CC BY
8УДК 621
И.М. Щигарцов
ПРЕОБРАЗОВАНИЕ И СИНТЕЗ КРИВОШИПНО-ШАТУННЫХ МЕХАНИЗМОВ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Рассмотрены проблемы проектирования кривошипно-шатунных механизмов поршневых двигателей, соответствующих заданным кинематическим характеристикам. Проведен кинематический анализ кривошипно-шатунных механизмов, преобразованных в соответствии с требованиями, обеспечивающими повышение эффективности работы двигателей.
Ключевые слова: кривошипно-шатунные механизмы, поршневые двигатели, КШМ, кинематический анализ.
Разработка современных работоспособных и высокоэффективных двигателей предполагает проведение исследований в двух взаимосвязанных направлениях: совершенствование конструкции двигателя и организация рабочего процесса.
В результате таких исследований достаточно полно определены основные условия организации рабочего цикла поршневых двигателей внутреннего сгорания и влияние различных факторов процесса на их эффективные показатели. Но комплексные требования к конструкции двигателей до настоящего времени не сформулированы, эффективные показатели их работы остаются неудовлетворительными. Несмотря на постоянное совершенствование и усложнение поршневых двигателей внутреннего сгорания, коэффициент полезного действия лучших автомобильных дизелей не превышает 45%, с искровым зажиганием - 35%.
В ряде работ [2; 4] рассматривался вопрос о необходимости определения комплексных требований к механизмам двигателей, однако обоснованных рекомендаций по выбору кинематических характеристик их механизмов и конструктивных параметров современная теория рабочих процессов не даёт. При проектировании поршневых двигателей с криво-шипно-шатунным механизмом (КШМ) параметр выбирается в пределах 0,25... 0,3, Х2 -от 0 до 0,15 (Х1 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, Х2 - отношение смещения центра вращения кривошипа к длине шатуна).
Величина этих параметров в применяемых для двигателей кривошипно-шатунных механизмах ограничивается допустимыми углами давления в паре скольжения «поршень-гильза».
Из уравнений математической модели термодинамических процессов в поршневых машинах [6] следует, что значения коэффициента преобразования тепловой энергии в работу в любой точке процесса расширения газа и показателя политропы определяются кинематическими характеристиками механизмов, обеспечивающих этот процесс, параметрами теплообмена газов со стенками, ограничивающими их объём, температурой стенок и газа, теплоемкостью газов и их массой.
Уравнения имеют вид
где п - показатель политропы; п - коэффициент преобразования энергии; к - показательа-диабаты; а - коэффициент теплоотдачи; ОД - функция движения поршня; Г (^ - скорость поршня; Т - температура газа; Тст - температура поверхностей теплообмена; Си - средняя
(1)
(2)
массовая изохорная теплоемкость; 50 - площадь теплообмена камеры сгорания; I - длина окружности цилиндра; Ь - высота цилиндра камеры сгорания.
Из приведенных уравнений следует, что оптимальное значение показателя политропы и максимальное значение коэффициента преобразования тепловой энергии в работу зависят от ряда параметров и соответствуют участкам процесса с высокими скоростями расширения газа (движения поршня).
Кривошипно-шатунные механизмы современных двигателей с принятыми параметрами и Х2 не обеспечивают необходимых скоростей перемещения поршня на участках процесса с высокими значениями давления и температуры. В первой четверти рабочего хода поршня скорости преобразования энергии такими механизмами минимальны при максимальных потерях тепловой энергии на теплообмен и утечки газа через уплотнения.
Для эффективного использования тепла на участках процесса расширения газа с высокими давлением и температурой необходим механизм, обеспечивающий повышение скоростей перемещения поршня в первой четверти рабочего хода при сохранении других показателей рабочего цикла, достигнутых в современных двигателях.
Это условие может быть выполнено при увеличении параметра КШМ Х1. Диаграммы скоростей (передаточные характеристики) первой половины рабочего хода поршня при этом сдвигаются в сторону верхней мёртвой точки (ВМТ) (рис. 1), увеличивается работа такта расширения на участке процесса с высоким давлением.
Однако такое конструктивное решение приводит к увеличению угла давления поршня на стенки гильзы цилиндра, дополнительным потерям мощности на преодоление сил трения или заеданию механизма.
