РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ И ТЕОРЕТИЧЕСКИХ ОСНОВ ПОРШНЕВЫХ ТЕПЛОВЫХ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК

 

АННОТАЦИЯ

В статье рассматривается и освящается широкий круг вопросов касающихся различных аспектов работы поршневых ДВС, в том числе анализ состояния и перспективы его развития. В работе систематизированы мощностные и экономические показатели автомобильных двигателей, определены научно обоснованные методы повышения этих показателей. Это осуществлено на основе исследования путей повышения степени сжатия; использования бедных горючих смесей; совершенствования качества смесеобразования; увеличения рабочего объема двигателя; переход на 2^х тактный цикл; увеличения массы циклового заряда (наддува). Анализ и оценка этих путей совершенствования работы двигателей позволил сделать обоснованные выводы по рассмотренным направлениям. Основные положения этих результатов приведены в статье, которые определяют требования и регламентируют взаимоотношения между рассматриваемыми вопросами. В заключительной части статьи, в целом лаконично дана оценка, непрерывному развитию в течение всего периода существования, поршневым двигателям. При этом указаны основные недостатки, непоправимое несовершенство поршневых двигателей и даны рекомендации по применению принципиально новых силовых установок.

ABSTRACT

The article discusses and highlights a wide range of issues related to various aspects of the operation of reciprocating internal combustion engines, including the analysis of the state and prospects for its development. The paper systematizes the power and economic indicators of automobile engines, identifies scientifically based methods for improving these indicators. This is based on the study of ways to increase the compression ratio; the use of poor combustible mixtures; improving the quality of mixing; increasing the engine displacement; switching to a 2-stroke cycle; increasing the mass of the cyclic charge (boost). The analysis and evaluation of these ways of improving the operation of engines allowed us to draw reasonable conclusions in the areas considered. The main provisions of these results are given in the article, which define the requirements and regulate the relationship between the issues under consideration. In the final part of the article, in general, a concise assessment is given of the continuous development throughout the entire period.

 

Ключевые слова: камера сгорания, двигатель, степень сжатия, горючее смесь, наддув.

Keywords: combustion chamber, engine, compression ratio, fuel mixture, boost.

 

Введение: Особенность и тенденция развития двигателей внутреннего сгорания (ДВС) определяется требованиями предъявляемые условиями эксплуатации автомобилей и дорожными машинами. Эти требования сводятся к обеспечению максимальной производительности и минимальной себестоимости при надежной и безопасной их работе.

При создании новых конструкций ДВС следует учитывать необходимость быстрого внедрения новейших достижений науки и техники и передового опыта эксплуатации.

Состояние развития современных двигателей характеризуется стабилизаций их основанных типов. С уменьшением количества типов двигателей на различные марки автомобиля в основном устанавливают один и тот же двигатель. Развитие современных ДВС можно охарактеризовать увеличением литровой мощности при одновременном уменьшении его веса и габаритов. А также развитие двигателей характеризуется повышением их мощности, экономичности, увеличением срока службы и снижением трудоемкости обслуживания. Необходимость дальнейшего увеличения мощности двигателей обусловлена стремлением к повышению динамичности и тяговых свойств автомобилей. Немаловажное значение имеет также необходимость сохранять достаточную мощность двигателя для движения в горных условиях, создавать унифицированные двигатели с сохранением основ­ных размерностей во всех модификациях. Дальнейшие совершен­ство­вание двигателей внутренние сгорания должно вестись в направлении сни­же­ния их габаритов и веса, повышения мощности и экономичности, улучшения показателей рабочего цикла двигателя и самого двигателя в целом.

Для оценки рабочего цикла и двигателя в целом используется целый ряд показателей, [1] которые можно классифицировать следующим образом (см рис.1).

Энергетические показатели.

К энергетическим показателям относится:

- среднее индикаторное давление, P_i;

- среднее эффективное давление Р_е;

- литровая мощность, N_л;

- индикаторная мощность, N_i;

- эффективная мощность, N_e;

- мощность механическим потерь, N_м;

- механический к.п.д., h_м;

- среднее давление механических потерь, Р_м.

