Исследования влияния частоты вращения, среднего индикаторного давления, максимального давления сгорания и числа цилиндров на неравномерность хода и крутящего момента рядных и V-образных двигателей Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

-\-

УДК621.43.001.5

Н.А.Гутиева, Л.М.Султанова

ИССЛЕДОВАНИЯ ВЛИЯНИЯ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ, СРЕДНЕГО ИНДИКАТОРНОГО ДАВЛЕНИЯ, МАКСИМАЛЬНОГО ДАВЛЕНИЯ СГОРАНИЯ И ЧИСЛА ЦИЛИНДРОВ НА НЕРАВНОМЕРНОСТЬ ХОДА И КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА РЯДНЫХ И У-ОБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ.

Данная статья рассматривает в современных двигателях неравномерность хода и крутящего момента, которые независимо от числа и расположения цилиндров и кривошипов в значительной мере зависят от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя. Доказано, что показатели неравномерности должны указываться для конкретного режима работы двигателя. Определено, что при равномерном чередовании рабочих ходов в цилиндрах показатели неравномерности работы двигателя с увеличением числа цилиндров уменьшаются по гиперболическому закону с показателем степени, равным ~4/3.

Ключевые слова. Двигатели внутреннего сгорания (ДВС), момент инерции движущихся масс, неравномерность хода ДВС, по углу п.к.в. (по углу поворота коленчатого вала), гармоника крутящего момента, колебательные процессы, судовые дизели Ч8,5/11 и Ч9,5/11, п.д.м. (поступательно движущие массы).

Введение. Отечественные главные и вспомогательные судовые дизели Ч8,5/11 и Ч9,5/11 работают с частотой вращения коленчатого вала п=1500.. .1800 об/мин, в то время как ведущие зарубежные дизелестроительные фирмы выпускают более эффективные дизели аналогичного класса, форсированные по частоте вращения до п=3000.. .3600 об/мин. Поэтому удельные показатели, по которым оценивается качество и конкурентоспособность двигателей, у отечественных дизелей значительно ниже, чем у аналогичных дизелей, выпускаемых зарубежными фирмами, что в условиях рыночной экономики привело к потере рынков сбыта и спаду производства. К путям повышения технического уровня и качества отечественных малоразмерных дизелей относятся повышение их литровой мощности за счет форсирования по частоте вращения и среднему эффективному давлению, а также улучшение топливной экономичности путем перехода от вихрекамерного исполнения на непосредственный впрыск топлива в неразделенную камеру сгорания. Вместе с тем форсирование по частоте вращения сопровождается ухудшением условий протекания рабочего процесса и нагружения деталей кривошипно-шатунного механизма, повышением уровней шума, вибрации и механических потерь. Совместное действие указанных факторов приводит к снижению надежности и ресурса дизелей, а также повышает расход топлива. Увеличение быстроходности дизелей требует решения ряда специальных задач, относящихся к общей динамике двигателя, а именно уравновешивания движущихся масс, обеспечения требуемого уровня неравномерности хода и интенсивности изгибно-крутильных колебаний валопровода, подбор маховых масс, разработка демпфирующих, амортизирующих и уравновешивающих устройств, предупреждающих опасные колебания двигателя на фундаменте.

Постановка задачи. Теоретические и экспериментальные исследования, в частности данные наблюдений в эксплуатации, показывают, что для современных двигателей неравномерность крутящего момента является главной причиной повышенной вибрации в низкочастотной области спектра (20.120 Гц). С форсированием дизеля по среднему эффективному давлению до 1.1,2 МПа амплитуды наиболее сильных гармоник крутящего момента возрастают в 1,5.3 раза, что сопровождается интенсификацией уровня вибрации, несмотря на тенденцию уменьшения коэффициента неравномерности крутящего момента с увеличением среднего эффективного давления. Формулы для

амплитуд вертикальной вибрации (рис.1), колебательной мощности Ег , генерируемой

при вертикальных колебаниях, и уровня вибрации Ь (в дБ) по ускорению от гармоник крутящего момента Ат имеют вид:

к=-

АП1 • £

; (1)

юЛ/(1х-со-Ку2/ю) +(г|-Ку2/о))

уг<

Е2=Е(Х2-ю)2-Ка; (2) \

Ь = • ю )/;(3)

где: Ат-амплитуда гармоники крутящего момента порядка т; I -линейный размер рис.1; 1х- момент инерции дизеля относительно оси X; Ку/- поворотная жесткость системы амортизации дизеля в плоскости у-г рис.1; г| - коэффициент потерь в амортизаторах; К,-

—4 2

механическое сопротивление амортизатора; число амортизаторов; = 3-10 м/с -значение порогового ускорения.

