1 Obiegi termodynamiczne porównawcze dla silników spalinowych

Obieg porównawczy (obliczeniowy ,aproksymowany) dla silnika spalinowego to zmodyfikowany obieg Sabathego. W obiegu teoretycznym Sabathego wyst. izentropy sprężania i rozprężania ,natomiast w obiegu porównawczym linie spręż. i rozpr. Stanowią politropy pV^m1=const i pV^m2=const (przemiana izentropowa zachodzi bez wymiany ciepła z otoczeniem ,w przypadku przem. politropowej zachodzi wymiana ciepła z otoczeniem tu: odprowadzanie ciepła m<k).

obieg rzeczywisty

obieg teoretyczny Sabathego

obieg porównawczy

Równania politropy sprężania i rozprężania pV^m1=const i pV^m2=const powinny być jak najbardziej zbliżone do obiegu rzeczywistego. Stos. kryterium najmniejszej różnicy pracy indykowanej.

gdzie: L_i1-średnie ciśnienie indykowane dla obiegu porównawczego

L_i-średnie ciśnienie indykowane dla obiegu rzeczywistego

m₁,m₂-wykładniki politropy spręż. i rozpręż.

m=c_p/c_v=k (k-wykładnik izentropy)-w przypadku izentropy jeśli m<k to czynnik jest chłodzony, jeśli m>k to czynnik jest ogrzewany

W silnikach ZS m₁=1.30; ZI m₁=1.37 (wart przybliżone,dla rozprężania)

2 Modelowanie procesów obiegów termodynamicznych silników spalinowych (obiegu

Sabath*go) 

W obiegu modelowym:

m₁,m₂ liczymy jak w pytaniu 1

-1-

punkt 1 dolot:

p₁=0.085MPa (ZS); p₁=0.08MPa (ZI)

T₁=320K (ZS) ; T₁=360K (ZI)

punkt 2 sprężanie:

c=₫q/dT (₫ oznacza ,że nie jest to różniczka zupełna- forma Pfaffa)

c=₫q/dT =Δq/ΔT

sprężanie może być opisane równaniem:

• politropy : pV^m=const ; m=(c-c_p)/(c-c_v)

inaczej: TV^m-1=const ; pT^m/(1-m)

• izochory : c= c_v ; m-nieoznaczone (m=∞)

• izobary : c= c_p ; m=0

• izotermy : m=1 ; c-nieoznaczone

• izentropy : c=0 ; m=c_p/c_v=k (k-wykładnik izentropy)-w przypadku izentropy jeśli m<k to czynnik jest chłodzony, jeśli m>k to czynnik jest ogrzewany (większe różnice oznaczają większą intensywność procesu ; na przykład przy rozprężaniu wykładnik izentropy powinien być mniejszy) W silnikach ZS m₁=1.30; ZI m₁=1.37 (wart przybliżone,dla rozprężania)

p₂= p₁*ε^m1 ; T₂= T₁* ε^m-1

p₂≈1.3÷2MPa(ZI) ; p₂≈3.5÷5MPa(ZS) ; p₂≈4.5÷9MPa(ZS doładowany)

T₂≈670÷800K(ZI) ; T₂≈800÷1000K(ZS) ; T₂≈900÷1100K(ZS doładowany)

punkt 3:

p₃= p_max ; w silnikach iskrowych istnieje zależność: p_max↑ p_e↑ ; p_e-ciśnienie użyteczne (efektywne)

p_max≈4.5÷7.5MPa(ZI) ; p_max≈7.5÷9MPa(ZS) ; p_max≈6.5÷8MPa(ZS z komorą wirową) ; p_max≈4.5÷9MPa(ZS doładowany)

T₃= T₂*p₃/ p₂ ; α= p₃/ p₂

punkt 4 koniec przemiany izobarycznej:

φ= V₄/ V₃ -wsp. izobarycznego przyrostu objętości ; φ=1.2 (ZI) ; φ=1.4 (ZS)

T₄= T₃* φ ; T₄-maksymalna tempratura w obiegu T₄≈2500÷2800K(ZI) ; T₄≈1900÷2500K(ZS)

(T₄ w przypadku ZS niższe ,ponieważ pracuje na ubogiej mieszance o większej bezwładności cieplnej)

punkt 5:

pV^m2=const ; m₂≈1.23(ZI) ; m₂≈1.27(ZS)

p₅= p₄*(ε/φ)^-m2 ; p₅≈0.3÷0.5MPa(ZI) ; p₅≈0.2÷0.4MPa(ZS)

T₅= T₄*(ε/ρ)^-m2+1 ; T₅≈1500÷1800K(ZI) ; T₅≈1900÷2500K(ZS)

3 Definicje średniego ciśnienia indykowanego, średniego ciśnienia użytecznego i sprawności mechanicznej. Orientacyjne wartości dla ZI i ZS 

Średnie ciśnienie indykowane p_i -takie ciśnienie ,które działając na tłok na drodze jednego suwu wywoła taki sam efekt (taka sama praca) jak średnie ciśnienie wszysykich suwów.

P_i=L_i/V_s

Średnie ciśnienie użyteczne p_e (efektywne) odok prędkości obrotowej jest miarą wysilenia silnika ; p_e=L_e/V_s lub p_e= p_i- p_m ; L_e= L_i -L_m , gdzie:

L_e-praca użyteczna (efektywna)

L_i-praca indykowana obiegu (odpowiada ciepłu)

V_s-objętość skokowa

Średnie ciśnienie użyteczne - p_e [MPa]

ZI, samochody osobowe: p_e = 0,80 * 1,0 MPa

ZI, samochody wyczynowe: p_e = 0,95 * 1,2 MPa

ZS, samochody osobowe

wtrysk pośredni: p_e = 0,55 * 0,65 MPa

wtrysk bezpośredni: p_e = 0,60 * 0,75 MPa

doładowane: p_e = 0,70 * 0,85 MPa

ZS, samochody ciężarowe p_e = 0,70 * 0,85 MPa

ZS, ciągniki p_e = 0,55 * 0,75 MPa

ZS, z wtryskiem bezpośrednim, doładowane p_e = 0,85 * 1,15 Mpa

Sprawność mechaniczna : η_m= p_e/ p_i (dla biegu jałowego η_m=0, największa dla największego oporu przy jakim pracuje urządzenie- pod warunkiem , że opory przyrastają monotonicznie)

4.Definicja współczynnika napełnienia; zależność współczynnika napełnienia od prędkości obrotowej dla silników ZI i ZS .

Współczynnik napełnienia η_V (stopień napełnienia ,sprawność napełnienia (może być >1)):

η_V=m_pow/m_t , gdzie:

m_pow-masa powietrza pozostałego w cylindrze po zakończonej wymianie ładunku

m_t-masa powietrza ,która może zmieścić się w objętości cylindra w warunkach odniesienia (warunki normalne techniczne: 25˚C , 100kPa , ρ_pow=1.169kg/m³) m_t=V_s* ρ_pow

W silniku doładowanym m_pow> m_t (η_V>1) ; w silnikach doładowanych przyjmuje się jako odniesienie masę powietrza opuszczającego sprężarkę (tj. o większej gęstości).

Charakterystyka napełnienia (zależność współczynnika napełnienia od prędkości obrotowej)

η_V=f(n) przy s=const , gdzie: n- prędkość obrotowa ; s-ustawienie parametru sterującego pracą silnika (np. kąt otwarcia przepustnicy)

(jeśli p₁-ciśnienie napełnienia ; T_r-temp resztek spalin ; ρ_r-gęst. resztek spalin ; T_pow-temp powietrza ,to:

p₁↑ to η_V↑ ; T_pow↑ to T₁↑ to η_V↓ ; T_r↑ to ρ_pow↓ to η_V↓ ; T↑ to ρ_r↓ to η_V↑ (jeśli resztki spalin są mniej rozprężone to η_V spada)

5. Fazy rozrządu, wykres kinematyczny krzywki. Krzywki bezuderzeniowe, krzywka wielomianowa (polidyne)

Wykres kinematyczny krzywki-zależności h ,v ,a od φ[ºOWR]

Stosuje się krzywki wypukłe współpracujące z popychaczami płaskimi lub wypukłymi.

φ-kąt obrotu wałka krzywkowego φ=ct ; t-czas c-stała (bo stała prędk. obrotowa)

v-prędkość ; a-przyspieszenie ; v(φ)=dh/dφ ; a(φ)=d v(φ)/ dφ=d²h/ dφ²

W-współczynnik wypełnienia krzywki

Wymagania stawiane krzywce:

•W≥0.55

•małe a_max (obciążenie mechaniczne)

•małe a_min (powrót sprężyny)

•różniczkowalność a(φ) (praca bez udarów)

•mała prędkość siadania

•jak najmniejszy możliwy promień koła podstaw

•│ a_max / a_min│=2.5÷4

Wykres kinematyczny krzywki

Krzywka wielomianowa (polidyne)

h=h_max *Σc_i(φ/Φ)ⁱ

Φ-połowa kąta zarysu

Φ-kąt mierzony od h_max

i=0,2,a,b,d,e c₀=1

h= h_max [1+ c₂(φ/Φ)²+ c_a(φ/Φ)^a+ c_b(φ/Φ)^b+ c_d(φ/Φ)^d+ c_e(φ/Φ)^e]

a,b,d,e- parzyste, różne ,≥6 np. 6-10-14-18 ;14-26-38-50

c=[ c_a, c_b, c_d, c_e,]^T i=[a,b,d,e] ^T

c_i= c_i(i)

v(φ)=v(c, i, h_max, Φ, φ)

a(φ)=a(c, i, h_max, Φ, φ)

-5-

6 Ciepło spalania paliwa, wartość opałowa paliwa, wartość opałowa mieszanki 

Wartość opałowa mieszaniny palnej w_miesz

λ≥1 Q=m_pal*w_pal

λ<1 Q=m_pal*w_pal-∆Q ∆Q=(1- λ) m_pal*w_co ∆Q-strata ciepła

Q= m_pal*[ w_pal-(1- λ)* w_co*H(1- λ)]