Экономические показатели

К экономическим показателям относятся

- часовой расход топлива, G_Т;

- удельный индикаторный расход топлива, g_i;

- индикаторный к.п.д., h_i;

- удельный эффективный расход топлива, g_е;

- эффективный к.п.д., h_е.

 

Рисунок 1. Схема основных показателей рабочего цикла и двигателя в целом

 

Эффективная мощность двигателя является формулой целого ряда параметров

, л.с.

Анализируя это уравнение и принимая во внимание механизм влияния различных факторов на мощность двигателя эти параметры можно разделить на две группы:

- первая группа определяет количество топлива, вводимого в рабочую полость двигателя за единицу времени (это рабочий объем цилиндров V_h, количество оборотов коленчатого вала n, коэффициент тактности z,);

- вторая группа определяет эффективность преобразования теплоты, выделяющейся при сгорании этого топлива, в механическую работу (индикаторный h_i и механический h_м к.п.д.).

Приведенная классификация позволяет определить возможные направления улучшения мощностных показателей двигателя: или увеличить количество топливо, вводимого в двигатель за единицы времени, или улуч­шить эффективность теплоиспользования. Наиболее выгодные последнее направление, т.к. увеличение индикаторного и механического к.п.д. в от­личие от других методов приводит к снижению удельного расхода топлива.

Оценка различных путей реализации рассмотренных направлений приводит к выводу о том, что наиболее эффективными методами повышения экономических и синергетических показателей являются:

• повышения степени сжатия;
• использование бедных горючих смесей;
• совершенствование качество смесеобразования;
• увеличение рабочего объема двигателя;
• переход на 2^-х тактный цикл;
• увеличение массы циклового заряда (наддува).

Анализ и пути совершенствования ДВС

Повышение степени сжатия. Степень сжатия определяет величину термодинамических потерь и является основными средством их снижения. Повышение степени сжатия существенно увеличивает работу расширения и термодинамический к.п.д.

 Однако, при этом возрастает теплоотдача в стенки камеры сгорания, что повышает механические потери и при e=14¸16 индикаторный к.п.д. достигает своего максимума - h_i£0,5. Повышение степени сжатия увеличивает также нагрузки на детали кривошипно-шатунного механизма и потери на трение.

У бензинных двигателей повышение сжатия приводит к нарушению нормального процесса сгорания, вызывая детонацию. Поэтому верхний предел степени сжатия ограничивается прежде всего антидетонационными свойствами бензина. Некоторые повышения степени сжатия можно осуществлять, улучшив турбулизацию заряда применением камер сгорания с вытеснителями: плоскоовальными, клиновидными и полусферическими, а также используя впрыск топливо вместо карбюрации.

У дизельных двигателей величина сжатия определяется в основном спо­собом смесеобразования и выбирается с таким расчетом, чтобы обеспечить надежное самовоспламенение топлива при пуске холодного двигателя.

При объёмном способе смесеобразования (непосредственный впрыск, предкамерное и вихре камерное) степень сжатия не может превышать e=16, т.к. ее повышение приводит к резкому увеличению нагрузки на детали и т.д. Но эти двигатели обладают отличными пусковыми качествами.

При объёмно-пленочном и пленочном смесеобразовании степень сжатия достигает e=21, у этих двигателей высокие эффективные показатели, однако они имеют плохие пусковые качества.

У двигателей с разделенными камерами сгорания степень сжатия достигает e=25, но они также плохо пускаются.

Анализируя возможности форсирования двигателя повышением степени сжатия можно сделать следующие выводы:

- степень сжатия современных бензинных двигателей практически достигает своих предельных значений (e=10-11) и данное направление форсирования двигателя неперспективно, как конструктивно, так и экономически;

- у дизельных двигателей наиболее рациональным является применение автоматически регулируемой степени сжатия, при пуске двигателя и малых оборотах e максимальная (21-29), на средних и больших нагрузках – пониженная (17-21).

