Гидравлические и пневматические системы

Скорость v2R нормальна к цилиндрической поверхности S6 = nDb22 , которая является сечением потока, выходящего из рабочего колеса, и поэтому связана с подачей насоса известной зависимостью:



Подставив это выражение для v2R в формулу

а с учетом известного соотношения для окружной скорости U2 = w(D/2 окончательно получим для теоретического напора насоса с бесконечным числом лопаток:

Прежде всего необходимо учесть, что рабочее колесо имеет конечное число лопаток и каждая лопатка обладает определенной толщиной (см. первое допущение). Наиболее просто это сделать, введя безразмерный коэффициент влияния числа лопаток kz. Тогда значение теоретического напора Hт учитывающее влияние лопаток, определится по формуле

Величина Нт представляет собой напор, который создавался бы при отсутствии потерь напора внутри насоса. Коэффициент kz можно считать постоянным для данного насоса, так как он зависит от числа лопаток, соотношения радиусов R1/R2 и угла наклона лопаток на выходе р2.

Необходимо иметь в виду, что при р2 = 90" тригонометрическая функция ctg меняет знак, а при р2 > 90" можно получить значительно большие напоры. Однако у современных насосов р2 находятся м диапазоне 15...40°, так как при больших углах возрастают абсолютные скорости движения жидкости, резко увеличиваются гидравлические потери и падает коэффициент полезного действии насоса.

Далее необходимо учесть снижение напора из-за гидравлических потерь энергии в проточной части насоса. Действительный напор насоса H меньше теоретического Нт на суммарную потерю напора Уhпот:

H=Hт-Уhпот

Представленная зависимость имеет минимальное значение при Q = Q0. Этот режим является расчетным, и векторы скоростей жидкости в насосе направлены по касательным (или близким к ним траекториям) к обтекаемым поверхностям (лопаткам колеса, спиральному отводу и др.). При отклонении Q от Qo условия обтекания ухудшаются, возникают дополнительные вихреобразования и растут потери энергии.

Имея зависимость Уhпот =f(Q) и пользуясь формулой , получим действительную характеристику насоса. Такой вид имеют характеристики всех лопастных насосов (центробежных, осевых и диагональных). Необходимо указать, что соотношение действительного Н и теоретического Нт напоров учитывает гидравлические потери в проточной части насоса и представляет собой его гидравлический КПД:



Коэффициенты полезного действия центробежного насоса

Полный коэффициент полезного действия гидромашины з определяется произведением трех частных КПД:

где з0 -- объемный КПД, учитывающий потери на утечки и перетечки жидкости через зазоры; зr-- гидравлический КПД, учитывающий потери на вихреобразование и трение в жидкости (в проточной части насоса)

гм -- механический КПД, учитывающий механические потери в подшипниках и уплотнениях.

В центробежных (и в других лопастных) насосах все три вида потерь имеют существенное значение и должны учитываться при проведении расчетов.

У большинства современных центробежных насосов частные

КПД лежат в пределах 0,80... 0,98. Причем необходимо иметь в виду, что увеличение одного частного КПД обычно влечет за собой уменьшение другого. Например, уменьшение зазора в большинстве случаев влечет за собой уменьшение утечек и увеличение объемного КПД. Однако это изменение зазора приводит к увеличению механического трения и падению механического КПД.

Численные значения полных КПД большинства центробежных насосов лежат в пределах 0,70...0,85, причем КПД крупных насосов выше (могут достигать 0,92), а маленьких -- ниже (до 0,6).

Следует также отметить, что полный КПД любого лопастного насоса дважды принимает нулевое значение: при Q = 0 (точка А на рис.6.6) и при Н= 0 (точка В на рис. 3.7), так как в обоих случаях полезная мощность насоса, определяемая зависимостью N= HpgQ, равна нулю. Поэтому зависимость КПД насоса от подачи ?=f(Q) имеет максимум (точка С на рис. 6.6). Точка С определяет оптимальный (номинальный) режим работы насоса, на котором наиболее целесообразно его эксплуатировать.

Рис. 7. Характеристики насоса

Поршневые насосы

В поршневых возвратно-поступательных насосах силовое взаимодействие рабочего органа с жидкостью происходит в неподвижных рабочих камерах, которые попеременно сообщаются с полостями всасывания и нагнетания за счет впускного и выпускного клапанов.

В качестве рабочего органа (вытеснителя) в возвратно-поступательных насосах используются поршень, плунжер или гибкая диафрагма. Поэтому такие насосы подразделяются на поршневые, плунжерные и диафрагменные. Возвратно-поступательные насосы также подразделяются по способу привода на прямодействующие и вальные. Привод прямодействующего насоса осуществляется за счет возвратно-поступательного воздействия непосредственно на вытеснитель. Примером такого насоса является простейший насос с ручным приводом. Вальный насос приводится за счет вращения ведущего вала, которое преобразуется в возвратно-поступательное движение при помощи кулачкового или кривошипно-шатунного механизма.