Lub: Q= m_pal*{ w_pal-(1- λ)* w_co*[sgn(1- λ)+1]/2}

Q=m_miesz*w_miesz

m_miesz= m_pow+ m_pal=(1+ λ*L_t) m_palncgb

w_miesz= [w_pal-(1- λ)* w_co*H(1- λ)]/ (1+ λ*L_t)

Wartość opałowa miesz. palnej w stanie gazowym

Q=( m_pow/ρ_pow+ m_pal / ρ_{pal w st. gaz})*w_{miesz w st. gaz}=( λ*L_t/ ρ_pow+1/ ρ_{pal w st. gaz})* m_pal* w_{miesz w st. gaz}

w_{miesz w st. gaz}= [w_pal-(1- λ)* w_co*H(1- λ)]/ ( λ*L_t/ ρ_pow+1/ ρ_{pal w st. gaz})

7 Definicja współczynnika nadmiaru powietrza (składu mieszanki). Pojęcia mieszanek: stechiometrycznej, ubogiej i bogatej. Zakres palności mieszanki jednorodnej (ZI) 

Współczynnik nadmiaru powietrza (składu mieszanki) λ

λ = m_pow /(m_pal* L_t) -stosunek ilości powietrza w mieszance (bior udział w spalaniu) do ilości powietrza potrzebnego do spalenia paliwa

Mieszanka stechiometryczna-mieszanka zawierająca ilość powietrza potrzebną do całkowitego i zupełnego spalenia zawartego w niej paliwa

Mieszanka uboga λ>1

Mieszanka bogata λ<1

Zakres palności (granice palności) mieszanki jednorodnej określony dla λ ; mieszanka jednorodna (homogeniczna- λ=const w całej objętści):

0.25÷0.4<λ<1.4÷1.8

8 Stała stechiometryczna paliwa, współczynnik nadmiaru powietrza, współczynnik AFR. Zakres palności mieszanki jednorodnej

λ w pyt. 7

Stała stechiometryczna paliwa L_t -ilość powietrza potrzebna do całkowitego i zupełnego spalenia 1 kg paliwa.

C_nH_mO_r+(n+ ^m/₄ - ^r/₂) O₂→nCO₂+ ^m/₂*H₂O+Q Q-ciepło

C + O₂→ CO₂ 2H₂+ O₂→ 2 H₂O

12kg 32kg 44kg 4kg 32kg 36kg

L₀=⁸/₃ c+8h -o [^{kg O2}/_{kg pal}] (zapotrzebowanie tlenu)

L_t=¹/_0.23L₀ = ¹/_0.23(⁸/₃ c+8h -o) [^{kg pow}/_{kg pal}]

L_t=14.7÷15

L_t=f(c,h,o,s,p)

L_t=a_c*c +a_h*h +a_s*s +a_p*p + a_o*o

a_c ,a_h ,a_s ,a_p ,a_o>0 ; a_o<0

Zakres palności w pyt. 7

Współczynnik AFR (A/F)

AFR= m_pow /m_pal AFR= λ* L_t

9 Definicja liczby oktanowej.

Wpływ składu chemicznego paliwa na wartość liczby oktanowej 

Liczba oktanowa-wielkość charakteryzująca odporność paliwa na spalanie stukowe w silniku -procentowa objętościowa zawartość izooktanu w mieszaninie izooktanu z n-heptanem o takiej samej odporności na spalanie stukowe jak badane paliwo w określonych warunkach.

izooktan C₈H₁₈ (trimetylopentan LO=100)

n-heptan C₇H₁₆ (łańcuch łatwy do rozerwania ,mało odporny na spalanie stukowe)

Metody wyznaczania liczby oktanowej:

•Badawcza (R(F1))- silnik badawczy jednocylindrowy o zmiennym stopniu sprężania, metoda typowa dla badania właściwości przy częściowym obciążeniu silnika , n=600obr/min, mieszanka niepodgrzewana ,stały kąt wyprzedzenia zapłonu

•Motorowa- taki sam silnik badawczy, dla dużego obciążenia silnika, n=900obr/min, mieszanka podgrzewana do 149ºC i zmienny kąt wyprzedzenia zapłonu

•Drogowa- dla celów naukowych

Na liczbę oktanową ma wpływ:

-wys liczba atomowa

-skład chemiczny (małą LO mają alkany ,dużą no. izomery i pierścieniowe(cykloalkany i aromatyczne))

-aby zwiększyć LO dodaje się dodatki metaloorganiczne (pył koloidalny- ma dużą powierzchnię) np.:

Pb(C₂H₅)₄ -tetraetyloołów

Pb(CH₃)₄-tetrametyloołów

zw. żelaza-ferrocen

zw potasu

Te subst. działają jako inhibitory -spowalniają reakcje chemiczne

10 Definicja liczby cetanowej. Wpływ składu chemicznego paliwa na wartość liczby cetanowej 

Liczba cetanowa- charakteryzuje skłonność paliwa do samozapłonu.

Procentowy, objętościowy udział n-cetanu w mieszance n-cetanu z -metylonaftalenu o tej samej skłonności do samozapłonu, co badane paliwo w określonych warunkach.

LC= 45:60

n-cetan(heksadekan, prostołańcuchowy) C₁₆H₃₄ LC=100

-metylonaftalenu C₁₀H₈ LC=0

Prostołańcuchowe ,duże cząsteczki mają duże LC ;małe ,nie mające prostych łańcuchów mają małe LC .Stos. się substancje przysp. reakcję (większe LC)-ester azotowy cykloheksanolu.

12 Spalanie w silnikach tłokowych: podstawowe prawa kinetyki reakcji spalania

KINETYKA REAKCJI CHEMICZNYCH

Szybkość reakcji

Szybkość reakcji wielofazowej (heterogenicznej) jest proporcjonalna do pola powierzchni podziału

faz, np. rdzewienia żelaza.

Szybkość reakcji jednofazowej (homogenicznej) zależy od stężenia

gdzie: v - szybkość reakcji

c - stężenie substancji

τ - czas

Np.

2 H₂ + 2 NO → 2 H₂O + N₂

v = k⋅[H₂]⋅[NO]

Równanie kinetyczne reakcji

gdzie: k - stała reakcji

[S] - stężenia substancji: substratów, produktów, rozpuszczalników

ω - rzędy reakcji względem poszczególnych substancji; ω - liczby rzeczywiste

v = k⋅[A]^a⋅[B]^b⋅⋅⋅

gdzie: k - stała reakcji

[A], [B], ...  - stężenia substratów

a, b, ...  - rzędy reakcji względem substratów A, B, ...

a, b, ...  - liczby rzeczywiste

a + b + ...  - całkowity rząd reakcji

Równania kinetyczne etapu reakcji (aktu elementarnego)

Reakcja rzędu pierwszego (jednocząsteczkowa, monomolekularne)

A → produkty

A → M. + N

v_M = = k_M⋅[A]

v_N = = k_N⋅[A]

Reakcja rzędu drugiego (dwucząsteczkowa, bimolekularne)

A + B → produkty

v = k⋅[A]⋅[B]

v_A= = k_A⋅[A]⋅[B]

v_B= = k_B⋅[A]⋅[B]

A + B → M. + N

v_M = = k_M⋅[A]⋅[B]

v_N = = k_N⋅[A]⋅[B]

2 A → produkty

v = k⋅[A]²

Reakcja rzędu trzeciego (trójcząsteczkowa)

A + B +C → produkty

v = k⋅[A]⋅[B]⋅[C]

A + 2 B → produkty

v = k⋅[A]⋅[B]²

3 A → produkty

v = k⋅[A]³

Równanie Arrheniusa

gdzie: R - uniwersalna stała gazowa R = 8,314

E - energia aktywacji

T - temperatura bezwzględna

Różniczkowe równanie Arrheniusa

Temperatura, do której wzrasta szybkość reakcji

19.Równanie mocy silnika II 

p_eV_sn

Za1eżność N_e = -----------

225000 

przedstawia tzw. pierwszą postać wzoru na moc silnika. Nie ujmuje ona jednak wpływu na osiągi silnika takich bardzo istotnych parametrów mocy, jak współczynnik nadmiaru powietrza, stopnia napełnienia _v , właściwości paliwa i sprawn. ogólnej silnika.

27 W_o _v _e

N_e= -------------V_s n ---- ---- ---- γ_

225 632 lo  

gdzie:

Vs- [dcrn³]

n-[obr/rnin],

γ_ -gęstość powietrza otoczenia [kg/m³]

 liczba suwów.

Przy analizowaniu za1eżności na1eży wziąćpod uwagę:

-iloraz W_o / l_o ma dla różnych paliwstałą wart.( 690....720)kcal/kg

-spr efektywna _e jest zależna w silnym stopniu od skł miesz  oraz nieco mniejszym od n .

20.Doładowanie silników 

Stosowane są dwa zasadnicze systemy doładowania silników:

-sprężarki napędzane mechanicznie,

-turbosprężarki.

W pierwszym przypadku sprężarka jest sprzęgnięta z wałem silnika i pobie­ra od niego napęd. Sprzęgnięcie to jest najczęściej stale o stałym przełożeniu.

Moc silnika zostaje zmniejszona o moc potrzebną do napędu sprężarki. Ponieważ jednak przyrost mocy wynikający z zastosowania doładowania jest znacznie większy niż strata mocy na napęd sprężarki (przy prawidłowym roz­wiązaniu silnika i sprężarki oraz doborze warunków doładowania), ostatecznie uzyskuje się zwiększenie mocy silnika.