Использование бедных горючих смесей. В бензиновых двигателях качественный состав горючей смеси определяется коэффициентом избытка воздуха a_В, значение которого заключены в интервале a_Вmin= 0,3 < a_в < 1,3 = a_Bmax [2,6].

a_Вmin – нижний и a_Bmax верхний пределы воспламеняемости.

Однако в реальном двигателе учитывая большую продолжительность процесса смесеобразования (такты впуска и сжатия), а также потери топлива при движении горючей смеси по впускному тракту и неравномерность ее распределения по цилиндрам, верхнее значение a_В ограничивается пределом 1,15.

 Дальнейшее обеднение смеси до значения a_В=1,2-1,25 при водит к неустойчивой работе двигателя из-за запаздывания первой фазы, процесса сгорания (зажигание смеси и формирования очередного пламени) и запаздыванию тепловыделения в целом.

При очень сильном обеднении смеси (a_В>1,25) процессе сгорания развивается настолько медленно, что часть топлива догорает не только в такте расширения, но и при выпуске. В результате этого свежий заряд поступающий в цилиндр воспламеняется от горящих газов и весь объем смеси во впускном трубопроводе и карбюраторе вспыхивает. Следовательно, в двигателях с традиционным карбюраторным смесеобразованием обеднение горючей смеси выше a_В=1,18 неприемлемо.

Необходимо отметить, что в последние годы ведущими производителями двигателей разработаны и переменены способы эффективного сжигания пере обеднённых горючих смесей.

Сущность этих способов сводится к следующему:

- в общем объеме камеры сгорания состав горючей смеси неоднороден: в определенной части камеры сгорания примыкающей к искровой свече зажигания, в момент появления искры должна находится богатая горючая смесь, в то время как по остальному объему камеры сгорания распределена бедная горючая смесь. Богатая горючая смесь обеспечивает возник­новение интенсивного и устойчивого пламени, которое позволяет коли­чественно окислить топливо и достигнуть максимального тепловыделения.

Неоднородность заряда достигается двумя способами:

- разделение заряда на два объема – один с богатыми, а другой с бедной горючей смесью, форкамерно-факельное зажигание (ФФЗ);

- расслоение заряда в самой камере сгорания за счет направленного движения заряда.

При форкамерно-факель­ном зажигании камера сгорания разделена на две части: основная и предкамера (форкамера). Процесс сгорания начинается в предкамере: через соединительный канал из нее в основную камеру, выбрасывается мощный факел хорошо горюющей богатой смеси, который обеспечивает воспламенение и полное сгорание обедненной смеси. a_В в этом случае может иметь значение до 1,5. Смеси различного состава готовится или в отдельных карбюраторах или специальном конструкции. Также используется впрыск топлива (см рис.2).

Рисунок 2. Способ достижения неоднородности заряда разделениям его на два объема

1. Основная камера сгорания; 2. Пред (фор) камера; 3. Свеча зажигания; 4. Впускной клапан про камеры; 5. Впускной клапан основной камеры;     6.Головка блока; 7. Поршень; 8. Соединительной клапан.

 

При расслоенном смесеобразовании неоднородность расслоения топлива по объему достигается за счет создания направленного движения заряда и введения топлива в камеру сгорания в таком месте и в такой момент, когда в зоне расположения искровой свечи зажигания может образоваться богатая гомогенная смесь. Воспламеняясь и сгорая с высокой скоростью, она обеспечивает интенсивное распространение пламени по всему объему камеры сгорания, что позволяет полностью окислить топливо даже при черезвычайно бедной горючей смеси: a_В£4. Несмотря на существенное повышение экономичности и мощности двигателей данной способ смесеобразования пока практически не применяется из-за сложности регулирования подачи топлива в широком диапазоне нагрузок и точности момента зажигания (см рис.3).