Формулы (1...3) показывают, что амплитуда Ху и уровень вибрации Ь пропорциональны амплитуде гармоники крутящего момента Ат в первой степени, а колебательная мощность Е2 - в степени 2. Именно возрастанием абсолютных значений амплитуд гармоник крутящего момента объясняется наблюдаемое на практике увеличение уровня вибрации дизеля при его форсировании по среднему эффективному давлению, а не увеличением неравномерности его крутящего момента, хотя последняя играет доминирующую роль в возбуждении колебательного процесса.

Рис.1 Схема амортизированного дизеля

2

-\-

Неравномерность чередования рабочих ходов по углу п.к.в., которая наиболее

часто встречается в V -образных дизелях, ведет к резкому возрастанию неравномерности крутящего момента и низкочастотной вибрации. Так, например, амплитуда наиболее сильной гармоники порядка т =1,5 в V- образном 6-цилиндровом двигателе с углом

развала осей цилиндров у = 90° и чередованием рабочих ходов попеременно через 90° и

150о угла п.к.в. в 3 раза выше амплитуды наиболее сильной гармоники порядка т=3 в рядном 6-цилиндровом двигателе такой же размерности, отличающегося равномерным чередованием рабочих ходов через 120о угла п.к.в.

Эффективный метод обеспечения равномерного чередования рабочих ходов по цилиндрам в V-образных двигателях с рядом стоящими шатунами заключается в применении коленчатых валов со сдвинутыми относительно друг друга в пределах одной секции шатунными шейками. Дизели с такими коленчатыми валами успешно эксплуатируется в отечественной и зарубежной практике, например, дизель «Катерпиллер 3408».Практика показывает, что обеспечение в V-образных дизелях равномерного чередования рабочих ходов по цилиндрам позволяет уменьшить их низкочастотную вибрацию на 4... 8 дБ , т.е. в 1,5...3 раза. При работе дизелей имеет место разброс величин давлений газов по цилиндрам. Теоретический анализ показал, что с увеличением разброса давлений до 10..15% и выше амплитуды гармоник крутящего момента заметно увеличиваются и рост уровня вибрации дизеля неизбежен. Перспектива использования специального уравновешивающего механизма для подавления наиболее сильной гармоники крутящего момента с целью снижения уровня низкочастотных колебаний весьма проблематична, хотя такие попытки предпринимаются уже много лет [1]. Сложность применения уравновешивающего механизма обусловлена порядками гармоник (т), подлежащих подавлению. Например, в рядном 6- цилиндровом двигателе уравновешиванию (подавлению) подлежит гармоника 3-го порядка, а в

восьмицилиндровом У-образном двигателе с углом развала осей цилиндров у- 90°-гармоника 4го порядка.

Десять наиболее распространенных четырехтактных дизелей с рядным и V-образным расположением цилиндров.

Таблица 1

№№ Обозначение Число Угол между осями Угол Угловые

п/п цилиндров N цилиндров Г, заклинки кривошипов 3V интервалы чередования вспышек

1 2Ч9,5/11 2 0 180 180-540

2 3Ч9,5/11 3 0 120 240

3 4Ч9,5/11 4 0 180 180

4 6Ч9,5/11 6 0 120 120

5 6Ч9,5/11 6 90 120 90-120-150

6 6Ч9,5/11 6 60 60 120

7 8Ч9,5/11 8 60 90 60-90-120

8 8Ч9,5/11 8 60 180 60-120

9 8Ч9,5/11 8 90 90 90

10 1249,5/11 12 60 60 60

Это значит, что частота вращения уравновешивающих механизмов должна быть больше частоты вращения коленчатого вала соответственно в 3 и 4 раза выше при анализе способов уравновешивания сил инерции были достаточно подробно изложены проблемы, связанные с реализацией механизма уравновешивания сил инерции II порядка. С повышением порядка уравновешиваемого силового фактора сложность реализации

-\-

механизма уравновешивания возрастает очень сильно. Из вышеизложенного очевидна

целесообразность проведения подробного анализа равномерности работы дизеля на стадии его проектирования. Знание параметров неравномерности работы двигателя необходимо еще потому, что в ряде случаев эти параметры служат единственными критериями при диагностировании дизеля. Для исследования влияния изменения режима работы и числа цилиндров на неравномерность крутящего момента и угловой скорости коленчатого вала были отобраны десять наиболее распространенных четырехтактных дизелей с рядным и V-образным расположением цилиндров, таблица 1. Для исследования влияния изменения режима работы и числа цилиндров на неравномерность крутящего момента и угловой скорости коленчатого вала отобраны десять наиболее распространенных четырехтактных дизелей с рядным и V-образным расположением цилиндров.