Рассмотрим устройство и принцип работы поршневого насоса с вальным приводом на рис. 6.7, а приведена конструктивная схема поршневого насоса с кривошипно-шатунным механизмом. Приводной вал 7 через кривошип 6 радиусом ( r ) и шатун 5 приводит в движение поршень 3 площадью ( Sп ) который движется возвратно-поступательно в корпусе (цилиндре) 4. Насос имеет два подпружиненных клапана: впускной 1 и выпускной 2. Рабочей камерой данного насоса является пространство слева от поршня, ограниченное корпусом 4 и крайними положениями поршня 3 оно на рисунке затемнено. При движении поршня 3 вправо жидкость через впускной клапан 1 заполняет рабочую камеру, т. е. обеспечивается всасывание. При движении поршня 3 влево жидкость нагнетается в напорный трубопровод через клапан 2.

Рис. 8. Насосы возвратно-поступательного движения:

Рассматриваемый насос имеет одну рабочую камеру ( z = 1 ), и за один оборот вала поршень 3 совершает один рабочий ход, т.е. это насос однократного действия (к = 1). Из анализа рис. 1, а следует, что рабочий ход ( L ) поршня 3 равен двум радиусам кривошипа 6. Тогда в соответствии с (рис. 1) рабочий объем насоса равен объему рабочей камеры и может быть вычислен по формуле

WQ = WK = Sп * 2r

Насосы с поршнем в качестве вытеснителя являются самыми распространенными из возвратно-поступательных насосов. Они могут создавать значительные давления (до 30...40 МПа). Однако выпускаются также насосы, рассчитанные на значительно меньшие давления (до 1... 5 МПа). Скоростные параметры этих насосов (число рабочих циклов в единицу времени) во многом определяются конструкцией клапанов, так как они являются наиболее инерционными элементами. Насосы с подпружиненными клапанами допускают до 100...300 рабочих циклов в минуту. Насосы с клапанами специальной конструкции позволяют получить до 300...500 циклов в минуту.

В поршневых насосах существуют все три вида потерь: объемные, гидравлические и механические потери. Объемные КПД ( з0 ) большинства поршневых насосов составляют 0,85...0,98. Гидравлические КПД ( зг ), определяемые потерями напора в клапанах, находятся в пределах 0,8...0,9, а механические КПД ( зм ) - 0,94...0,96. Полный КПД ( зн ) для большинства поршневых насосов составляет 0,75...0,92. Определяется по формуле

зн = з м *зг *з0

Значительно реже применяются насосы с плунжером в качестве вытеснителя. У этих насосов существенно больше поверхность контакта между корпусом и вытеснителем, что позволяет значительно лучше уплотнить рабочую камеру. Плунжерные насосы обычно изготовляются с высокой точностью, поэтому они являются весьма дорогими, но позволяют получать очень большие давления -- до 150...200 МПа. Основной областью использования плунжерных насосов являются системы топливоподачи дизелей.

На рис. 6.7, б приведена конструктивная схема такого насоса с кулачковым приводом. Ведущий вал приводит во вращение кулачок 11, который воздействует на плунжер 9, совершающий возвратно-поступательные движения в корпусе (цилиндре) 4, причем движение плунжера влево обеспечивается кулачком 11, а обратный ход -- пружиной 10. Данный насос имеет только один клапан -- выпускной 2. Отсутствие впускного клапана является особенностью насосов, используемых на дизелях. Их топливные системы обычно имеют вспомогательные насосы, и заполнение рабочей камеры плунжерного насоса обеспечивается через проточку 8 вспомогательным насосом.

Диафрагменные насосы в отличие от насосов, рассмотренных выше, достаточно просты в изготовлении и поэтому являются дешевыми. На рис. 6.7, в приведена схема прямодействующего диафрагменного насоса. В корпусе 4 насоса закреплена гибкая диафрагма 12, прикрепленная также к штоку 13. Насос имеет два подпружиненных клапана: впускной 1 и выпускной 2. Рабочей камерой насоса является объем внутри корпуса 4, расположенный слева от диафрагмы 12. Рабочий процесс диафрагменного насоса не отличается от рабочего процесса поршневого насоса.

Диафрагменные насосы не могут создавать высокое давление, так как оно ограничивается прочностью диафрагмы. Его максимальные значения в большинстве случаев не превышают 0,1... 0,3 МПа. Диафрагменные насосы нашли применение в топливных системах карбюраторных двигателей.

Очень существенным недостатком возвратно-поступательных насосов с вытеснителем любой конструкции является крайняя неравномерность их подачи Q во времени t. Это вызвано чередованием тактов всасывания и нагнетания. График подачи Q, представленный на рис. 6.8, а, наглядно демонстрирует эту неравномерность. Для ее снижения используют два способа.