Возникшее противоречие может быть разрешено преобразованием КШМ путём введения в механизм дополнительной пары скольжения «крейцкопф - направляющая». Это позволяет устранить давление поршня на гильзу, которое переносится на пару «крейцкопф - направляющая».
Потери на трение в этом случае могут быть сокращены, так как в паре скольжения «крейцкопф - направляющая» создаются более благоприятные условия для смазки и снижения коэффициента трения. Это позволяет изменить параметры КШМ, передаточные характеристики и повышать скорости перемещения поршня на участках процесса с высоким давлением.
Крейцкопфные механизмы в настоящее время применяются в судовых и тепловозных малооборотных двигателях, но возможности такого механизма для изменения кинематических характеристик двигателей изучены недостаточно.
По результатам исследований [4] коэффициент трения в паре скольжения «поршень-цилиндр» изменяется по сложному закону, от 0,14 в ВМТ до 0,02 в нижней мертвой точке (НМТ). Большее значение соответствует сухому трению, меньшее - жидкостному.
В паре «крейцкопф - направляющая» представляется возможным обеспечить условия полужидкостного или жидкостного трения во всех фазах рабочего цикла, изменить параметры и Х2, закон перемещения поршня и величину его хода. Кривошипно-
скоростей) центрального кривошипно-шатунного механизма
шатунный механизм с ходом поршня больше 2R позволяет реализовать двигатель с продолженным расширением, а смещение скоростей перемещения поршня в сторону ВМТ -повысить мощность, генерируемую в первой половине рабочего хода поршня.
Для выбора оптимального соотношения параметров и Х2 необходимо решать сложную (до настоящего времени не вполне решенную) задачу синтеза КШМ. Оценочные расчеты [7] при выбранных значениях Х1=0,5, Х2=0 показывают, что термический КПД рабочего такта двигателя с преобразованным КШМ повышается на 5-6%. Существенный эффект получается в результате более полного использования энергии газов в первой четверти процесса их расширения (на участке процесса с наибольшими тепловыми потерями).
Проведем сравнительный расчет генерируемой мощности такта расширения с традиционным и увеличенным значениями параметра в фазе 15° угла поворота коленчатого вала.
Генерируемая мощность в любой точке процесса определяется уравнениями
N = FvIÍ■ N = РБх^
где N - мощность; Б - сила, действующая на поршень; Р - давление в цилиндре; ^ - скорость поршня; S - площадь радиального сечения поршня.
Скорость поршня центрального кривошипно-шатунного механизма определим по формуле [5]
где Я - радиус кривошипа; (У - угловая скорость вращения кривошипа; (р - угол поворота кривошипа.
При = 0,25 = ЙС|>Оь1г1Е!0 + 1/2 0г2^5ш300} = 0,3213Ио>.
При Х2= 0,45 ин = Яй>Ош15° -I- 1/2 0,4^£п300) = 0,3713Дси
Соотношение мощностей составит
/V, 0,3713
— = --= 1,156.
Г4± 0,3213
Эффективность работы преобразованного механизма в фазе 15° поворота коленчатого вала (кривошипа) на 15,6% выше.
Этот показатель может быть ещё выше при использовании смещенного КШМ, ход поршня которого больше 2R.
Ход поршня определим по формуле [5]
Предельные значения и Х2 примем из условия Х1+Х2<0,75 [5]. При Х1=0,4, Х2=0,35
5в = — 0 0,4
.
При Х1=0,4 и Х2=0,4 ход поршня равен 2,236 R.
Увеличивая значения и Х2, в пределах, не нарушающих работоспособность двигателя (при жидкостном трении в паре скольжения «крейцкопф - направляющая»), ход поршня можно увеличить на 10-15%.
Продолженное расширение газа в цилиндре позволяет более полно использовать энергию газа и на 5-7% повысить КПД двигателя [3].
Для малооборотных судовых и тепловозных двигателей эффект может быть существенно выше. Использование рассматриваемых преобразований КШМ для высокооборотных автомобильных и тракторных двигателей может быть ограничено увеличением массы деталей шатунно-кривошипной группы. Кроме того, звенья «шток-крейцкопф» в конструкции механизма увеличивают габаритный размер двигателя по высоте, что также может ограничивать их применение на автомобильном транспорте.
Другим перспективным направлением совершенствования механизмов поршневых двигателей может быть использование известных симметричных кривошипно-шатунных механизмов. Один из вариантов такого механизма изображен на рис. 2.