 

Рисунок 3. Способ достижения неоднородности заряда разделением камеры сгорания по основную и фор камеру

1. Камера сгорания; 2. Свеча зажигания; 3. Форсунка; 4. Выпускной клапан; 5. Поршень

 

Не менее интересным направлением является применение впрыска топ­лива. Имеется достаточно большое количество систем впрыска отличаю­щих­ся друг от друга местом и способом подачи топлива, регулированием состав смеси и распыливанием топлива и т.д. По месту подачи топлива различают: непосредственный (рис. 4) и впрыск во впускной трубопровод (рис. 5).

 

Рисунок 4. Схема непосредственной подачи топлива в камеру сгорания:

1 – топливный бак; 2 – топливоподкачивающий насос; 3 – фильтр; 4 – ТНВД; 5 – форсунка; 6 – камера сгорания; 7 – трубопроводы ВД; 8 – дренажный трубопровод; 9 – регулятор; 10 – дроссельная заслонка; 11 – спускной клапан

 

Рисунок 5. Схема впрыска топлива во впускной трубопровод:

1 – топливный бак; 2 – топливный насос; 3 – электродвигатель; 4 – фильтр; 5 – дозатор-распределитель; 6 – форсунка; 7 – дроссельный патрубок; 8 – регулятор

 

При непосредственном впрыске топливо в цилиндры двигателя используются топливная аппаратура аналогичная топливной аппаратуре дизелей.

При всех своих преимуществах этот способ впрыска не нашло широкого применения из-за сложности и высокой стоимости приборов в системы питания. Эта недостатки привели к замене его более простыми системами впрыска во впускной трубопровод. Системы с впрыском топлива во впускной трубопровод могут быть: с дозированной цикловой подачей и с дозированной непрерывной подачей топлива. В системах первого типа топливо подается точными дозами на цикле для каждого из цилиндров в строго определенные моменты (период открытия впускного клапана). В системах второго типа топлива во впускной тракт для каждого из цилиндров подается не прерывно и скапливается в зоне впускных клапанов. Эти сис­темы ближе подходят к карбюраторному смесеобразованию, в связи с чем у них проявляются некоторые отрицательные явления карбюрации: не равно­мерность распределения смеси по цилиндрам; нарушение состава смеси при порожных режимах и т.д. поэтому они практически почти не применяются.

В дизельных двигателях коэффициент избытка воздуха выше, чем у карбюраторных (a_Вmin= 1,25¸1,4 и a_Bmax £ 2). Это определяется способом смесеобразования (объемное пленочное и комбинированное), формой камеры сгорания и рядом других факторов. Наиболее перспективным является направление предложенное американский фирмой «Камминс» одним из первых разработавший оригинальную топливную аппаратуру типа РТ (давление-время). Сущность этого способа смесеобразования состоит в предварительном смешиванием топлива перед впрыском с некоторым количеством сжатого воздуха. Во время такта сжатия давление и температура в цилиндре повышается и часть подогретого воздуха через сопловое отверстия поступает в над плунжерное пространство форсунки. Этот воздух перемешиваясь с топливом подогревает его, вследствие чего в последующем ускоряется испарения топлива в смеси и усиливается пред пламенные окислительные процессы в подготовительный период. Коэффициент избытка воздуха в том случае может достигается значении a_В£ 5.

Совершенствование качества смесеобразования. В двигателях с принудительным воспламенением горючей смеси наи­более перспективным направлением улучшения смесеобразования является впрыск топлива, о котором было сказано выше, что касается тра­диционного карбюраторного способа смесеобразования, то наиболее перспективным является: применение многокамерных (основные и ускорительные камеры) карбюраторов; применение различных компенсационных систем (регули­ро­вание разрежения в диффузорах, пневматическое торможение топлива, компенсационные жиклеры); применение регуляторов принудительного холостого хода и т.д.

У дизельных двигателей рабочий процесс достиг высокой степени совершенства благодаря совершенствованию традиционных и разработкой новых способов смесеобразования [3,4]. Перспективным является интенсификация турбулизации заряда в цилиндре и камере сгорания.