Первым из этих способов является применение многокамерных насосов. В этом случае нагнетание осуществляется несколькими вытеснителями по очереди или одновременно. На рис. 6.8, б представлен график подачи трехпоршневого насоса, на котором тонкими линиями показаны подачи отдельных рабочих камер, а толстой -- суммарная подача насоса. Конструкции многокамерных насосов весьма разнообразны, но в большинстве случаев это насосы с несколькими рабочими камерами в одном корпусе. При увеличении числа рабочих камер с целью уменьшения неравномерности подачи предпочтение следует отдавать насосам с нечетным числом камер.

Рис. 9. График подачи однопоршневого (а) и трехпоршневого (б) насосов и схема поршневого насоса с гидроаккумулятором (в)

Вторым способом снижения неравномерности подачи жидкости является установка в гидролинию на выходе насосов гидравлических аккумуляторов. На рис. 6.8, в приведена схема насоса с гидравлическим аккумулятором, который представляет собой замкнутую емкость, разделенную гибкой диафрагмой на две полости. При ходе нагнетания часть подаваемой насосом жидкости заполняет нижнюю полость гидроаккумулятора, а газ (воздух) в верхней полости сжимается. При ходе всасывания давление в трубопроводе снижается и жидкость из гидроаккумулятора вытесняется сжатым газом. График подачи Q во времени t такого устройства приведен на рис. 6.8, а. Следует отметить, что вместо термина гидроаккумулятор в литературе используется также термин воздушный колпак.

Шестеренные насосы

Гидравлические машины шестеренного типа

Шестеренные машины в современной технике нашли широкое применение. Их основным преимуществом является конструкционная простота, компактность, надежность в работе и сравнительно высокий КПД. В этих машинах отсутствуют рабочие органы, подверженные действию центробежной силы, что позволяет эксплуатировать их при частоте вращения до 20 с-1. В машиностроении шестеренные гидромашины применятся в системах с дроссельным регулированием.

Шестеренные насосы. Основная группа шестеренных насосов состоит из двух прямозубых шестерен внешнего зацепления (рис.6.9, а). Применяются также и другие конструктивные схемы, например, насосы с внутренним зацеплением (рис.6.9, б), трех- и более шестерные насосы (рис.6.9, в).

Рис. 10. Схемы шестеренных насосов:

а - с внешним зацеплением; б - с внутренним зацеплением; в - трехшестеренный

Шестеренный насос с внешним зацеплением (рис.6.9 а) состоит из ведущей 1 и ведомой 2 шестерен, размещенных с небольшим зазором в корпусе 3. При вращении шестерен жидкость, заполнившая рабочие камеры (межзубовые пространства), переносится из полости всасывания 4 в полость нагнетания 5. Из полости нагнетания жидкость вытесняется в напорный трубопровод.

В общем случае подача шестерного насоса определяется по формуле

где k - коэффициент, для некорригированных зубьев k = 7, для корригированных зубьев k = 9,4; D - диаметр начальной окружности шестерни; z - число зубьев; b - ширина шестерен; n - частота оборотов ведущего вала насоса; зоб - объемный КПД.

Шестеренный насос в разобранном состоянии представлен на рис.6.10. Шестеренный насос состоит из корпуса 8, выполненного из алюминиевого сплава, внутри которого установлены подшипниковый блок 2 с ведущей 1 и ведомой 3 шестернями и уплотняющий блок 5, представляющий собой другую половину подшипника. Для радиального уплотнения шестерен в центральной части уплотняющего блока имеются две сегментные поверхности, охватывающие с установленным зазором зубья шестерен. Для торцевого уплотнения шестерен служат две поджимные пластины 7, устанавливаемые в специальные пазы уплотняющего блока с обеих сторон шестерен. В поджимных пластинах и в левой части уплотняющего блока есть фигурные углубления под резиновые прокладки 6. Давлением жидкости из полости нагнетания пластины 7 прижимаются к торцам шестерен, благодаря чему автоматически компенсируется зазор, а утечки остаются практически одинаковыми при любом рабочем давлении насоса. Ведущая и ведомая шестерни выполнены заодно с цапфами, опирающимися на подшипники скольжения подшипникового и уплотняющего блоков. Одна из цапф ведущей шестерни имеет шлицы для соединения с валом приводящего двигателя. Насос закрывается крышкой 4 с уплотнительным резиновым кольцом 9. Приводной вал насоса уплотнен резиновой манжетой, закрепленной специальными кольцами в корпусе насоса.

Рис. 11. Шестеренный насос НШ-К и его составные элементы

Шестеренные насосы с внутренним зацеплением сложны в изготовлении, но дают более равномерную подачу и имеют меньшие размеры. Внутренняя шестерня 1 имеет на два-три зуба меньше, чем внешняя шестерня 2. Между внутренней и внешней шестернями имеется серпообразная перемычка 3, отделяющая полость всасывания от напорной полости. При вращении внутренней шестерни жидкость, заполняющая рабочие камеры, переносится в напорную полость и вытесняется через окна в крышках корпуса 4 в напорный трубопровод.