Методы исследования. Коэффициент неравномерности индикаторного крутящего момента определяется по известной формуле в которой изменение сил инерции п.д.м., а следовательно, и частоты вращения коленчатого вала сказывается только на числителе (Мтах-М-rin), в то время как знаменателем (Мср) учитывается лишь изменение площади индикаторной диаграммы, т.е. среднего индикаторного давления Pi и максимального давления сгорания Pz. Так как величина Mmin в зависимости от числа и расположения цилиндров, а также угла заклинки кривошипов может быть, как положительной, так и отрицательной, то изменение частоты вращения в разных дизелях по-разному отражается на величине /. Кроме того, влияние изменения n на величину х зависит от соотношения между экстремальными значениями крутящего момента и угловыми положениями коленчатого вала, при которых они достигаются. Поэтому характер изменения зависимости X = fijl) для каждого двигателя индивидуален. Влияние изменения частоты вращения коленчатого вала на коэффициент неравномерности крутящего момента при Pi = const и Pz= const для двигателей 1,2,3...10 таблица 1 показано на рис.2. В двигателях 1,5 и 8 отличающихся неравномерным чередованием работы ходов со значительными угловыми интервалами между вспышками в цилиндрах, коэффициент х непрерывно возрастает с увеличением частоты вращения n на всем рассматриваемом диапазоне ее изменения (1600...3200 об/мин). Группа двигателей 2,3,4,6 с равномерным чередованием рабочих ходов имеет четко выраженный оптимум при n=2200 и n=2600 об/мин, где величина х принимает минимальные значения. Другая группа двигателей 7,9 и 10 с равномерным чередованием рабочих ходов имеет стабильные характеристики X = f (п) с незначительным снижением коэффициента х при возрастании п.

Pi=0,8 1V-7.2 МПа МПа

1 1,2,3...10 - номер двигателя

(см. в табл. 1)

2____

l/

N

__ —

1,0 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 поб/мин

Рис.2. Влияние частоты вращения коленчатого вала на неравномерность крутящего

момента рядных и V- образных дизелей.

Из графиков, рис.2, видно, что равномерность крутящего момента возрастает с увеличением числа цилиндров двигателя, если конструктивная компоновка многоцилиндрового двигателя при заданном числе цилиндров ограничивается кинематическими схемами, обеспечивающими равенство интервалов между рабочими ходами в отдельных цилиндрах, что предопределяет при прочих равных условиях получение наибольшей равномерности крутящего момента.

Зависимость коэффициента неравномерности крутящего момента х от числа цилиндров N на режиме n=2800 об/мин, Рг- =0,8 МПа, Р^7,2МПа показана на рис.3. Видно, что с увеличением числа цилиндров при равномерном чередовании вспышек коэффициент неравномерности крутящего момента уменьшается по гиперболическому закону. Функция зависимости x — f (N) имеет вид

X = 7,5/N4/3 (4)

В связи с тем, что параметры индикаторной диаграммы обычно даются только для режима номинальной мощности, в целях исследования влияния режима работы на неравномерность вращения и крутящего момента в начале был разработан алгоритм расчета индикаторных диаграмм для различных нагрузок. При этом параметрами рабочего процесса независящими от нагрузки , принимались степень сжатия Е= 7, степень

подогрева заряда на выпуске Vt = 10°С, потери давления на выпуске VP0 = 0,006МПа,

средняя угловая скорость: ffl =п-п/30- ДиаметР цилиндра D=95mm, рабочий объем

ср

цилиндра Vn = 0,78л.

Параметрами, зависящими от нагрузки, которая изменялась в пределах от 0,4 до 1,0 принимались средние значения показателей политроп сжатия и расширения температура отработавших газов, коэффициент наполнения, коэффициент избытка воздуха, теплоемкость газов, степень повышения давления при сгорании, коэффициент активного тепловыделения, механический КПД дизеля. Для определения параметров индикаторной диаграммы при разных нагрузочных режимах был использован метод Гриневецкого, в основу которого положена зависимость внешних признаков работы дизеля от эффективной мощности. Зависимость основных параметров индикаторной диаграммы для исследуемого дизеля при частоте вращения n=2800 об/мин приведена в таблице 2. С увеличением среднего индикаторного давления при Pz = const и n=const величина х для всех рассмотренных двигателей заметно уменьшается, рис.4, что связано с увеличением площади индикаторной диаграммы и среднего крутящего момента двигателя. Характер изменения функций % = /(л)? рис.2и х — f(N), рис.3, сохраняется и при больших значениях среднего индикаторного давления.