W drugim przypadku silnik jest zasilany przez zespól doładowujacy, składający się ze sprężarki i turbiny gazowej, która jest napędza. Turbina ta wyko­rzystuje energię gazów spalinowych opuszczających silnik. Turbosprężarka nie ma żadnych mechanicznych powiązań z silnikiem. Dlatego też może być umieszczona w pojeździe mechanicznym w dowolnym miejscu przedziału sil­nikowego. Na1eży jednak unikać takiego jej umieszczenia, przy którym ko­nieczne byłoby stosowanie długich przewodów wydechowych i napełniających, gdyż spowodowałoby to zwiększenie strat przepływu.

Prędkość obrotowa wirników turbosprężarki za1eży nie tylko od prędkości obrotowej zasilanego przez ni~ silnika, lecz także od natężenia wypływu spa­lin i od ich temperatury, a więc od obciążenia silnika. Im obciążenie to jest większe, tym prędkość obrotowa zespołu wirników turbosprężarki jest więk­sza i tym większy jest stopień doładowania silnika.

Do doładowania stosowane s~ sprężarki wyporowe (zwane też statycznymi lub objętościowymi) oraz dynamiczne.

W sprężarkach wyporowych sprężanie powietrza odbywa się wskutek .zmniejszania objętości, w której czasowo zostaje ono zamknięte.

W sprężarkach dynamicznych powietrzu nadawana jest znaczna prędkość, więc uzyskuje ono pewną~ energię kinetyczną, która następnie ulega częścio­wo zamianie na energię potencjalną ciśnienia.

Jako sprężarki wyporowe najczęściej stosowane są sprężarki typu ROOTS .

Są one z reguły napędzane w sposób mechaniczny.

W zespołach doładowujących sprężarki dynamiczne reprezentowane są wy­łącznie przez sprężarki odśrodkowe są one napędzane przez turbiny gazowe tworz4ce razem z nimi jeden zespól — turbosprężarkę.

Parametrami charakteryzującymi sprężarkę są:

-spręż ( , czyli stos ciśnienia za spręż p_d do ciśnienia otoczenia p_o

-stopień wzrostu gęstości ładunku ( _g ) ,czyli stosunek gęst ładunku za spręż γ_d do gęst przed nią γ_o .

/\T-przyrost temp. czynnika przy sprężaniu

_ad- współczynnik sprawn adiabatycznej

L_ad- praca zużyta dla adiabatycznego sprężania określonej ilości czynnika,

L_d- praca zużyta w sprężarce.

Straty w sprężarce:

• szczelność między wirnikiem a obudową,

• tarcie,

• strata wynikająca z ogrzania ładunku w sprężarce

21. Metody ograniczania emisji składników szkodliwych z silników ZI.

22. Metody ograniczania emisji składników szkodliwych z silników ZS.

23. Charakterystyki szybkościowe silników ZI i ZS (współczynniki elastyczności, charakterystyka pełnej mocy, częściowa, regulatorowe dla regulatora dwuzakresowego i wielozakresowego) 

Charakterystyka szybkościowa silnika przedstawia zależność mocy efektywnej, momentu obrotowego lub p_e i jednostkowego zużycia paliwa od prędkości obrotowej wału silnika dla stałego otwarcia przepustnicy lub elementu regulującego dawkowanie paliwa przez pompę wtryskową.

Parametry efektywne

Znamionowe (nominalne)

N_{e N}, n_N, g_{e N}, η_{e N}, M_{e N}, p_{e N}

Maksymalny moment obrotowy

M_{e M}, n_M, g_{e M}, η_{e M}, , p_{e M}

Maksymalna sprawność ogólna (dla pełnej nastawy sterowania i dla częściowej nastawy sterowania)

g_{e min}, n_g, , η_{e max}, p_{e M}

Współczynnik elastyczności prędkości obrotowej

k_n = n_N/n_M

Współczynnik elastyczności momentu obrotowego

k_M = M_{e M}/M_{e N}

Współczynnik elastyczności silnika

Charakterystyka szybkościowa dla ZI:

a)- dla max otwarcia przepustnicy _p = _pmax

• mocy max : regulacja  i _z na mocy max,

• eksploatacyjna zewn. : regulacja  i _z ,

b)- dla częściowego otwarcia przepustnicy _p < _pmax

Charakterystyka szybk. dla ZS :

• mocy max - reg V i _w na max mocy,

• ekonomiczna reg V i _w na min zużycie paliwa,

• eksploatacyjna reg V i _w ,

• granicy dymienia reg _w na max mocy i V na granicznej wart. dymienia,

25.Charakterystyka regulacyjna kąta wyprzedzenia zapłonu. Optymalny kąt wyprzedzenia zapłonu, kąt wyprzedzenia zapłonu na granicy spalania stukowego. Zjawisko spalania stukowego. Wpływ na kąt wyprzedzenia zapłonu na granicy spalania stukowego obciążenia i prędkości obrotowej silnika 

Spalaniu stukowemu ulegają nieduże ilości mieszanki znajdującej się w rejonie ścianek cylindra, najbardziej odległych od świecy zapłonowej i poddawanej przez to dłuższemu okresowi działania powiększonych ciśnień i temperatur wynikłych z przesuwania w ich kierunku frontu płomienia. W pewnej chwili w nie spalonej części mieszanki powstaje naraz kilka ośrodków zapłonu powodujących spalanie detonacyjne reszty mieszanki powiązane z równoczesnym wzrostem ciśnień.

Ograniczenia:

n=const

=const

_p=const

26.Charakterystyka regulacyjna składu mieszanki. Szkodliwe i nieszkodliwe składniki spalin 

Ograniczenia:

_p=const

n=const

27.Rozkład sił w mechanizmie korbowym 

W ukł korbowym silników tłokowych występują dwa rodzaje sił. Jedne siły tzw. siły gazowe pochodzą z ciśnienia gazów powstających w cylindrze podczas obiegu cieplnego, drugie są to siły bezwładności powstające w wyniku ruchu elementów ukł. korbowego.

Siły gazowe są siłami równoważącymi się samoczynnie wewn. silnika, natomiast siły bezwł.(masowe) są siłami , które o ile nie są wyrównoważone, przenoszą się na zew. i powodują wibracje silnika. Siły gazowe oblicza się na podstawie wykresów pracy, natomiast siły bezwładności dopiero po ustaleniu wielkości i ciężarów poszczególnych części układu korbowego.Wielkości tych sił zmieniają się w funkcji kąta obrotu wału korbowego służą do obliczeń wytrzymałościowych.

Siły działające w układzie korbowym :

Siła tłokowa

P=F_tł (p-1)g

Siła działająca wzdłuż korbowodu:

P_k=P g /cos

Siła normalna:

N=P g tg

Siła styczna:

T=P_k sin(

Siła promieniowa działająca wzdłuż ramienia wału korbowego

R=P_k g cos(

Wielkości sił bezwładności otrzymuje się mnożą masy poszczególnych części układu korbowego przez odpowiednie pryspieszenia.

Rozróżnia się następujące siły bezwładności :

a) - siły bezwł. części wirujących,

na te siły składają się niewyrównoważone masy wykorbienia oraz masa części korbowodu leżąca poniżej jego środka ciężkości.

Masa częsci wirujących

m_w = m_n+m_k

m_n- masa niewyrównoważona części korbowodu,

m_k- masa części korbowodu

Siła częsci wirujących:

P_o= g m_w r ² [N]

Wszystkie siły bezwł części wirującychsą siłami odśrodkowymi , które działają wzdłuż promienia wykorbienia i nie zmieniają swych wartości podczas obrotu wału korbowego, niezależnie od kątowego położenia wykorbienia.

b) - siły bezwł. części posuwisto-zwrotnych,

na nie składają się : masa tłoka ze sworzniem i pierścieniami oraz masa części korbowodu znajdująca się powyżej środka ciężkości.

m_p= m_tł + m_czkorb.

siły bezwł. części posuwisto-zwrotnych:

P_p= m_p g r ² (cos cos2

Powyższa zależność wskazuje ,że siła bezwł P_p zmieniają się w zalezności od kątowego położenia wykorbienia , działając jedynie wzdłuż osi cylindra. Rozkładając siłe P_p na dwie siły uzyskuje się tzw. siłę bezwł I rzędu

P_p1= m_p r ² cos

I siłę bezwł II rzędu

P_p2= m_p r ² cos2

Ze wzgl na występowanie w wyrażeniu na siłę P_p1 cos , okresem zmiany tej siły jest pełny obrót wału korbowego, natomiast okresem zmiany siły P_p2 jest pół obrotu wału korbowego, a siła P_p2 jest mniejsza od P_p1 o wartości współczynnika  zmiennego w granicach od 0,27-0,3.

28. Wyrównoważanie silnika: ogólne wymagania, siły nie wyrównoważone w silnikach jedno- i wielocylindrowych.

 

29. Porównanie właściwości silników ZI i ZS.

Silniki o zapłonie iskrowym

• do samochodów osobowych, dostawczych oraz małych i średnich (rzadko) ciężarowych

• mała masa jednostkowa m_s/N_e = 2 * 4,7 kg/kW

• większa prędkość obrotowa

• niższy koszt produkcji: mniejsza masa, mniejsze obciążenie elementów, tańszy osprzęt

• łatwiejszy rozruch (szczególnie nie nagrzanego silnika)

• większa emisja tlenku węgla i węglowodorów

• nieznacznie mniejsza emisja tlenków azotu i praktycznie brak emisji cząstek stałych

• łatwość katalitycznego oczyszczania spalin

• prostsza oraz rzadsza obsługa i niższy koszt napraw

• mniejsza sprawność

Silniki o zapłonie samoczynnym

• szybkoobrotowe silniki po 1936 r.