Механизм состоит из цилиндра 1, поршня 2, штока 3, траверсы 4, двух шатунов 5 и двух кривошипов 6, расположенных симметрично относительно оси цилиндра на расстоянии, большем радиуса кривошипа. Кривошипы вращаются в противоположных направлениях. Для синхронизации вращения кривошипы соединены шестернями с передаточным отношением, равным единице. Середина траверсы шарнирно соединена с поршнем штоком, а концы траверсы так же шарнирно соединены шатунами с кривошипами.
Сумма нормальных сил Р3 и Р'з, возникающих в таком механизме, равна нулю при любых значениях параметров и Х2. Это позволяет изменять в широких пределах кинематические характеристики механизма на стадии проектирования, смещать диаграммы скоростей движения поршня в сторону ВМТ и увеличивать ход поршня, не нагружая при этом пары скольжения «поршень - гильза», «шток - направляющая».
В связи с нулевым значением давления на поверхности скольжения симметричные механизмы могут работать при значениях и Х2, близких к предельным.
Применение симметричных кривошипно-шатунных механизмов в двигателях внутреннего сгорания позволяет выполнить ряд условий, реализация которых при их традиционном исполнении невозможна:
- на стадии проектирования двигателя выбрать оптимальные кинематические характеристики движения поршня;
- исключить боковые давления в парах скольжения и повысить механический коэффициент полезного действия двигателя;
- в два раза снизить нагрузки на подшипники кривошипно-шатунной группы двигателя;
- увеличить ход поршня (реализовать конструкцию двигателя с продолженным расширением);
- увеличить степень сжатия без повышения давления наддува;
Рис. 2. Двигатель внутреннего сгорания
- снизить скорость нарастания давления в верхней мертвой точке
- повысить скорости преобразования тепловой энергии в работу на участках процесса с высокой температурой;
- снизить степень диссоциации газов в фазах процесса, близких к ВМТ.
Разработку двигателя с симметричным кривошипно-шатунным механизмом можно рассматривать как одно из перспективных направлений по созданию идеального двигателя [2] с коэффициентом полезного действия, максимально приближенным к КПД цикла Карно.
При снижении коэффициента трения в паре скольжения «крейцкопф - направляющая», представляется возможным увеличить параметры и Х2 КШМ и существенно повысить эффективные показатели работы крейцкопфных двигателей.
При разработке конструкций двигателей с новыми или преобразованными механизмами необходимо проводить исследования их кинематических характеристик или преобразования механизмов в соответствии с результатами математического анализа уравнений (1) и (2).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Архангельский, В.М. Автомобильные двигатели / В.М. Архангельский, М.М. Вихерт, А.Н. Воинов [и др.]; под. ред. М.С. Ховаха. - М.: Машиностроение, 1977. - 337 с.
2. Григорьянц, Р.А. Совершенствование механизма реализации энергии газов в двигателях внутреннего сгорания / Р.А.Григорьянц // Двигателестроение. - 2006. - №24 (226).- С.15-18.
3. Дьяченко, В.Г. Двигатель с продолженным расширением - проблемы, перспективы / В.Г. Дьяченко // Материалы международной конференции «Двигатель-2007» / Моск. гос. техн. ун-т им. Н.Э. Баумана. - С. 22-24.
4. Кузнецов, Е.В. Параметры дизеля и его характеристики / Е.В.Кузнецов // Автомобильная промышленность. - 2002.- №9. - С. 11-15.
5. Семенов, М.В. Кинематические и динамические расчеты исполнительных механизмов / М.В.Семенов. -Л.: Машиностроение, 1974. - 429 с.
6. Щигарцов, И.М. Математическая модель необратимых термодинамических процессов в поршневых машинах / И.М.Щигарцов // Изв. вузов. Авиационная техника. - 2005. - №1. - С. 77-80.
7. Щигарцов, И.М. Оценка эффективности работы поршневых двигателей с новыми и преобразованными механизмами реализации энергии газов / И.М.Щигарцов // Научная дискуссия: вопросы технических наук: сб. ст. по материалам XX Междунар. заоч. науч.-практ. конф. - М.: Междунар. центр науки и образования, 2014. - №3(16). - 114 с.
Материал поступил в редколлегию 2.03.15.