-\-

При этом оптимальные скоростные режимы работы двигателей 2,3,4,6 смешаются в

сторону больших частот вращения. Это смещение составляет примерно 150...200об/мин на каждые 0,3 МПа среднего индикаторного давления. Изменение максимального давления сгорания Р2 при прочих одинаковых условиях сравнительно мало влияет на величину х, рис.4, что объясняется слабым влиянием Р2 на площадь индикаторной диаграммы. Кроме того, при исследовании индикаторные диаграммы подбирались примерно одинаковой площади, а изменения Р2 достигалось путем изменения степени сжатия и угла опережения впрыска топлива. Анализ расчетного исследования, результаты которого приведены на рис.1...4, показывает, что характер зависимости величины х от таких параметров двигателя как число цилиндров и их расположение, кривошипная схема коленчатого вала, равномерность чередования вспышек и величина углового интервала между вспышками в цилиндрах может быть установлен лишь для одного конкретного режима работы двигателя.

Зависимость основных параметров индикаторной диаграммы для исследуемого дизеля при частоте вращения п=2800об/мин.

Таблица 2

Коэффициент нагрузки 1,0 0,8 0,6 0,4

Температура отработавших газов, К 876 755 658 558

Коэффициент наполнения 0,76 0,78 0,8 0,816

Коэффициент избытка воздуха 1,45 1,9 2,6 3,4

Средняя мольная теплоемкость отработавших 24,1 23,6 23,3 23,0

газов

Степень повышения давления при сгорании 2,0 1,95 1,86 1,77

Коэффициент активного тепловыделения 0,83 0,827 0,812 0,796

Механический к.п.д. дизеля 0,753 0,716 0,642 0,562

Максимальное давление сгорания, МПа 7,68 7,62 7,5 7,2

Показатель политропы сжатия 1,382 1,382 1,383 1,383

Показатель политропы расширения 1,236 1,289 1,339 1,351

Расчетная эффективная мощность дизеля, кВт 41 33,4 23,7 15,8

Погрешность расчета, % 0,6 1,83 3,66 3,65

Рис.4. Влияние на неравномерность крутящего момента рядных и V- образных двигателей, а) среднего индикаторного давления; б) максимального давления сгорания.

Обозначения согласно таблице 1..

С изменением режима работы характер указанной зависимости также изменяется. При исследовании влияния режима работы двигателей 1,2,3...10 на неравномерность их хода моменты инерции коленчатых валов и жестко к ним присоединенных маховых масс имели разные значения в пределах от 0,8 до 1,3 кг.м . Поэтому с целью исключения влияния маховых масс и выявления преимуществ и недостатков конструкции двигателей на рис.5 и 6 приведены значения степени неравномерности их хода, умноженные на соответствующие значения моментов инерции 1с. Прежде всего, обращает на себя внимание отсутствие какого-либо подобия между закономерностями изменения величин % и 8 с изменением показателей режима работы двигателей. По степени влияния частоты вращения, коленчатого вала на неравномерность хода, рис.5, все рассмотренные двигатели можно разделить на две группы. Для одной группы двигателей (3,4,6,8) неравномерность хода возрастает с увеличением частоты вращения коленчатого вала, а для другой группы (1,2,5,7,9,10) - уменьшается на всем диапазоне изменения п.

С изменением режима работы характер указанной зависимости также изменяется. При исследовании влияния режима работы двигателей 1,2,3...10 на неравномерность их хода моменты инерции коленчатых валов и жестко к ним присоединенных маховых масс имели разные значения в пределах от 0,8 до 1,3 кг.м . Поэтому с целью исключения влияния маховых масс и выявления преимуществ и недостатков конструкции двигателей на рис.5 и 6 приведены значения степени неравномерности их хода, умноженные на соответствующие значения моментов инерции 1с. Прежде всего, обращает на себя внимание отсутствие какого-либо подобия между закономерностями изменения величин х и 5 с изменением показателей режима работы двигателей. По степени влияния частоты вращения, коленчатого вала на неравномерность хода, рис.5, все рассмотренные двигатели можно разделить на две группы. Для одной группы двигателей (3,4,6,8) неравномерность хода возрастает с увеличением частоты вращения коленчатого вала, а для другой группы (1,2,5,7,9,10) - уменьшается на всем диапазоне изменения п.

