р₀ - D Р_а

где Р₀ – плотность заряда (давление в цилиндре) на впуске, D Р_а  - потери воздуха из – за сопротивления впускных каналов и неплотности зазора между поршнем и цилиндром. Здесь мы видим, что уплотнение зазора уменьшает потери при впуске за счет увеличения разрежения в цилиндре при впуске.

    Соответственно мы получаем давление в конце сжатия в соответствии с формулой:

Р_с = Р_а × e ⁿ ,

где Р_а - давление в конце цикла впуска, e - степень сжатия (в нашем случае величина неизменная, зависящая от соотношения длины хода поршня и величины рабочей камеры), n – коэффициент политропности процесса (в нашем случае не изменяющий значения).

Из него мы можем получить среднее эффективное давление рабочего цикла:

p_e= p_i - p_m

где p_i – индикаторное давление рабочего цикла двигателя, прямо пропорциональное давлению при сжатии (p_i = P _c / e - 1), p_m – давление механических потерь на преодоление сопротивления кривошипно – шатунного механизма, сил инерции, возникающих при работе двигателя и сопротивления внешних устройств (генератора, топливного насоса и т.д.), а так же потери при прорыве газов через неплотности газораспределительных клапанов и неплотность между стенками цилиндра и поршнем.

    Эффективная мощность двигателя рассчитывается по формуле:

N_е = р_е V_л n / 30 t,

Из нее мы видим, что мощность прямо пропорциональна среднему эффективному давлению рабочего цикла.

    При дополнительном уплотнении зазора между стенками цилиндра и поршнем мы получаем увеличение заряда при впуске, соответственно получая более высокое давление при сжатии. Это дает нам более высокое среднее эффективное давление рабочего цикла, что приводит к увеличению мощности двигателя.

    В автомобильном двигателе роль уплотнителя между стенками цилиндра и поршнем выполняют компрессионные поршневые кольца. В двигателе МеМЗ 968ГЭ их два – верхнее и нижнее. Поршневая группа обеспечивает такую степень сжатия, которая соответствует давлению компрессии в цилиндрах 9 кг./ см² при объеме цилиндров 1198 см^3. Автомобильные двигатели ВАЗ, АЗЛК, имеющие близкие по значению объемы цилиндров (ВАЗ 2101 – 1200 см³), развивают давление компрессии в цилиндрах 12 кг./см². Такая существенная разница получается за счет больших тепловых зазоров между поршнем и цилиндром в двигателе МеМЗ 968ГЭ из – за малоэффективного воздушного охлаждения.

    При рассмотрении поршневой группы, снятой для ремонта, я обратил внимание на большое расстояние между донышком цилиндра и кольцевой канавкой для установки верхнего поршневого кольца (рис. 1). Я предполагаю,

1,8

что конструкторы двигателя увеличили это расстояние по

7,5

сравнению с поршнями других двигателей с целью увеличения

2,2

79, 7

запаса прочности поршня при

Æ 22,2

работе на низкооктановом бензине. При работе на таком топливе (А – 76) и небольшой

Рисунок 1

мощности двигателя возникает опасность детонации, которая может разрушить перегородку между донышком поршня и канавкой поршневого кольца. Если использовать топлива с более высоким октановым числом (А – 80, АИ – 90), которых не было на момент разработки двигателя и они не могли быть учтены конструкторами, то мы можем исключить возможность возникновения детонации и использовать дополнительный запас прочности поршня.