Повышение механического К.П.Д. Повышение экономичность двигателей всех типов может быть выполнено за счет снижения механических потерь, на преодоление которых затрагивается 3¸12% теплоты сгорания выделенного в двигатель топлива, как известно, мощность механических потер слагается из следующих составляющих

N_м  = N_т + N_нас + N_пр + N_к + N_г,

где  N_т – потери мощности на трении (до 75% от общей мощности меха­ни­чес­ких потерь);

N_нас – потери мощности на совершение насосных ходов поршня (до 10%);

N_пр – потери мощности на привод вспомогательных агрегатов (до 7%);

N_к – потери мощности на привод нагнетателя при механическом наддуве (до 6%);

N_г – гидравлические потери мощности, т.е. потери мощности на преодоление сопротивлений движению деталей КШМ в картерном пространстве (до 2%).

Механические потери в двигателях оцениваются механическим к.п.д. численно равным отношению:

,

где N_e и N_i – эффективная и индикаторная мощность соответственно.

Реальные возможности повышения механического к.п.д. довольно ограничены и состоят не в снижении абсолютной величины механических потерь, а в повышении индикаторной мощности путем увеличения степени сжатия, увеличение числа оборотов, увеличение теплового состояния двигателя и др.

Увеличение рабочего объема двигателя. Рабочий объем двигателя обуславливает практически пропорциональное изменение веса заряда, поступающего в цилиндры, что соответственно сказывается на мощности двигателя.

Рабочий объем двигателя может быть увеличен ка за счет размерности цилиндров, так и за счет увеличение их числа. Увеличение размерности цилиндра кроме непосредственного роста веса циклового заряда сопровождается уменьшением его относительной поверхности, в связи с чем, теплопередача в стенки рабочей полости и тепловые потери в целом сокращаются, а теплоиспользование несколько улучшается. Кроме того, в цилиндре большой размерности уменьшается относительная утечка через поршневые кольца. Эта связано с тем, что зазор между поршнем и цилиндром, уплотняемый поршневыми кольцами, является функцией длины окружности цилиндра, пропорциональной его диаметру D, а цикловой заряд зависит от D³. Поэтому относительная утечка заряда, оцениваемая отношением , значительно уменьшается с увеличением диаметра цилиндра. И наконец в цилиндре большой размерности легче организовать направленное движение воздушного заряда, а при впрыске топлива, не возникает затруднений в согласовании дальнобойности факела с формой и размерами камеры сгорания. Однако с увеличением размерности двигателя возрастает масса шатунно-поршневой группы, соответственно увеличиваются силы инерции что вынуждает снижать число оборотов колен вала и степень сжатия.

Положительные и отрицательные особенность влияния размерности двигателя [2,5] поразному проявляются в бензиновых и дизельных двигателях. При принудительном воспламенении решающие значение приобретают ограничение числа оборотов и ухудшение антидетационных качеств. Поэтому диаметр цилиндра в бензиновых двигателях ограничивают величиной 100-110 мм, а мощность двигателя по достижении оптимальной размерности повышается путем увеличения числа цилиндров.

Этим и объясняется массовое применение на автомобилях малой и средней грузоподъемности в основном восьмицилиндровых бензиновых двигателей. Дальнейшее увеличение числа цилиндров излишне удорожает двигатель и вообще нерационально.

У дизельных двигателей наоборот, малые тепловые потери, уменьшение относительной утечки рабочего тела, возможность лучшего смесеобразо­ва­ния определяют оптимальный диаметр цилиндра не менее 120 мм. Наиболее распространенная размерность дизелей 120-150 мм.

Повышение числа оборотов колен вала. По мере развития поршневых ДВС число оборотов коленчатого вала непрерывно увеличивается: за последние 50 лет число оборотов возросло у бензиновых двигателей с 2000-4000 до 6000-7000 оборот/мин; а у дизелей с 1000-2000 до 3000-4000 оборот/мин.

Формирование двигателей по оборотом заключается в увеличении числа циклов, совершаемых в единицу времени. Теоретически повышение числа оборотов должно было бы вызвать прямо пропорциональное увеличение литровой мощности:

,

однако увеличение быстроходности вызывает рост газодинамических потерь при впуске свежего заряда, в связи с чем, коэффициент наполнения h_v – существенно снижается соответственно среднее давление Р_е также уменьшается.