На рис.6.9, в приведена схема трехшестеренного насоса. В этом насосе шестерня 1 ведущая, а шестерни 2 и 3 - ведомые, полости 4 - всасывающие, а полости 5 - напорные. Такие насосы выгодно применять в гидроприводах, в которых необходимо иметь две независимые напорные гидролинии.

Равномерность подачи жидкости шестерным насосом зависит от числа зубьев шестерни и угла зацепления. Чем больше зубьев, тем меньше неравномерность подачи, однако при этом уменьшается производительность насоса. Для устранения защемления жидкости в зоне контакта зубьев шестерен в боковых стенках корпуса насоса выполнены разгрузочные канавки, через которые жидкость отводится в одну из полостей насоса.

Шестеренные гидромоторы. Работа шестеренных гидромоторов осуществляется следующим образом. Жидкость из гидромагистрали (см. рис.6.9, а) поступает в полость 4 гидродвигателя и, воздействуя на зубья шестерен, создает крутящий момент, равный

где зм - механический КПД гидромотора.

Конструктивно шестерные гидромоторы отличаются от насосов меньшими зазорами в подшипниках, меньшими усилиями поджатия втулок к торцам шестерен, разгрузкой подшипников от неуравновешенных радиальных усилий. Пуск гидромоторов рекомендуется производить без нагрузки.

Шестеренные машины являются обратимыми, т.е. могут быть использованы и как гидромоторы и как насосы.

Пластинчатые насосы и гидромоторы

Пластинчатые насосы и гидромоторы так же, как и шестеренные, просты по конструкции, компактны, надежны в эксплуатации и сравнительно долговечны. В таких машинах рабочие камеры образованы поверхностями статора, ротора, торцевых распределительных дисков и двумя соседними вытеснителями-платинами. Эти пластины также называют лопастями, лопатками, шиберами.

Пластинчатые насосы могут быть одно-, двух- и многократного действия. В насосах однократного действия одному обороту вала соответствует одно всасывание и одно нагнетание, в насосах двукратного действия - два всасывания и два нагнетания.

Схема насоса однократного действия приведена на рис.6.11. Насос состоит из ротора 1, установленного на приводном валу 2, опоры которого размещены в корпусе насоса. В роторе имеются радиальные или расположенные под углом к радиусу пазы, в которые вставлены пластины 3. Статор 4 по отношению к ротору расположен с эксцентриситетом е. К торцам статора и ротора с малым зазором (0,02…0,03 мм) прилегают торцевые распределительные диски 5 с серповидными окнами. Окно 6 каналами в корпусе насоса соединено с гидролинией всасывания 7, а окно 8 - с напорной гидролинией 9. Между окнами имеются уплотнительные перемычки 10, обеспечивающие герметизацию зон всасывания и нагнетания. Центральный угол , образованный этими перемычками, больше угла между двумя соседними пластинами.

При вращении ротора пластины под действие м центробежной силы, пружин или под давлением жидкости, подводимой под их торцы, выдвигаются из пазов и прижимаются к внутренней поверхности статора. Благодаря эксцентриситету объем рабочих камер вначале увеличивается - происходит всасывание, а затем уменьшается - происходит нагнетание. Жидкость из линии всасывания через окна распределительных дисков вначале поступает в рабочие камеры, а затем через другие окна вытесняется из них в напорную линию.

При изменении эксцентриситета е изменяется подача насоса. Если е = 0 (ротор и статор расположены соосно), платины не будут совершать возвратно-поступательных движений, объем рабочих камер не будет изменяться, и, следовательно, подача насоса будет равна нулю. При перемене эксцентриситета с +е на -е изменяется направление потока рабочей жидкости (линия 7 становится нагнетательной, а линия 9 - всасывающей). Таким образом, пластинчатые насосы однократного действия в принципе регулируемые и реверсируемые.

Рис. 12. Схема пластинчатого насоса однократного действия:

1 - ротор; 2 - приводной вал; 3 - пластины; 4 - статор; 5 - распределительный диск; 6, 8 - окна; 7 - гидролиния всасывания; 9 - гидролиния нагнетания

Подачу пластинчатого насоса однократного действия определяют по формуле



Рис.13.

b - ширина пластин; е - эксцентриситет; D - диаметр статора; z - число платин; t - толщина платин; n - частота вращения ротора.

Число пластин z может быть от 2 до 12. С увеличением числа пластин подача насоса уменьшается, но при этом увеличивается ее равномерность.

В насосах двойного действия (рис.6.12) ротор 1 и 2 статор соосны. Эти насосы имеют по две симметрично расположенные полости всасывания и полости нагнетания. Такое расположение зон уравновешивает силы, действующие со стороны рабочей жидкости, и разгружает приводной вал 2, который будет нагружен только крутящим моментом. Для большей уравновешенности число пластин 3 в насосах двойного действия принимается четным. Торцевые распределительные диски 5 имеют четыре окна. Два окна 6 каналами в корпусе насоса соединяются с гидролинией всасывания 7, другие два 8 - с напорной гидролинией 9. Так же как и в насосах однократного действия, между окнами имеются уплотнительные перемычки 10. Для герметизации зон всасывания и нагнетания должно быть соблюдено условие, при котором е < в.