! об/мин

Рис.5. Влияние частоты вращения коленчатого вала на неравномерность хода дизеля.

Вестник ДГТУ. Технические науки. № 15, 2009. -\-

Результаты исследования. Формулу (5)

О2

ср [

-¿-1у(®2)-1у(а1)_

а2 ®2 | АЫ-аа-а |

ш

2

ср

с

можно переписать в следующем виде

«2

2 \Ш(а)ёа 8= "

Jv(al)-Jv(a2)

(6)

и'^ [2./6 + Л (а,) + (а2)] 2 Jc +./,, (г/, ) + .1у(а2)

а ]

где первое слагаемое зависит от работы избыточного крутящего момента А (а) = | Ш(а)аг,

о,

квадрата угловой скорости 0)ср=лп/30 и момента инерции п.д.м. а второе-только от так как 1с=соп81. Некоторые исследователи предлагают оценивать динамические качества двигателя, так называемым, динамическим коэффициентом неравномерности, под которым понимают отношение максимального углового ускорения маховика к квадрату

Е

мах . Так, в работе [2] для двигателя 4410,5/12

его средней угловой скорости, т.е.

Дин

(О

2

ср

с рядным расположением цилиндров предложена зависимость 6ДИН = 0,018-0,0000Ше ,

где N - мощность двигателя в кВт. Однако указанный коэффициент пока не получил распространения в инженерной практике, ввиду отсутствия ни экспериментальных, ни статистических данных для установления его допускаемых значений в зависимости от назначения двигателя. Поскольку работа избыточного крутящего момента А(а) не зависит от частоты вращения п, то характер изменения функции. § = £(п) определяется степенью

изменения юср и 1у(а). Следовательно, в двигателях 3,4,6,8 изменение 1у(а)влияет на 8 в большей степени, чем изменение квадрата средней угловой скорости, поэтому степень неравномерности хода возрастает с увеличением частоты вращения. В другой группе двигателей (1,2,5,7,9,10) изменяемость момента инерции п.д.м. 1у(а) влияет на величину 5 в меньшей степени, чем изменение квадрата средней угловой скорости, который входит в знаменатель первого слагаемого выражения (6), поэтому степень неравномерности хода уменьшается с увеличением п . В том и другом случае изменяемость момента инерции п.д.м. 1У{ос) по своему влиянию на неравномерность хода двигателей сравним с изменением квадрата средней угловой скорости, поэтому величину 8 следует определять только по точной формуле (5). Указанные две группы двигателей (3,4,6,8) и (1,2,5,7,9,10) сохраняются и по характеру изменения величины 8 с изменением среднего индикаторного давления цикла Р1 и максимального давления сгорания Р2. Однако в этом случае неравномерность хода двигателей первой группы уменьшается, а второй увеличивается с увеличением Р1 и Р2 рис.6. Тем не менее, нельзя указать ни одного конструктивного признака, по которым можно было бы классифицировать эти две группы двигателей. Наблюдаемые подразделения рассмотренных двигателей на две группы следует по-видимому объяснять совокупностью многих параметров и случайностью их комбинаций.

В этой связи интересно сравнить между собой двигатели с одинаковым числом цилиндров, но отличающиеся схемой расположения цилиндров или кривошипными схемами коленчатых валов. Восьмицилиндровый V- образный дизель с углом развала осей цилиндров у у=60° и с плоским зеркально симметричным коленчатым валом (8) по равномерности работы предпочтительней дизеля (7), отличающегося крестообразной схемой расположения кривошипов коленчатого вала. Лишь на режимах п < 2000 об/мин преимущество дизеля (7) становится все более значительным. Шестицилиндровый V-

2

образный дизель с углом развала цилиндров у у=60° и шестиколенным валом (6) на всех режимах работает более равномерно, чем дизель (5) с углом развала уу=900 и трехколенным (под углом 120о) расположением кривошипов вала, рис.5,6. На некоторых режимах работы дизель (6) предпочтительнее рядного шестицилиндрового двигателя (4) и восьмицилиндрового V- образного дизеля (9) с углом развала ^у=90° и равномерным чередованием вспышек в цилиндрах через каждые 90° угла п.к.в.