Следовательно, форсирование по оборотом может осуществляться только до тех пор пока увеличивается произведение Р_е×n. Кроме того увеличение скорости взаимного перемещение деталей КШМ увеличивает рост механических потерь, значить механический к.п.д. h_м снижается: вследствие все большего смещения процесса сгорания на линию расширения тепловыделение запаздывает, следовательно снижается индикаторный к.п.д. h_i. И наконец, значительное увеличение числа оборотов приводит к увеличению средней скорости поршня, инерционных и тепловых нагрузок, усилению износа рабочих поверхностей и уменьшению срока службы двигателя.

По этим причинам большинство современных двигателей имеет номинальное число оборотов: бензиновые 4000-6000 об/мин для легковых автомобилей и 3000-4000 об/мин для грузовых автомобилей; дизельные 2000-3000 об/мин.

Дальнейшее повышение быстроходности двигателей обязательно должно сопровождаться конструктивными мероприятиями, в частности:

- для увеличения коэффициента наполнение необходимо увеличить про­ходное сечение впускных и выпускных каналов подбирать соответствующие формы впускного и выпускного трактов, расширять фазы газораспределении, для бензиновых двигателей применять многокамерные карбюраторы и инжекторные системы питания, для дизелей камеры сгорания специальных форм и т.д.;

- для увеличения индикаторного к.п.д. необходимо обеспечить вихревое движения заряда применением камер сгорания специальной формы для бензиновых двигателей, а для дизелей применят короткий впрыск за счет уменьшения объема сжигаемого топлива и т.д.;

- для обеспечения приемлемых значений механического к.п.д. h_м средняя скорость поршня не должна превышать u_n = 10 – 15 м/сек, т.к.

 м/сек, то

с увеличением числа оборотов n необходимо уменьшать ход поршня S.

В двигателях прежних лет отношение  всегда было больше единицы (длиноходные двигатели), с увеличением числа оборота в отношение  для дизелей снизилось до единицы, для бензиновых двигателей £0,7¸0,8.

В следствие значительных трудностей увеличение быстроходности двигателя не может считаться перспективным направлением повышения мощностных и экономических показателей работы ДВС.

Переход на 2^х тактный цикл. В 4^х тактных двигателях рабочая часть цикла занимает лишь половину времени всего цикла, а другая половина отводится на процессы, газообмена. Вследствие этого время, отводимое на весь цикл используется с точки зрения получения работы недостаточно полно. Этот недостаток устраняется при осуществлении 2^х тактного цикла, совершаемого за два хода поршня, т.е. за один оборот колен вала.

При одних и тех же оборотах переход от 4^х тактного цикла к 2^х тактному приводит к удвоению числа рабочих циклов, совершаемых в единицу вре­мени, и теоретически должен был бы привести к двух кратному увеличению литровой мощности, т.е. мощности снимаемой с единицы объема за единицу времени. Однако вследствие ряда потерь, связанных с осуществлением 2^х тактного цикла литровая мощность увеличивается лишь в 1,4¸1,6 раза.

В 2^х тактных двигателях коэффициент наполнения h_v намного ниже, а коэффициент остаточных газов g_Г намного выше, чем в 4^х тактных. Далее, часть рабочего объема, занятого продувочными окнами являются потерянной при сжатии и расширении, а сама продувка требует значительных затрат мощности на привод продувочного насоса.

2^х тактным двигатели имеют повышенную тепло напряжённость и худ­шую экономичность, за счет того, что часть свежего заряда выбрасывается в выпускной тракт – крайне нежелательное, но неизбежное явление, ибо только в этом случае можно достаточно хорошо очистить цилиндры от продуктов сгорания. В настоящее время 2^х тактные маломощные двигатели применяются на мотоциклах и микролитражных автомобилях, а двигатели больших мощностей – в качестве силовых установок бронетанковой техники, где топливная экономичность не является, естественно, определяющим показателем двигателя.