• do samochodów dostawczych, ciężarowych, autobusów, ciągników i samochodów osobowych

• masa jednostkowa m_s/N_e = 4,7 * 9,5 kg/kW

• mniejsza prędkość obrotowa

• koszt produkcji o 50 * 100 % większy niż silnika ZI (głównie koszt aparatury paliwowej)

• trudniejszy rozruch (szczególnie nie nagrzanego silnika)

• trudna obsługa, wysoki koszt napraw

• mniejsza emisja tlenku węgla i węglowodorów

• większa emisja tlenków azotu i cząstek stałych ; bardzo duże trudności techniczne ograniczenia tych emisji

• większa hałaśliwość

• większa sprawność

• łatwa poprawa właściwości użytkowych przez doładowania

• niższa cena paliwa

30. Porównanie właściwości silników czterosuwowych i dwusuwowych 

Silniki czterosuwowe

• mniejsza moc - dwa razy mniejsza częstotliwość pracy silnika niż w wypadku silnika dwusuwowego

• konieczny wyodrębniony konstrukcyjne układ rozrządu

• większe, cięższe i bardziej skomplikowane

• lepsza wymiana ładunku, lepsze napełnienie, łatwiejsze kształtowanie charakterystyki napełnienia

• znacznie mniejsza toksyczność spalin i łatwiejsze oczyszczanie spalin

• mniejsze obciążenia cieplne tłoka i komory spalania

• możliwość ułożyskowania wału korbowego w łożyskach ślizgowych i zastosowania obiegowego układu chłodzenia

• większa sprawność

• stosowanie mniej kosztownych materiałów, mniejsze zużycie elementów i mniejszy wpływ zużycia elementów na właściwości efektywne

Silniki dwusuwowe

• mniejsza masa jednostkowa, mniejsze wymiary

• objętość skokowa cylindra ograniczona do 250 * 375 cm³

• liczba cylindrów ograniczona do 3 - trudność wykonania i uszczelnienia wału korbowego

• moc maksymalna nie przekraczająca 40 kW

• duże obciążenia mechaniczne i cieplne

• mniejsza sprawność

• bardzo duże emisji substancji szkodliwych (szczególnie węglowodorów i cząstek stałych)

• silniki dwusuwowe o zapłonie samoczynnym: możliwość stosowania olejenia obiegowego, nie ma ograniczeń objętości skokowej cylindra i liczby cylindrów, konieczność stosowania wyodrębnionego układu rozrządu i dużych sprężarek; bardzo dobre właściwości efektywne

31. Porównanie właściwości silników chłodzonych pośrednio i bezpośrednio 

Układ chłodzenia pośredni (cieczą chłodzącą)

-90 % silników ma taki układ chłodzenia

-większa skuteczność i równomierność chłodzenia silnika

-mniejsza hałaśliwośś: tłumienie hałasu przez ciecz, mniejszy -luz między tłokiem i cylindrem

-większa masa

-większa cena

-działanie korozyjne cieczy

-konieczność obsługi układu chłodzenia

-lepsze napełnienie, moc silnika większao około 10 %

-mniejsze obciążenia cieplne

-możliwość stosowania większych stopni sprężania (o ponad 0,5)

-silnik krótszy (brak użebrowań)

Układ chłodzenia bezpośredni (powietrzem)

-silnik lżejszy

-może pracować w bardzo wysokoiej i bardzo niskiej -temperaturze

-szybsze nagrzewanie się po rozruchu, dzięki czemu mniejsze -zużycie części ruchomych i większa trwałość

32. Porównanie właściwości układów wtryskowych i gaźnikowych silników ZI - 

Układy wtryskowe

• Dokładne sterowanie składem mieszanki palnej ze sprężeniem zwrotnym - sonda ၬ, a tym samym spełnienie wymagań trójdrożnego katalizatora spalin.

• Możliwość tworzenia ładunków uwarstwionych, oraz systemów z recylkulacją spalin

• Równomierny skład mieszanki w poszczególnych cylindrach, szczególnie w układach wtryskowych wielopunktowych.

• Możliwość tworzenia zintegrowanych systemów zasilania w raz z układem zapłonowym.

• Konieczność dokładnego filtrowania paliwa.

• Bardziej skomplikowana konstrukcja

Układy gaźnikowe

• Brak możliwości dokładnego sterowania składem mieszanki palnej - wyjątek gaźniki elektroniczne.

• Nierównomierny skład mieszanki w poszczególnych cylindrach silnika wielocylindrowego.

• Tłumienie przepływu powietrza przez gardziel przy pełnych otwarciach przepustnicy.

• Obladzanie gaźnika

• Możliwość powodowania przez siły masowe zakłóceń w ciągłości dostarczanego paliwa (np. przy przyspieszaniu, hamowaniu - szczególnie ważne w silnikach lotniczych.

• Śruba korbowodowa: obciążenie, konstrukcja, materiały, eksploatacja 

Jeden z najbardziej obciążonych elementów silnika: duże siły, małe wymiary.

Uszkodzenie śruby - zniszczenie silnika

Wymagania i właściwości

• zmniejszenie do minimum zjawiska karbu ze względu na wytrzymałość zmęczeniową:

• duży promień łuku przejścia od łba śruby do trzpienia

• gwint drobnozwojny, zwykle walcowany

• nakrętki śrub mają o 15 % mniejszą rozwartość klucza i o 15 % większą wysokość

• śruby korbowodów o prostym podziale łba mają walcową część ustalającą części korbowodu H8/e9

• ze względu na duże naprężenia wstępne - brak dodatkowych zabezpieczeń przed odkręcaniem się

• śruby korbowodów o skośnym podziale łba nie mają części ustalających

Materiały śrub korbowodowych oraz nakrętek

Stale o  R_m = 1000 * 1200 MPa

R_e = 900 * 1100 MPa

Najczęściej stale stopowe, np. 36HNM.

Obciążenie śrub - II model obciążeń

Obciążenie złącza siłą pulsującą P_pk/2 oraz siłą napięcia wstępnego P_ws.




m_tk - masa tłoka kompletnego

m_pk - masa pokrywy korbowodu

m_kp, m_ko - masy korbowodu: posuwista i obrotowa

Sztywność śruby jest około 3 razy mniejsza niż sztywność złącza, amplitudy obciążenia są w śrubie zatem 3 razy mniejsze niż w złączu.

Maksymalne obciążenie śruby




gdzie: k Ⴛ 0,25

Warunki doboru napięcia wstępnego P_ws, stanowiącego minimalne obciążenie śruby

• Napięcie wstępne kilkakrotnie większe od amplitudy obciążenia pulsującego (w odniesieniu do złącza)




• Naprężenie maksymalne równe




Kryterium wytrzymałościowym śruby jest spełnienie warunku pewności zmęczeniowym dla cyklu o ww. obciążeniach ekstremalnych.

Śruby korbowodów o skośnym podziale łba

Obciążenie złącza

Siła podłużna




Siła poprzeczna




ၢ - kąt podziału łba korbowodu w stosunku do podziału prostego

Ustalenie pokrywy:

• za pomocą występów

obciążenie śruby siłą pochodzącą od


• za pomocą ząbków

dodatkowa siła rozciągająca od pochylenia ząbków (około 0,8 T)

obciążenie śruby siłą pochodzącą od




Uwagi eksploatacyjne

Moment dokręcania śrub korbowodowych (wzór empiryczny)




d_s [mm] - średnica nominalna śruby

P_ws [N]

Im lepsze jest wykonanie śruby, tym moment jest mniejszy (mniejszy jest moment tarcia).

Pomiar napięcia wstępnego w szczególnie odpowiedzialnych połączeniach- przez pomiar wydłużenia śruby.

Pierwsze dokręcanie śruby dogładza gwint. Dlatego należy dokręcić śrubę określonym momentem, odkręcić o około 90* i dokręcić ponownie tym samym momentem.

Niekiedy dokręca się nie określonym momentem tylko o określony kąt - skutek jest podobny.

Śruby korbowodowe są częściami jednorazowego użytku.

33. Trzon i główka korbowodu - obciążenia, wymagania i materiały na korbowód 

Główka korbowodu

Szerokość główki jest o około 50 % większa od długości podparcia sworznia w piaście.

Luz osiowy między główką a piastami 1 * 3 mm na stronę.

Tulejka główki (tylko dla sworzni pływających) wciskana w główkę z pasowaniem H6/s6 lub H6/t6.

Starsze rozwiązanie: tulejka lita z brązu fosforowego B101 - toczona, nowe: tulejka zwijana z taśmy bimetalowej - taśmy stalowej o grubości około 1 mm, pokrytej na grubość 0,3 * 0,5 mm brązem cynowo - ołowiowym B1010.

Otwór wewnętrzny tulejki po wciśnięciu w główkę podlega selekcji (2 grupy).

W celu smarowania łożyska główka korbowodu - sworzeń stosuje się niekiedy nacięcia lub nawiercenia główki.

Trzon korbowodu

Przekrój dwuteowy z dużymi, łagodnymi zaokrągleniami. Łagodne zmiany przekrojów ze względów zmęczeniowych.

Materiały i wykonanie korbowodów

Korbowody mniej obciążone - stale węglowe 35, 40, 45, ulepszone cieplnie do R_m = 700 * 800 MPa.

Korbowody b. obciążone - stale niskostopowe 40H, 36HNM, ulepszane cieplnie do R_m = 1000 * 1100 MPa.

Korbowody kute

Kucie w foremnikach, najczęściej trzon razem z pokrywą w dwóch fazach: średniej i większej dokładności. Pochylenia kuźnicze około 7*. Często dodatkowa obróbka powierzchniowa - kulowanie po gratowaniu i szlifowaniu wypływek. Dzięki temu poprawa wytrzymałości zmęczeniowej o 40 * 45 %.

Po odcięciu pokrywy - obróbka skrawaniem.

Niekiedy jako operacja ostatnia - polerowanie trzonów (stosowane rzadko, np. w silnikach Leyland oraz silnikach lotniczych), mimo że polerowanie powoduje powstanie warstwy amorficznej, niekorzystnej ze względów zmęczeniowych (niejednorodność strukturalna warstwy wierzchniej).