Рис. 14. Рабочий комплект пластинчатого насоса двойного действия Г12-2М

1, 7 - распределительные диски; 3 - статор; 4 - ротор; 5 - пластины; 6, 8 - окна напорной полости; 2, 12 - окна всасывающей полости; 9 - штифт; 10 - внутренняя поверхность статора; 11 - отверстие

Профиль внутренней поверхности статора выполнен из дуг радиусами R1 и R2 с центром в точке О. Пазы для пластин в роторе могут иметь радиальное расположение под углом 7…15 к радиусу, что уменьшает трение и исключает заклинивание пластин. Насосы с радиальным расположением пластин могут быть реверсивными.

Рассмотрим еще раз устройство и принцип работы пластинчатого насоса двойного действия на примере насоса Г12-2М. Основными деталями насоса является корпус с крышкой, приводной вал с подшипниками и рабочий комплект (рис.6.13), состоящий из распределительных дисков 1 и 7, статора 3, ротора 4 и пластин 5. Диски и статор, зафиксированные в угловом положении относительно корпуса штифтом 9, прижимаются друг к другу пружинами (не показаны), а также давлением масла в напорной линии. При вращении ротора 4, связанного через шлицевое соединение с приводным валом, в направлении, указанном стрелкой, пластины 5 центробежной силой и давлением масла, подведенного в отверстия 11, прижимаются к внутренней поверхности 10 статора 3, имеющей форму овала, и, следовательно, совершают возвратно-поступательное движение в пазах ротора.

Во время движения пластин от точки А до точки В и от точки С до точки D объемы камер, образованных двумя соседними пластинами, внутренней поверхностью статора, наружной поверхностью ротора и торцевыми поверхностями дисков 1 и 7, увеличиваются, и масло заполняет рабочие камеры через окна 2 и 12 диска 1, связанные со всасывающей линией. При движении в пределах участков ВС и DА объемы камер уменьшаются, и масло вытесняется в напорную линию гидросистемы через окна 6 и 8 диска 7. Поскольку зоны нагнетания (ВС и DА) и всасывания (АВ и CD) расположены диаметрально относительно ротора, на него не действуют радиальные усилия, что положительно сказывается на долговечности подшипников приводного вала.

Конструкция насоса:

В расточках корпуса и крышки установлен рабочий комплект (диски, статор, ротор, пластины). Ротор через шлицевое соединение связан с приводным валом, опирающимся на шарикоподшипники. Наружные утечки или подсос воздуха по валу исключается манжетами, установленными в расточке фланца. Комплект сжимается тремя пружинами и давлением масла в камере. Окна диска через отверстия статора соединены с глухими окнами всасывания диска, благодаря чему масло из всасывающей линии поступает в ротор с двух сторон, что облегчает условия всасывания. В напорную линию масло вытесняется через окна диска. Поворот комплекта предотвращается штифтом (или винтами), проходящими через отверстия в деталях.

Подачу пластинчатого насоса двойного действия определяют по формуле

где b - ширина ротора; R1 и R2 - радиусы дуг, образующих профиль внутренней поверхности статора; t - толщина платин; z - число пластин; б - угол наклона пластин к радиусу.

Пластинчатые гидромоторы могут быть также одно-, двух- и многократного действия. Пластинчатые гидромоторы от пластинчатых насосов отличаются тем, что в их конструкцию включены устройства, обеспечивающие постоянный прижим пластин к статорному кольцу.

При подводе к машине жидкости на рабочую поверхность пластин действует сила, создающая крутящий момент на валу гидромотора, который для гидромоторов однократного действия определяется по формуле:

а для гидромоторов двойного действия

Гидромоторы двойного действия так же, как и насосы двойного действия, нерегулируемые.

Надежность и срок службы пластинчатых гидромашин зависят от материала пластин и статорного кольца. Во избежание отпуска материала пластин из-за нагрева от рения о статорное кольцо пластины изготовляют из стали с высокой температурой отпуска. Статорное кольцо цементируется и закаливается. Ротор изготовляют из закаленной хромистой стали, а торцевые распределительные диски из бронзы.

Вакуумные насосы

Вакуумные насосы классифицируют как по типу вакуума, так и по устройству. Область давлений, с которой имеет дело вакуумная техника, охватывает диапазон от 105 до 10?12 Па. Степень вакуума характеризуется коэффициентом Кнудсена Kn, величина которого определяется отношением средней длины свободного пробега молекул газа к линейному эффективному размеру вакуумного элемента Lэф. Эффективными размерами могут быть расстояние между стенками вакуумной камеры, диаметр вакуумного трубопровода, расстояние между электродами прибора.