81с кгм2

0,035 0,030 0,025 0,020 0,015 0,010 0,005

1

^^ п= Р2 =2200 об/м =7,2 МПа= ИН=СОШ1 =СОПв1

3

2 .

8

——Г

4

9

6

10

бЛ кгм2

0,035 0,030 0,025 0,020 0,015 0,010 0,005

п=2200 об/мин=сс ЛПа=соп$1 1

Р,=0,8

3

2

____7^.

4

5

9

6

10

0,8

0,95

1,1

1,25

1,4 7,2 Р:, МПа

7,6

8,0

8,4 1,4 Р,, МПа

Рис.6. Влияние на неравномерность хода рядных и V - образных двигателей, а) среднего индикаторного давления б) максимального давления сгорания. Обозначения

согласно таблице 1.

Двенадцатицилиндровый V-образный дизель (10) с углом развала у у-60 и равномерным чередованием вспышек на всех режимах работы имеет стабильные и минимальные по абсолютной величине показатели равномерности хода и крутящего момента. Четырехцилиндровый рядный дизель (3) с равномерным чередованием вспышек в цилиндрах через 180о угла п.к.в. при моменте инерции маховых масс 1с=0,95 кг.м2 по допускаемым значениям степени неравномерности хода может быть рекомендован к эксплуатации лишь при п < 2400 об/мин. При п >- 2400 об/мин степень неравномерности его хода превышает этот показатель двухцилиндрового дизеля (1) с чередованием вспышек через 180о и 540о угла п.к.в. и требует увеличения махового момента. В двигателях (3,4,6,8) соотношение абсолютных величин и направления действия газовых и инерционных сил в районе наибольшей площади под кривой избыточного момента таково, что увеличение частоты вращения приводит к непрерывному росту работы избыточного момента как вследствие увеличения амплитудных значений моментов движущих сил, так и вследствие расширения пределов интегрирования.

Выводы. 1.При проектировании двигателя для вновь создаваемой машины необходимо исследовать неравномерность хода и крутящего момента на всех возможных режимах его работы с учетом последующей форсировки по мощности, так как размеры маховых масс отдельных двигателей могут определяться степенью неравномерности хода на каком-либо частичном режиме, а не на режиме номинальной мощности.

-\-

2.Форсирование серийно выпускаемых двигателей целесообразно осуществлять одновременно по частоте вращения и среднему эффективному давлению цикла, так как в отдельных случаях это позволит сохранить показатели равномерности работы двигателя на достигнутом уровне.

3.Показатели неравномерности хода и крутящего момента двигателя должны быть указаны для конкретного режима его работы.

4.Степень неравномерности хода двигателя внутреннего сгорания следует определять по точной формуле (5), учитывающей изменяемость момента инерции движущихся масс.

Библиографический список

1. Янчеленко В.А. Оценка качества систем амортизации дизелей по энергетическим характеристикам. Двигателестроение, 1990, №5, с.26-29.

2. Болтинский В.Н. Тракторные и автомобильные двигатели, Сельхозгиз, 1953. 320с.

Вестник ДГТУ. Технические науки. № 15, 2009.

-\-

N.A. Gutieva, L.M. Sultanova

Researches of influency of rotation, average display pressure, the maximal pressure of combustion and number of cylinders non-uniformity of a course both twisting moment V-shaped engines

Given article considers in modern engine unevenness move and turning moment, which regardless of numbers and locations cylinder and crank in significant measure hang from speed and loading power state of working engine. It Is Proved that factors to unevenness must be indicated for concrete state of working engine. It Is Determined that under even interleaving worker moves in cylinder of the factors to unevenness of the functioning(working) the engine with increase the number cylinder decrease on hyperbolic law with factor degree, equal ~4/3 Keywords. The Engines of internal combustion, moment to inertias of the movinging masses, unevenness of the move, on corner p.k.v. (on corner of the tumbling of the crankshaft), harmonica turning moment, oscillatory processes, ship diesels engines, it is forward driving weights

Гутиева Наталия Азирбековна (р. 1965) Старший преподаватель кафедры ОиБД Дагестанского государственного технического университета. Кандидат технических наук (2004). Окончила Дагестанский государственный университет (1995). Область научных интересов: Двигатели внутреннего сгорания Автор более 30 научных работ

Султанова Людмила Магомедова (р. 1963) Заместитель заведующего кафедрой

организации и безопасности движения Дагестанского государственного технического

университета. Кандидат технических наук (2003). Окончила Дагестанский

государственный технический университет (1992)

Область научных интересов: Двигатели внутреннего сгорания

Автор более 30 научных работ