Korbowody odlewane

Od lat 70. (GMC, FIAT) coraz częściej stosowane, głównie do silników ZI.

Żeliwo ciągliwe, modyfikowane magnezem.

Korbowody odlewane są tańsze, bardziej wytrzymałe zmęczeniowo, konieczne jednak wzmocnienie trzonu.

Obciążenie główki korbowodu - II model obciążeń

Siła bezwładności P_b tłoka kompletnego ze sworzniem w GZP (ၡ = 0*) przy ၷ_max

P_b = m_{tłoka ze sworzniem}* r * ၷ_max * (1 + ၬ)

Oblicza się naprężenia wg różnych modeli, np. wg Lam*go lub rozciąganego pręta oraz sztywność (odkształcenia) główki.

Obciążenie trzonu korbowodu

• Obliczenia statyczne - I model obciążeń

Naprężenia ściskające w najmniejszym przekroju od siły P_{g max}

• Obliczenia zmęczeniowe - III model obciążeń

Ściskanie

GZP:

P_n = P_{p max} - P_b'

gdzie P_b' = (m_{tłoka kompletnego} + m_kp) * r * ၷ * (1 + ၬ)

Jest tu pewna nieścisłość: zamiast masy m_kp powinna być masa korbowodu nad minimalnym przekrojem.

DZP:

P_b” = (m_{tłoka kompletnego} + m_kp) * r * ၷ * (1 - ၬ)

Do obliczeń jako siłę ściskającą przyjmuje się większą z wartości P_n lub P_b”.

Rozciąganie

GZP (wylot): siła P_b'

34. Obciążenie stopy i pokrywy korbowodu - 2 punkty

Obciążenie łba korbowodu w części przytrzonowej - I model obciążeń

Ściskanie: P_{g max}

Założenie: naciski łba korbowodu na panewkę i panewki na czop korbowy są skierowane prostopadle do powierzchni, a ich wartość zmienia się wg sinusoidy.

Dla kąta ၧ, mierzonego od osi korbowodu:

siła poprzeczna




siła podłużna




Moment gnący względem punktu, będącego środkiem geometrycznym przekroju oddalonego od osi łba o „l” wynosi




od T - ၴ

S - ၳ_r

M_g - ၳ_g

Naprężenie zastępcze (wytężenie)




Prze skośnym podziale łba - identyczny model obciążeń.

Obciążenie pokrywy korbowodu - II model obciążeń

Przyjmuje się działanie siły P_pk w w GZP (ၡ = 0*) przy ၷ_max




m_tk - masa tłoka kompletnego

m_pk - masa pokrywy korbowodu

m_kp, m_ko - masy korbowodu: posuwista i obrotowa

Na pokrywę działają:

dwie siły skupione P_pk/2

sinusoidalnie rozłożone naciski

W przekroju położonym pod kątem ၧ do osi prostopadłej do osi korbowodu

wypadkowa siła poprzeczna




wypadkowa siła podłużna




moment gnący względem środka geometrycznego przekroju oddalonego od osi łba o „l”




gdzie: b - odległość między osiami śrub korbowodowych

od T - ၴ

S - ၳ_r

M_g - ၳ_g

Naprężenie zastępcze (wytężenie)




35. Obciążenie czopów wału korbowego - model wyodrębnionego wykorbienia 

Model wyodrębnionego wykorbienia

Założenia:

• wał nieskończenie sztywny

• w jednym cylindrze w GZP: P_g = P_{g max}, w drugim: P_g = 0.

• dla wałów przestrzennych obciążenie jest również przestrzenne

Przykład: wał silnika czterosuwowego

Siła obciążająca łożysko













m_wo - masa wykorbienia z przeciwciężarami, zredukowana na oś wykorbienia




Według I modelu obciążenia




37. Łożyskowanie wałów korbowych 

Łożyska

Stosowane są praktycznie tylko łożyska ślizgowe.

Wymagania:

• dobre odprowadzanie ciepła

• dobre utrzymywanie filmu oleju

• wytrzymałość na duże naciski (zmienne) i uderzenia

• umożliwienie wgniatania się twardych cząstek w stop łożyskowy

• nieprzyspawywanie się do materiału wału

• nieuleganie korozji

• umożliwienie stosowania małych luzów

• niezmienność właściwości w długim czasie oraz przy podwyższonych temperaturach i ciśnieniach

Obecnie stosuje się wyłącznie panewki cienkościenne.

Panewka cienkościenna - dokładność kształtu otworu wewnętrznego panewki zależy tylko od dokładności kształtu gniazda.

Stosunek grubości panewki do średnicy wewnętrznej mniejszy od 0,04.

Wykonywanie panewek cienkościennych

• materiał: taśma stalowa walcowana na zimno, niskowęglowa 08X lub 10, grubości 1,25 * 3,6 mm

• na płaską taśmę:

• wylewa się

• spieka się

• nawalcowywuje się

stop łożyskowy

• taśmę tnie się na odcinki

• na prasie nadaje się kształt półpanewek

• wewnętrzny otwór obrabia się przez przeciąganie lub przez toczenie diamentem (w mniejszych seriach); tolerancja grubości 0,005 * 0,01 mm.

Zalety panewek cienkościennych:

• całkowita wymienność panewek

• dobre przyleganie do gniazda (dobre odprowadzanie ciepła i duża sztywność)

• zmniejszenie gabarytów i masy łba korbowodu

Zalecana szerokość panewek 0,3 * 0,5 średnicy czopa jako kompromis między nośnością łożyska a naciskami krawędziowymi wywołanymi ugięciami wały.

Stopy łożyskowe

• Stopy cynowo - ołowiowe (białe metale)

• Brązy ołowiowe

• Brązy aluminiowe do 45MPa

Stopy cynowo - ołowiowe (białe metale)

• wysokocynowe (> 82 % Sn, 11 %Sb, 6 % Cu, 0,35 %Pb)

• niskocynowe (>75 %Pb, 10 % Sn, 14 %Sb, 1 % Cu)

Mają małe dopuszczalne naciski:

• wysokocynowe 15 MPa

• niskocynowe 10 MPa

Stosowane są do mało wysilonych silników.

Grubość warstwy 0,15 * 0,30 mm, do 0,45 mm w panewkach nadwymiarowych.

Brązy ołowiowe

• stopy miedzi z cyną i ołowiem: Cu, Pb, około 4 % Sn

• stopy miedzi z ołowiem: Cu, Pb, około 0,2 % Sn

Stopy miedzi z cyną i ołowiem

• duża trwałość

• mała odporność na korozję

• tendencje do przyspawywania się do wału

Powierzchnię łożyska pokrywa się elektrolitycznie warstewką Pb z dodatkiem Sn i Cu o grubości 0,03 * 0,04 mm. Poprawia się nośność, odporność na korozję. Dopuszczalne naciski do 32 MPa.

Między brąz ołowiowy a warstwę ołowiu kładzie się elektrolitycznie Ni o grubości 1 * 2 μm. Zapobiega to wykruszaniu się warstwy zewnętrznej.

Dodatkowo dodaje się zewnętrzną warstwę indu o grubości kilku μm. Zapobiega ona korozji. Dopuszczalne naciski do 45 MPa.

Stopy miedzi z ołowiem

• mniejsza twardość

• trudność odlewania (wydzielanie się ołowiu w czasie zastygania)

• możliwość spiekania stopu miedzi i ołowiu w temperaturze 850 *C w atmosferze N₂ i H₂.

• stosuje się podobne warstwy dodatkowe jak w stopie wysokocynowym

Dopuszczalne naciski do 40 MPa.

Grubość warstwy stopu 0,2 * 0,4 mm, do 0,85 w panewkach nadwymiarowych.

Stopy aluminiowe

Stopy Al z Sn (około 6 * 20 %). Są one nawalcowywane.

Grubość warstwy przed obróbką wynosi 0,5 * 1 mm. W celu ułatwienia docierania i ochrony przed korozją po obróbce warstewka Sn lub Sn - Pb o grubości kilku μm.

Duża wytrzymałość zmęczeniowa.

Naciski dopuszczalne do 45 MPa.

Stopy aluminiowe są najczęściej stosowanymi stopami łożyskowymi.

38. Kadłuby silników chłodzonych pośrednio: zasady budowy, wymagania, materiały 

Kadłub wiąże poszczególne zespoły silnika i służy jako baza do mocowania osprzętu. Jest najbardziej skomplikowaną, największą i najcięższą częścią silnika.

Wymagania stawiane kadłubom:

• zwarta budowa - gabaryty silnika

• duża sztywność - trwałość silnika

• odporność na duże i zróżnicowane obciążenia cieplne

• technologiczność, łatwość obróbki

Struktura kadłuba

• blok cylindrowy:

• górna płyta

• płaszcz

• cylindry

• dolna płyta

• skrzynia korbowa

- miska olejowa

Kadłuby silników chłodzonych pośrednio (cieczą)

• z odlanymi tulejami cylindrowymi

• z suchymi tulejami cylindrowymi

• z mokrymi tulejami cylindrowymi

Materiały kadłubów

Głównie żeliwo: wytrzymałe, łatwopłynne.

Kadłuby z wciskanymi lub wstawianymi tulejami - Zl 250 z dodatkiem Cr (0,5 %) i Ni (0,3 %).

Kadłuby z odlewanymi tulejami - żeliwo niskostopowe: NI (1 %), Cr (0,5 %).

Stopy lekkie: aluminiowe, np. AK9.

Właściwości kadłubów ze stopów lekkich:

• mniej wytrzymałe od kadłubów żeliwnych

• mają grubsze ściany, mimo to lżejsze od kadłubów żeliwnych o ponad 50 %

• łatwiejsza i szybsza obróbka

• lepsze odprowadzanie ciepła

• droższe

• delikatne powierzchnie obrabiane

Zastosowanie kadłubów ze stopów lekkich - głównie do mokrych tulei cylindrowych lub z zalewanymi tulejami żeliwnymi.