Вакуумные насосы по назначению подразделяются на сверхвысоковакуумные, высоковакуумные, средневакуумные и низковакуумные, а в зависимости от принципа действия -- на механические и физико-химические. Условно весь диапазон давлений для реальных размеров вакуумных приборов может быть разделён на поддиапазоны следующим образом:

· Низкий вакуум

л << Lэф

Kn ? 5Ч10?3

Давление 105…102 Па (103…100 мм рт.ст.)

· Средний вакуум

л ? Lэф

5Ч10?3 < Kn < 1.5

Давление 102…10?1 Па (100…10?3 мм рт.ст.)

· Высокий вакуум

л > Lэф

Kn ? 1.5

Давление 10?1…10?5 Па (10?3…10?7 мм рт.ст.)

· Сверхвысокий вакуум

л >> Lэф

Kn >> 1.5

Давление 10?5 Па и ниже (10?7…10?11 мм рт.ст.)

Объёмные насосы осуществляют откачку за счёт периодического изменения объёма рабочей камеры. В основном они используются для получения предварительного разрежения. К ним относятся поршневые, жидкостно-кольцевые, ротационные (вращательные). Наибольшее распространение в вакуумной технике получили вращательные насосы.

К высоковакуумным механическим насосам относятся: пароструйные насосы (парортутные и паромасляные), турбомолекулярные насосы. Молекулярные насосы осуществляют откачку за счёт передачи молекулам газа количества движения от твёрдой, жидкой или парообразной быстродвижущейся поверхности. К ним относятся водоструйные, эжекторные, диффузионные молекулярные насосы с одинаковым направлением движения откачивающей поверхности и молекул газа и турбомолекулярные насосы с взаимно перпендикулярным движением твёрдых поверхностей и откачиваемого газа.

Раздел 2. Пневматические системы

Тема 2.1 Газовые законы, законы термодинамики, основные газовые процессы

Закон Бойля-Мариотта, связывающий изменения объема газа при постоянной температуре с изменениями его упругости. Этот закон, открытый в 1660 г. англ. физиком Бойлем и позже, но, независимо от него, Мариоттом во Франции, по своей простоте и определенности занимает весьма важное место в науке, хотя позднейшие исследования показали существование отступлений от него и что закон относится собственно к так называемому идеальному газу.

Бойля -- Мариотта закон, один из основных газовых законов, согласно которому при постоянной температуре объём V данной массы идеального газа обратно пропорционален его давлению р, т. е.

pV = C = const

(рис. 7.1). Постоянная С пропорциональна массе газа (числу молей) и его абсолютной температуре. Б.--М. з. следует из кинетической теории газов, если принять, что размеры молекул пренебрежимо малы по сравнению с расстоянием между ними и отсутствует межмолекулярное взаимодействие. Иными словами, Б.--М. з. выполняется строго для идеального газа. Для реальных газов, у которых влиянием размеров молекул и их взаимодействием пренебрегать нельзя, Б.--М. з. выполняется приближённо (рис. 7.2), тем лучше, чем дальше от критического состояния находится газ.



Рис. 1 Зависимость объёма V неизменной массы идеального газа от давления р при постоянной температуре Т. Изотермы T1, T2, T3 имеют вид равносторонних гипербол, площади А1 и A2 равны постоянной С.

Рис. 2. Отклонение поведения реальных газов от закона Бойля -- Мариотта. Пунктир соответствует линии pV=C

Закон Гей-Люссака -- закон пропорциональной зависимости объёма газа от абсолютной температуры при постоянном давлении, названный в честь французского физика и химика Жозефа Луи Гей-Люссака, впервые опубликовавшего его в 1802 году.

Следует отметить, что в англоязычной литературе закон Гей-Люссака обычно называют законом Шарля и наоборот. Кроме того, законом Гей-Люссака называют также химический закон объёмных отношений.

Изобарический закон, открытый Гей-Люссаком в 1802 году утверждает, что при постоянном давлении объём постоянной массы газа пропорционален абсолютной температуре. Математически закон выражается следующим образом:

где V -- объём газа, T -- температура.

Если известно состояние газа при неизменном давлении и двух разных температурах, закон может быть записан в следующей форме:

.

закон Шарля (второй закон Гей-Люссака, 1808 г.):

Основное уравнение термодинамики

Согласно второму началу термодинамики, элементарное количество теплоты связано с изменением энтропии системы следующим неравенством

.

Совместно с первым началом термодинамики

,

выражение дает основное неравенство термодинамики в виде:

.

В этом выражении знак равенства соответствует равновесным термодинамическим процессам, а знак неравенства - неравновесным.

Для анализа равновесных процессов выражение может быть записано в виде уравнения

,

которое носит название основного уравнения термодинамики равновесных (обратимых) процессов. Уравнение позволяет проводить расчет любых равновесных термодинамических процессов.