Увеличение массы циклового заряда (НАДДУВ). Наддув можно определить, как принудительное накопление цилиндров свежим зарядом под избыточным (выше атмосферного) давлением на впуске. Повышение плотности заряда на впуске увеличивает весовое наполнение цилиндров, соответственно, в бензиновых двигателях, увеличивается коли­чес­тво поступающей горючей смеси, а в дизелях возможно увеличение подачи топлива. Сгорания большего количества топ­ли­ва приводит к увеличению среднего эффективного давления, а следо­ва­тельно и литровой мощности.

В бензиновых двигателя повышение давления на впуске повышает давление выпуска, коэффициент наполнения h_v увеличивается за счет «продувки» цилиндра горючей смесью, что увеличивает удельный расход топлива и соответственно ухудшает экономичность работы двигателя. Далее, происходит перегрев выпускной системы, вызванной сгоранием в ней части свежего заряда, что вызывает нарушение теплового баланса двигателя в целом. И наконец, увеличение максимального давления сгорания приводит к детонационной работе, что вынуждает снижать степень сжатия. На практике в бензиновых двигателях применяется низкий наддув (Р₁=1,12¸1,18 кг/см²), при этом степень сжатия e £ 8,5, что обеспечивает устойчивую работу двигателя на обедненных смесях (a_В=1,3¸1,35), при увеличении расхода топлива на 5¸8% номинальная мощность увеличивается на 30-40%.

В дизельных двигателя «продувка» цилиндров осуществляется воз­ду­хом, то ёсть применение наддува не приводит к снижению топливной эко­но­мич­ности.

Повышение плотности и скорости движения воздуха улучшает ка­чество смесеобразование, период задержки воспламенения уменьшается, а топливо сгорает с большей теплоотдачей. Максимальное давление сгорания не ограничивается детонацией, поэтому возможно применение высокого наддува и значительное увеличение (до 50%) литровой мощности.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Несмотря на непрерывное развитие в течение всего периода своего существования современные поршневые ДВС во многих отношениях являются недостаточного совершенными тепловыми машинами и обладают целым рядом органических недостатков. Это и:

- низкий к.п.д.;

- малорациональное использование тепловой энергии топлива;

- цикличность и прерывистость рабочего процесса;

- наличие сложного КШМ, приводящего к возникновению сил инерции и момента в от них;

- высокие требования к свойствам и качествам топлива;

- низкие динамические качество и недостаточная приспособляемость к преодолению внешних нагрузок;

- трудоемкость пуска;

- длительный выход на номинальные рабочие режимы;

- загрязнение окружающий среди и т.д.

В следствии этого современные поршневые ДВС никак не могут удов­летворять требованиям, предъявляемым к тепловым машинам транспортных средств.

Несмотря на постоянную работу в направлении совершен­ство­вания этих двигателей, нетрудно убедиться, что поршневые ДВС вплотную приблизились к верхнему пределу своей эволюции, и будущее за силовыми установками новых схем, в той или иной степени свободных от недостатков поршневых ДВС. Примерами могут служить роторно-поршневые газотурбинные, многотопливные и др. силовые установки.

 

Список литературы:

1. Конструирование ДВС. Учебник под редакцией Н.Д. Чайкова, Москва: Машиностроение; 2011 – 496 стр.
2. Б.А. Шароглазов, В.В. Шишков «Поршневые двигатели теория, моделирования и расчет процессов», Челябинск. Изд. Центр ЮУрГУ, 2011 – 525 с.
3. Попов А.И., Иванов А.М., Солнцев А.Н., Гаевский В.В., Осипов В.И., Клюкин П.Н. Основы конструкции современного автомобиля. Книжные издательство «За рулем», 2013 – 336 с.
4. Электронный ресурс http//wiki.zr.ru
5. Электронный ресурс http://jurnali-online.ru/avtorevyu
6. Электронный ресурс http://www.mercedes-benz.com/en/