Zabiegi polepszające jakość odlewu

• W celu usunięcia naprężeń odlewniczych:

• sezonowanie naturalne (kilka lat)

• sztuczne starzenie (6 h w temperaturze 500 * 550 *C oraz 18 h studzenie wraz z piecem)

dodatek Cr do żeliwa, stabilizujący jego strukturę

39. Kadłuby silników chłodzonych bezpośrednio: zasady budowy, wymagania, materiały 

Kadłuby silników chłodzonych bezpośrednio (powietrzem)

Konieczne jest zapewnienie dobrego omywania cylindrów powietrzem.

Cylindry jako oddzielne części osadzone są w kadłubie, tworząc blok cylindrów.

Kadłub jest skrzynią korbową.

Kadłub jako całość jest mniej sztywny - przedłuża się go poniżej osi wału korbowego.

Tuleje cylindrów są mocno użebrowane.

Ułożyskowanie wału rozrządu w kadłubie - w głowicy jest b. znaczna komplikacja konstrukcji.

Cylindry i głowica mocowane są tymi samymi śrubami dwustronnymi wkręconymi w kadłub. Górne i dolne wzmocnienie cylindrów zapobiega deformacji.

Cylindry są pasowane w kadłubie H9/f8.

Stosunek pola powierzchni użebrowanej do pola powierzchni wewnętrznej cylindrów wynosi 15 * 23. Temperatura na gładzi powinna być mniejsza od 220 *C. Wymiary żeber uwarunkowane są ich położeniem i obciążeniami cieplnymi. Żebra są wykonywane na gotowo z odlewu.

Materiały na cylindry

• Niskostopowe żeliwa odlewane odśrodkowo

• Stopy aluminium (w obciążonych silnikach ZI)

Metoda Al.-Fin wykonywania cylindrów

Zanurzanie tulei cylindrowej wykonanej z silchromu w kąpieli z aluminium. Na powierzchni zewnętrznej tworzy się cienka warstwa stopu Al - Fe. Następnie odlewa się wokół ścianek żebra z aluminium. Cylindry te dobrze odprowadzają ciepło i mają dużą trwałość.

40. Tuleje cylindrowe: klasyfikacja, materiały 

Podział tulei suchych:

• wtłaczane

• wciskane

• pasowane z luzem

Tuleje wtłaczane

Grubość ścianki 1,5 * 3 mm. Pasowanie H6/r6, H7/t7.

Po wtłoczeniu średnicę wewnętrzną szlifuje się i honuje się lub tylko honuje się. Do wtłoczenia ochładza się tuleję w ciekłym powietrzu.

Tuleje wciskane

Grubość ścianki 2 * 3,5 mm. Pasowanie H6/n6, H6/m6.

Po wciśnięciu nie ma obróbki. Do wciśnięcia ochładza się tuleję w ciekłym dwutlenku węgla.

Tuleje pasowane z luzem

Grubość ścianki 2,5 * 4,5 mm. Pasowanie H6/g6.

Niebezpieczeństwo zapieczenia się oleju w szczelinie.

Materiały:

• żeliwa austenityczne: 12 * 17 % Ni, 2 % Cr (b. drogie)

• silchromy - żeliwa stopowe z dodatkami Cr, Mo, P. (tańsze)

• niskostopowe żeliwa do hartowania

41. Głowice silników chłodzonych pośrednio: zasady budowy, wymagania, materiały 

Zadanie: szczelne zamknięcie przestrzeni spalania.

W silnikach 4 - suwowych kanały doprowadzające mieszankę lub powietrze oraz odprowadzające spaliny.

Głowice silników chłodzonych pośrednio

Budowa:

• mocna płyta dolna

• cieńsza płyta górna

• ścianki boczne

• kanały dolotowe i wylotowe

• słupki na śruby mocujące głowice

• osadzenie świecy lub wtryskiwacza

• przestrzeń wypełniona przez ciecz chłodzącą

• ew. łożyska wałka rozrządu

Cyrkulacja cieczy chłodzącej:

• przestrzeń między zaworami

• nadlewy świec lub wtryskiwaczy

• komora spalania

• kanały wylotowe (powinny być chłodzone na całej długości)

Kanały dolotowe i wylotowe - pola przekrojów zmniejszają się w stronę cylindrów o około 20 %. W pobliżu zaworów powinny mieć przekrój zbliżony do kołowego.

Odpływ cieczy - w najwyższym punkcie, aby nie powstawały korki parowe. Niekiedy odbiór cieczy w kilku punktach.

Śruby mocujące głowicę umieszczone jak najbliżej tulei cylindrowej i w jednakowych odległościach.

Głowice silników ZS

Głowice dzielone tylko dla dużych silników. Niekiedy dla silników wysokodoładowanych, bo łatwiej jest uszczelnić cylindry.

W silnikach ZS o wtrysku bezpośrednim kanały dolotowe i wylotowe są najczęściej wyprowadzane na przeciwne strony.

W silnikach ZS o wtrysku pośrednim kanały są wyprowadzane na jedną stronę, po drugiej stronie jest komora (wirowa lub wstępna).

Kolektory dolotowe

W silnikach z wtryskiem bezpośrednim:

• kanał styczny (starsze rozwiązanie)

• kanał śrubowy

Wtryskiwacz umieszczony jest często w stalowej tulejce wciśniętej w głowicę. Mogą być też tulejki mosiężne roztaczane w głowicy. Tulejki te można uszczelniać pierścieniami gumowymi i klejami odpornymi na wysokie temperatury.

Wtryskiwacze mocowane są śrubami dwustronnymi M8.

Głowice silników ZS bywają wykonywane z żeliwa (te same materiały co na kadłub) lub ze stopów lekkich.

Głowice silników ZI

Jednolite obejmujące wszystkie cylindry. W silnikach mniej wysilonych kanały dolotowe i wylotowe bywają łączone parami dla sąsiednich cylindrów, co upraszcza konstrukcję.

Kanały dolotowe i wylotowe mogą być skierowane w jedną stronę lub w dwie. Zależy to głównie od komory spalania:

kulista - na dwie strony

klinowa - na jedną stronę

Materiały: żeliwo lub stopy aluminium (najczęściej).

42. Głowice silników chłodzonych bezpośrednio: zasady budowy, wymagania, materiały 

Najczęściej oddzielne dla każdego cylindra. W małych silnikach 2 - cylindrowych jedna głowica.

Głowice są odlewami kokilowymi ze stopów aluminium.

b.silne użebrowanie: około 75 % powierzchni chłodzącej silnik znajduje się w głowicy.

Kanał wylotowy powinien być jak najprostszy i jak najkrótszy ze względu na obciążenie cieplne głowicy.

43. Komory spalania silników ZS 

Wstawka komory spalania

Komory spalania wstępne lub wirowe znajdują się w głowicy. Stosuje się niekiedy wstawki z żaroodpornego stopu.

Komory spalania silników ZS

Wymagania: zapewnienie dużej prędkości względnej kropelek paliwa i powietrza, umożliwienie spalania z ograniczoną szybkością narastania ciśnienia

Komory spalania silników ZS:

• komory zwarte (niedzielone) - mieszczące się we wgłębieniu w denku tłoka (wtrysk bezpośredni)

• komory dzielone - mieszczące się częściowo w głowicy (wtrysk komorowy, pośredni)

Komory zwarte

Ruch powietrza wywołany jest w suwie dolotu, spotęgowany w suwie sprężania. Zawirowanie w suwie dolotu spowodowane jest ukształtowaniem kanałów dolotowych.

Podział komór zwartych ze względu na kształt:

• toroidalne

• półkuliste

• cylindryczne

Podział komór zwartych ze względu na położenie:

• otwarte - największa średnica poprzeczna komory w tłoku jest mniejsza od średnicy komory w dnie tłoka

• półotwarte - największa średnica poprzeczna komory w tłoku jest większa od średnicy komory w dnie tłoka

Komory zwarte mają następujące cechy:

• stopień sprężania 16 * 19

• małe straty cieplne

• łatwy rozruch

• duża sprawność

• duża twardość biegu

• duże emisje składników szkodliwych (w szczególności tlenków azotu i cząstek stałych)

• ograniczenie szybkoobrotowości

Komory zwarte powszechnie stosowane są w dużych silnikach, ostatnio również w małych (DI oraz TDI).

Komory otwarte współpracują z rozpylaczami wielootworkowymi, komory półotwarte mogą współpracować z jednootworkowymi.

Komory półotwarte mają gorszą sprawność niż otwarte.

Komory dzielone

• wstępne

• wirowe

Komora wstępna ma około 25 % objętości całej komory spalania. Połączona jest z przestrzenią nad tłokiem otworkami o średnicy 2 * 4 mm. Wtrysk następuje do komory wstępnej. Stosuje się wtryskiwacze czopikowe.

Komora wirowa ma kształt kuli lub walca. Zajmuje 2/3 * 3/4 objętości całej komory spalania. Połączona jest z przestrzenią nad tłokiem szerokim stycznym kanałem. Paliwo jest wtryskiwane w wir (rozpylacz czopikowy, ew. dwuotworkowy).