Рассмотрим применение этого уравнения для определения соотношения между уравнением состояния и выражением для внутренней энергии термодинамической системы. Преобразуем выражение к следующему виду:

.

Здесь учтено, что внутренняя энергия является функцией состояния, и поэтому она имеет полный дифференциал:

.

С другой стороны, так как энтропия тоже является функцией состояния, для ее полного дифференциала можно записать выражение:

.

Сопоставление формул и дает

,

.

Далее, учитывая то, что

и дифференцируя по выражение и по выражение , имеем:

.

Использование равенства

позволяет получить окончательное выражение для дифференциального уравнения, связывающего уравнение состояния и внутреннюю энергию термодинамической системы

.

Рассмотрим применение этого уравнения для определения внутренней энергии идеального газа, для которого уравнение состояния имеет вид

.

Подстановка формулы в уравнение дает

.

Таким образом, внутренняя энергия идеального газа не зависит от его объема, а является функцией только его температуры:

.

Так как внутренняя энергия идеального газа пропорциональна количеству вещества , а его молярная теплоемкость не зависит от температуры, то с точностью до произвольной постоянной имеем

.

Подстановка полученного выражения для внутренней энергии идеального газа и его уравнения состояния в основное уравнение термодинамики равновесных процессов, записанного в виде (7.), дает

.

Интегрирование этого уравнения позволяет определить зависимость энтропии идеального газа от его объема и температуры :

,

где: , и - константы, имеющие размерности температуры, объема и энтропии соответственно.

Выражение полностью совпадает с формулой. Оно позволяет рассчитывать энтропию идеального газа при достаточно высоких температурах.

Задача. Определить выражение для внутренней энергии и энтропию одного моля газа Ван-дер-Ваальса, уравнение состояния которого имеет вид:

Решение: Подставляя уравнение состояния газа Ван-дер-Ваальса в формулу имеем

.

Интегрирование этого выражения дает

,

где - функция температуры. С учетом того, что при выражение для внутренней энергии газа Ван-дер-Ваальса должно совпадать с формулой , имеем выражение для внутренней энергии одного моля газа Ван-дер-Ваальса

.

Для определения энтропии одного моля газа Ван-дер-Ваальса подставим его уравнение состояния и выражение для внутренней энергии в формулу

,

.

Интегрирование этого уравнения позволяет найти выражение для энтропии одного моля газа Ван-дер-Ваальса:

.

Из этой формулы следует, что в соответствии с третьим началом термодинамики, уравнение Ван-дер-Ваальса не применимо при , так как при расчете энтропии по полученной формуле имеем: .

Уравнение Клапейрона -- Менделеева

Уравнение состояния идеального газа (иногда уравнение Клапейрона или уравнение Клапейрона -- Менделеева) -- формула, устанавливающая зависимость между давлением, молярным объёмом и абсолютной температурой идеального газа. Уравнение имеет вид:

Где

 -- давление,

 -- молярный объём,

 -- универсальная газовая постоянная

 -- абсолютная температура,К

Так как

,

где  -- количество вещества, а , где  -- масса,  -- молярная масса, уравнение состояния можно записать:

Эта форма записи носит имя уравнения (закона) Менделеева -- Клапейрона.

В случае постоянной массы газа уравнение можно записать в виде:

Работа расширения или сжатия газа

Одним из основных термодинамических процессов, совершающихся в большинстве тепловых машин, является процесс расширения газа с совершением работы. Легко определить работу, совершаемую при изобарном расширении газа.

Если при изобарном расширении газа от объема V1 до объема V2 происходит перемещение поршня в цилиндре на расстояние l (рис. 7.3), то работа A', совершенная газом, равна

,

где p -- давление газа, -- изменение его объема.

Как видно из рисунка 7.4, при изображении изобарного процесса расширения газа в координатных осях p , V площадь фигуры, ограниченной графиком процесса, координатами V1 и V2, осью абсцисс, пропорциональна работе газа A'.

Работа при произвольном процессе расширения газа. Произвольный процесс расширения газа от объема V1 до объема V2 можно представить как совокупность чередующихся изобарных и изохорных процессов.



Рис 3 Рис 4

При изохорных процессах работа равна нулю, так как поршень в цилиндре не перемещается. Работа при изобарных процессах пропорциональна площади фигуры на диаграмме p, V под соответствующим участком изобары (рис. 7.5).

Рис. 5 Рис. 6

Следовательно, работа при произвольном процессе расширения газа прямо пропорциональна площади фигуры под соответствующим участком графика процесса на диаграмме p, V.

Работа при изотермическом расширении газа. Сравнивая площади фигур под участками изотермы и изобары (рис. 7.6), можно сделать вывод, что расширение газа от объема V1 до объема V2 при одинаковом начальном значении давления газа сопровождается в случае изобарного расширения совершением большей работы.