Cechy komór dzielonych:

• powszechnie stosowane w małych silnikach komory wirowe, tylko Daimler Benz stosuje komorę wstępną)

• stopień sprężania 18 * 24

• mała twardość biegu

• mniejsza sprawność

• duża szybkoobrotowość

• trudność rozruchu

• mała emisja składników szkodliwych

44. Komory spalania silników ZI 

Wymagania:

• kształt korzystny dla wymiany ładunku (m.in. duże zawory)

• małe pole powierzchni ścian (straty cieplne, emisja węglowodorów)

• zawirowanie ładunku

• obszary oddalone od świecy muszą być dobrze chłodzone i mieć małą objętość (niebezpieczeństwo spalania stukowego)

• brak szczelin (niebezpieczeństwo gaśnięcia płomienia i emisji węglowodorów)

• nie zawierać elementów ulegających przegrzewaniu (niebezpieczeństwo spalania stukowego i samozapłonu)

• stopień sprężania 7,5 * 11,0

Komory spalania silników ZI

• wanienkowe

• klinowe

• półkuliste

Komory wanienkowe

• najprostsza, zawarta w głowicy

• zawory w jednym rzędzie, równolegle do osi cylindrów

• świeca w bocznej części między zaworami

W rzucie poziomym:

• elipsa, owal

• trójkąt

• „serce”

Komory klinowe

• płaszczyzny denka tłoka i dolna powierzchnia głowicy w komorze pochylone pod kątem 20 * 35 *

• zawory ustawione w rzędzie, nachylone do osi cylindrów

• świeca jak w komorach wanienkowych

• wyciskach o grubości minimum 1 mm (intensywne zawirowanie, ale większa emisja węglowodorów)

Komory półkuliste

• kształt najbardziej zbliżony do ideału

• możliwość umieszczenia dużych zaworów

• umieszczenie świecy w środku komory

• zawory umieszczone pod kątem do płaszczyzny wzdłużnej silnika; kąt między zaworami 70 * 90*

• tzw. komory półkuliste szczątkowe mają ww. kąt 15 * 20 *

• mogą być również komory półkuliste zagłębione w denku tłoka (jednak mniejsze są wówczas zawory)

Ponadto istnieją komory spalania mieszanek ubogich:

• komory spalania mieszanki uwarstwionej (λ = 1,3 * 1,6); wtrysk paliwa w wirujące powietrze

• dzielona komora i zapłon strumieniowy (Honda CVCC); mieszanka zasilająca cylindry jest uboga, jednocześnie do komory wstępnej doprowadzana jest mieszanka bogata i ona ulega zapłonowi od iskry

45. Klasyfikacja układów rozrządu 

1. Ze względu na położenie zaworów w stosunku do komory spalania

- Rozrząd dolnozaworowy - rozwiązanie nie stosowane obecnie

- Rozrząd górnozaworowy

2. Ze względu na napęd zaworów

- Z wałem rozrządu działającym bezpośrednio na zawory - wał rozrządu w głowicy

- Z wałem rozrządu działającym pośrednio na zawory

• wał rozrządu w głowicy: układ z dźwignią jednostronną lub z dźwignią dwustronną

• wał rozrządu w kadłubie: popychacz, drążek popychacza, dźwignia zaworowa i zawór - tzw. ciężki rozrząd

3. Klasyfikacja wg sposobu wymuszania ruchu zamykania zaworu

- za pomocą elementów podatnych:

• sprężyna walcowa o stałym skoku

• układ dwóch sprężyn walcowych o stałych skokach

• sprężyny stożkowe

• sprężyna walcowa o zmiennym skoku

• sprężyna agrafkowa

• drążek skrętny

- za pomocą krzywki: rozrząd dwukrzywkowy (desmodromowy)

46. Redukcja mas w układzie rozrządu 

Przełożenie dźwigni zaworowej


m_zk - masa zaworu kompletnego

m_spr - masa sprężyny zaworowej

m_d - masa drążka popychacza

m_p - masa popychacza

m_p+d - masa popychacza i drążka popychacza

I_d - moment bezwładności dźwigienki zaworowej względem osi obrotu


- masa zredukowana na oś zaworu


- masa zredukowana na oś popychacza


- siła zredukowana na oś zaworu


- siła zredukowana na oś popychacza


- przyspieszenie zredukowane na oś zaworu


- przyspieszenie zredukowane na oś popychacza



















47. Charakterystyka sprężyny zaworowej 

Materiał

Specjalny drut ze stali węglowych lub niskostopowych, przeciągany po odpuszczaniu.

Sprężyny są zwijane na zimno, kulowane (śrutowane) - zwiększanie odporności na zmęczenie oraz lakierowane lub kadmowane - ochrona przed korozją.

Obciążenie sprężyny zaworowej siłą bezwładności elementów układu rozrządu dla maksymalnego przyspieszenia ujemnego krzywki: wartości masy zredukowanej układu rozrządu m_z i przyspieszenia krzywki odniesione do osi zaworu a_min




Mocowanie i prowadzenie sprężyny:

- miseczka sprężyny i zamek

-urządzenie ułatwiające obracanie się zaworu, np. typu „rotocap”

48. Charakterystyka układów gaźnika 

Zależność skł mieszanki od war pracy silnika nazywamy charakterystyką gaźnikowego ukł. zasilania. Rozróżnia się przy tym char. pożądaną (teoretyczną) i char rzeczywistą, dotyczącą ustalonych i nieustalonych warunków pracy silnika.

Dla każdego otwarcia przepustnicy istnieje taki skład mieszanki , przy którym silnik uzyskuje najw. moc oraz inny, dla którego jednostkowe zużycie jednostkowe paliwa jest najmniejsze. Gdy silnik pracuje najoszczędniej (g­_emin­), wówczas moc jego jest najmniejsza od maksymalnej. Gdy silnik uzyskuje N­­_{e max} wówczas jego zużycie jendostkowe jest większe do minimalnego. Max mocy występuje przy mniejszej wart. współczynnika nadmiaru powietrza .

49. Wtryskowe układy zasilania silników ZI 

Klasyfikacja układów wtryskowych ze względu na sterujące elementy wykonawcze

- mechaniczne układy z pompami wtryskowymi (Bosch, Schaefer) - rozwiązania historyczne

- mechaniczne układy wtryskowe (K-Jetronic, KE-Jetronic, Zenith CL, Zenith DL, Pier-burg CS) - obecnie nie stosowane

- elektroniczne układy wtryskowe

Klasyfikacja układów wtryskowych ze względu na usytuowanie punktów dawkowania paliwa

- dawkowanie centralne (jednopunktowe) - SPI (Single Point Injection): Mono-Jetronic, ZEK, Mitsubishi ECI, GMC, Ford, Hitachi

- dawkowanie bezpośrednio do cylindra - rozwiązanie historyczne

- dawkowanie przed wlotem do poszczególnych cylindrów (wielopunktowe):

• bezpośrednio na zawory dolotowe - rozwiązanie historyczne

• do kanałów dolotowych - MPI (Multi Point Injection): D-Jetronic, L-Jetronic, LH-Jetronic, Pierburg, Lucas, Toyota, Nissan, GMC

Klasyfikacja układów wtryskowych ze względu na realizację wtrysku w czasie

- wtrysk ciągły: K-Jetronic, ZEK

- wtrysk okresowy:

• zsynchronizowany z cyklami pracy silnika: D-Jetronic, L-Jetronic, LH-Jetronic, Ford, Lucas, Toyota, GMC

• niezsynchronizowany z cyklami pracy silnika: Mitsubishi ECI, KE-Jetronic

Sterowanie układów wtryskowych

- Wielkości sterujące wartość dawki:

• prędkość obrotowa - n

• obciążenie

• stan cieplny silnika - t_s

• zakres pracy: kąt otwarcia przepustnicy na biegu jałowym -  _bj, kąt otwarcia przepustnicy przy całkowitym obciążeniu - _max

• stan dynamiczny silnika: przyspieszanie, hamowanie silnikiem - n,
  

- Miara obciążenia silnika:

• podciśnienie w układzie dolotowymp, temperatura czynnika w układzie dolotowymt_pow  (D-Jetronic)

• objętościowe natężenie przepływu powietrza w układzie dolotowymQ_w, temperatura czynnika w układzie dolotowymt_pow   (L-Jetronic)

• masowe natężenie przepływu powietrza w układzie dolotowymQ_m  (LH-Jetronic, Mitsubishi ECI)

• kąt otwarcia przepustnicy - , prędkość obrotowe - n, temperatura czynnika w układzie dolotowymt_pow    (stare rozwiązanie - Pierburg CS)

- Stan dynamiczny:

• przyspieszanie:
  

• hamowanie silnikiem: n,
  , ,
  

Schemat funkcjonalny wtryskowych układów zasilania ze zintegrowanymi układami sterowania

- Jednostka centralna

• mapy zerowych przybliżeń wielkości sterowanych: współczynnik składu mieszanki, kąt wyprzedzenia zapłonu,

• komputer

• algorytm

- Układy pomiarów

• miara stanu cieplnego silnika (temperatura cieczy chłodzącej silnik)

• temperatura czynnika w układzie dolotowym

• prędkość obrotowa

• położenie i ruch przepustnicy

• natężenie przepływu powietrza: objętościowe i masowe

• detekcja spalania stukowego

• współczynnik składu mieszanki spalanej w cylindrach (elektrochemiczna pompa tlenowa) lub detekcja składu stechiometrycznego współczynnika składu mieszanki spalanej w cylindrach (sonda lambda)

• ciśnienie maksymalne spalania

Instalacja paliwowa

• pompa paliwa

• regulator ciśnienia

• filtr paliwa

- Elementy wykonawcze

• wtryskiwacze robocze

• wtryskiwacz rozruchowy

• zawór EGR

Przykładowe wtryskowe układy zasilania

- D-Jetronic firmy Bosch - wykorzystanie pomiaru podciśnienia i temperatury powietrza w układzie dolotowym jako miary obciążenia silnika; MPI

- L-Jetronic firmy Bosch - wykorzystanie pomiaru objętościowego natężenia przepływu i temperatury powietrza w układzie dolotowym jako miary obciążenia silnika; MPI

- LH-Jetronic firmy Bosch - wykorzystanie pomiaru masowego natężenia przepływu powietrza jako miary obciążenia silnika (przepływomierz termoanemometryczny); MPI

- Mitsubishi ECI - wykorzystanie pomiaru masowego natężenia przepływu powietrza jako miary obciążenia silnika (przepływomierz działający na zasadzie wirów Karmana); SPI

- Motronic firmy Bosch - elektroniczny układ sterowania wtrysku paliwa i zapłonu mieszanki

Schemat zintegrowanego układu sterowania procesów roboczych w silniku o zapłonie iskrowym




Pomiar maksymalnego ciśnienia obiegu oraz detekcja spalania stukowego są rozwiązaniami alternatywnymi w zastosowaniu do optymalnego sterowania układu zapłonu

50. Układ zasilania silnika ZS 

Zadania układów zasilania silników o zapłonie samoczynnym

- doprowadzenie paliwa do komór spalania poszczególnych cylindrów w odpowiednim czasie w cyklach pracy silnika i w odpowiedniej ilości

- nadawanie odpowiedniego kształtu strudze

- rozpylanie paliwa na krople o średnicach mniejszych od 10 m

Dawka paliwa przy maksymalnym obciążeniu: 55 - 70 mm³/dm³ V_ss - ( = 1,1 - 1,4), na biegu jałowym: około 10 mm³/dm³ V_ss  - ( = 7 - 10).

Ciśnienie wtrysku > 12 MPa.

Zespoły układu zasilania silników o zapłonie samoczynnym

- pompa wtryskowa napędzana od silnika

- wtryskiwacze

- regulator prędkości obrotowej

- pompa zasilająca

- filtry paliwa

- przestawiacz wtrysku

- urządzenia łączące zespoły: sprzęgło i przewody paliwowe

- urządzenia dodatkowe: wzbogacacz dawki, korektor dawkowania

- urządzenia awaryjne, np. wyłącznik STOP

Pompy wtryskowe sekcyjne (rzędowe)

Zespół pomp tłoczących paliwo (sekcji) umieszczonych we wspólnej obudowie, wspólnie napędzanych i sterowanych:

- każda z sekcji doprowadza paliwo do jednego wtryskiwacza

- zmiana dawkowania od 0 do 100 % przez obrót tłoczka

- jednakowy obrót tłoczków (wspólne sterowanie)

Czynny skok tłoczka około 15 % skoku.

Zarysy krawędzi sterujących:

- o stałym początku i zmiennym końcu tłoczenia (najczęściej stosowane)

- o zmiennym początku i zmiennym końcu tłoczenia (praktycznie nie stosowane)

- o zmiennym początku i stałym końcu tłoczenia (rzadko stosowane)

Przy stałej nastawie sterowania dawka wzrasta wraz ze wzrostem prędkości obrotowej: jest to skutek wzrastającego dławienia (coraz wcześniejszy początek i coraz późniejszy koniec tłoczenia). Przeciwdziała się temu stosując dodatnie korektory dawkowania.

Korekcja dawkowania

- dodatnia, zmniejszająca dawkę wraz ze wzrostem prędkości obrotowej

- ujemna, zwiększająca dawkę wraz ze wzrostem prędkości obrotowej - stosowane w silnikach doładowanych (rośnie współczynnik napełnienia w miarę wzrostu prędkości obrotowe)

Korektory

- hydrauliczne - odpowiednio ukształtowany zaworek odcinający

- mechaniczne - sprężynowy zderzak listwy zębatej

Pompy wtryskowe rozdzialaczowe

- regulacja dawki przez dławienie dopływu paliwa z pompy zasilającej przez zawór sterujący

- zmienny początek i stały koniec tłoczenia

- odmierzanie dawek do wszystkich wtryskiwaczy przez jeden cylinder

Wady pomp rozdzielaczowych:

- uderzenia popychaczy o powierzchnię krzywek

- kończenie tłoczenia przy zerowej prędkości tłoczków (podciekania rozpylaczy)

- duża prędkość obrotowa wirnika i mały luz wymagają bardzo dokładnego filtrowania paliwa

- trudność uzyskania dawki rozruchowej

Zalety pomp rozdzielaczowych:

- małe wymiary

- prosta konstrukcja

- mała liczba par precyzyjnych

- mały rozrzut dawek

- nie wymagają korekcji dawkowania

Pompy zasilające

Najczęściej tłokowe, przeponowe lub rotacyjne

Wtryskiwacze

Wtryskiwacz uniwersalny składa się z obsady i rozpylacza.

W obsadzie: króciec doprowadzający paliwo z filtrem.

W rozpylaczach zamkniętych: drążek (iglica) i sprężyna do regulacji ciśnienia otwarcia wtryskiwacza.

Rozpylacze:

- otwarte - nie stosowane w silnikach samochodów i ciągników

- zamknięte

Rozpylacze zamknięte:

- otworkowe (średnica otworków 0,25 - 0,4 mm):

• jednootworkowe

• dwuotworkowe: symetryczne, niesymetryczne

• wielootworkowe: symetryczne, niesymetryczne

- czopikowe:

• zwykłe

• dławiące

Regulatory prędkości obrotowej

Podstawowe funkcje:

- ograniczenie maksymalnej prędkości obrotowej

- utrzymania prędkości obrotowej biegu jałowego

Regulatory silników trakcyjnych:

- dwuzakresowe

- wielozakresowe

Klasyfikacja ze względu na układ wykonawczy:

- mechaniczne (odśrodkowe)

- hydrauliczne

- pneumatyczne (najczęściej podciśnieniowe)

- złożone, np. odśrodkowo-podcisnieniowe

Współczynnik niejednostajności regulatora




δ = 1,5 - 10 % dla silników samochodów osobowych

0,3 - 5 % dla silników ciągników

Współczynnik nieczułości regulatora




gdzie n - zmiana prędkości do chwili reakcji regulatora

Przewody paliwowe

- niskociśnieniowe: rurki miedziane, stalowe kadmowane lub z tworzyw sztucznych wzmocnionych

- wysokociśnieniowe: grubościenne rurki z miękkiej stali

Napęd pompy wtryskowej

- przekładnie zębate

- łańcuchowe

- przekładnie z pasem zębatym (najczęściej obejmującym również wał rozrządu)

51. Regulatory prędkości obrotowej 

Regulatory prędkości obrotowej

Podstawowe funkcje:

- ograniczenie maksymalnej prędkości obrotowej

- utrzymania prędkości obrotowej biegu jałowego

Regulatory silników trakcyjnych:

- dwuzakresowe

- wielozakresowe

Klasyfikacja ze względu na układ wykonawczy:

- mechaniczne (odśrodkowe)

- hydrauliczne

- pneumatyczne (najczęściej podciśnieniowe)

- złożone, np. odśrodkowo-podcisnieniowe

Współczynnik niejednostajności regulatora




δ = 1,5 - 10 % dla silników samochodów osobowych

0,3 - 5 % dla silników ciągników

Współczynnik nieczułości regulatora




gdzie n - zmiana prędkości do chwili reakcji regulatora

52. Zasada działania sekcyjnej pompy wtryskowej 

Pompy wtryskowe sekcyjne (rzędowe)

Zespół pomp tłoczących paliwo (sekcji) umieszczonych we wspólnej obudowie, wspólnie napędzanych i sterowanych:

- każda z sekcji doprowadza paliwo do jednego wtryskiwacza

- zmiana dawkowania od 0 do 100 % przez obrót tłoczka

- jednakowy obrót tłoczków (wspólne sterowanie)

Czynny skok tłoczka około 15 % skoku.

Zarysy krawędzi sterujących:

- o stałym początku i zmiennym końcu tłoczenia (najczęściej stosowane)

- o zmiennym początku i zmiennym końcu tłoczenia (praktycznie nie stosowane)

- o zmiennym początku i stałym końcu tłoczenia (rzadko stosowane)

Przy stałej nastawie sterowania dawka wzrasta wraz ze wzrostem prędkości obrotowej: jest to skutek wzrastającego dławienia (coraz wcześniejszy początek i coraz późniejszy koniec tłoczenia). Przeciwdziała się temu stosując dodatnie korektory dawkowania.

Korekcja dawkowania

- dodatnia, zmniejszająca dawkę wraz ze wzrostem prędkości obrotowej

- ujemna, zwiększająca dawkę wraz ze wzrostem prędkości obrotowej - stosowane w silnikach doładowanych (rośnie współczynnik napełnienia w miarę wzrostu prędkości obrotowe)

Korektory

- hydrauliczne - odpowiednio ukształtowany zaworek odcinający

- mechaniczne - sprężynowy zderzak listwy zębatej

53. Zasada działania rozdzielaczowej pompy wtryskowej 

Pompy wtryskowe rozdzialaczowe

- regulacja dawki przez dławienie dopływu paliwa z pompy zasilającej przez zawór sterujący

- zmienny początek i stały koniec tłoczenia

- odmierzanie dawek do wszystkich wtryskiwaczy przez jeden cylinder

Wady pomp rozdzielaczowych:

- uderzenia popychaczy o powierzchnię krzywek

- kończenie tłoczenia przy zerowej prędkości tłoczków (podciekania rozpylaczy)

- duża prędkość obrotowa wirnika i mały luz wymagają bardzo dokładnego filtrowania paliwa

- trudność uzyskania dawki rozruchowej

Zalety pomp rozdzielaczowych:

- małe wymiary

- prosta konstrukcja

- mała liczba par precyzyjnych

- mały rozrzut dawek

- nie wymagają korekcji dawkowania

54. Klasyfikacja rozpylaczy 

Wtryskiwacz uniwersalny składa się z obsady i rozpylacza.

W obsadzie: króciec doprowadzający paliwo z filtrem.

W rozpylaczach zamkniętych: drążek (iglica) i sprężyna do regulacji ciśnienia otwarcia wtryskiwacza.

Rozpylacze:

- otwarte - nie stosowane w silnikach samochodów i ciągników

- zamknięte

Rozpylacze zamknięte:

- otworkowe (średnica otworków 0,25 - 0,4 mm):

• jednootworkowe

• dwuotworkowe: symetryczne, niesymetryczne

• wielootworkowe: symetryczne, niesymetryczne

- czopikowe:

• zwykłe

• dławiące

---