Работа при сжатии газа. При расширении газа направление вектора силы давления газа совпадает с направлением вектора перемещения, поэтому работа A', совершенная газом, положительна (A' > 0), а работа А внешних сил отрицательна: A = -A' < 0.

При сжатии газа направление вектора внешней силы совпадает с направлением перемещения, поэтому работа А внешних сил положительна (A > 0), а работа A', совершенная газом, отрицательна (A' < 0).

Адиабатный процесс. Кроме изобарного, изохорного и изотермического процессов, в термодинамике часто рассматриваются адиабатные процессы.

Адиабатным процессом называется процесс, происходящий в термодинамической системе при отсутствии теплообмена с окружающими телами, т. е. при условии Q = 0.

Отсутствие теплообмена с окружающей средой может быть обеспечено хорошей теплоизоляцией газа. Быстрые процессы расширения или сжатия газа могут быть близкими к адиабатному и при отсутствии теплоизоляции, если время, за которое происходит изменение объема газа, значительно меньше времени, необходимого для установления теплового равновесия газа с окружающими телами.

Примерами адиабатных процессов могут служить процессы сжатия воздуха в цилиндре воздушного огнива, в цилиндре двигателя внутреннего сгорания. В соответствии с первым законом термодинамики, при адиабатном сжатии изменение внутренней энергии газа равно работе внешних сил А:

Так как работа внешних сил при сжатии положительна, внутренняя энергия газа при адиабатном сжатии увеличивается, его температура повышается.

При адиабатном расширении газ совершает работу A' за счет уменьшения своей внутренней энергии:

,

поэтому температура газа при адиабатном расширении понижается. Это можно обнаружить в следующем опыте. Если в бутылку, содержащую насыщенный водяной пар, накачивать с помощью насоса воздух, то пробка вылетает (рис. 7.7).

Рис. 7

Работа A' по выталкиванию пробки совершается воздухом за счет уменьшения его внутренней энергии, так как расширение воздуха происходит за очень короткое время и теплообмен с окружающей средой не успевает произойти. Образование капель тумана доказывает, что при адиабатном расширении воздуха его температура понизилась и опустилась ниже точки росы.

График адиабатного процесса. Поскольку при адиабатном сжатии температура газа повышается, то давление газа с уменьшением объема растет быстрее, чем при изотермическом процессе. Понижение температуры газа при адиабатном расширении приводит к тому, что давление газа убывает быстрее, чем при изотермическом расширении.

График адиабатного процесса в координатных осях p, V представлен на рисунке 1.8. На том же рисунке для сравнения приведен график изотермического процесса.



Рис. 8

Внумтренняя энемргия тела (обозначается как E или U) -- полная энергия этого тела за вычетом кинетической энергии тела как целого и потенциальной энергии тела во внешнем поле сил. Следовательно, внутренняя энергия складывается из кинетической энергии хаотического движения молекул, потенциальной энергии взаимодействия между ними и внутримолекулярной энергии.

Внутренняя энергия является однозначной функцией состояния системы. Это означает, что всякий раз, когда система оказывается в данном состоянии, её внутренняя энергия принимает присущее этому состоянию значение, независимо от предыстории системы. Следовательно, изменение внутренней энергии при переходе из одного состояния в другое будет всегда равно разности между ее значениями в конечном и начальном состояниях, независимо от пути, по которому совершался переход.

Внутреннюю энергию тела нельзя измерить напрямую. Можно определить только изменение внутренней энергии:

где

 -- подведённая к телу теплота, измеренная в джоулях

 -- работа, совершаемая телом против внешних сил, измеренная в джоулях

Эта формула является математическим выражением первого начала термодинамики

Для квазистатических процессов выполняется следующее соотношение:

где

 -- температура, измеренная в кельвинах

 -- энтропия, измеренная в джоулях/кельвин

 -- давление, измеренное в паскалях

 -- химический потенциал

 -- количество частиц в системе

Идеальные газы

Согласно закону Джоуля, выведенному эмпирически, внутренняя энергия идеального газа не зависит от давления или объёма. Исходя из этого факта, можно получить выражение для изменения внутренней энергии идеального газа. По определению молярной теплоёмкости при постоянном объёме, . Так как внутренняя энергия идеального газа является функцией только от температуры, то

.

Эта же формула верна и для вычисления изменения внутренней энергии любого тела, но только в процессах при постоянном объёме (изохорных процессах); в общем случае CV (T,V) является функцией и температуры, и объёма.

Если пренебречь изменением молярной теплоёмкости при изменении температуры, получим:

ДU = нCVДT,

где н -- количеств о вещества, ДT -- изменение температуры.

Термодинамические процессы: изохорный, изобарный, изотермический, адиабатный, политропный

Изохорный процесс (v=const)

Такой процесс может совершаться рабочим телом, находящимся в цилиндре при неподвижном поршне, если к рабочему телу подводится теплота от источника теплоты (см. рис.7.9) или отводится теплота от рабочего тела к холодильнику. При изохорном процессе выполняется условие dv=0 или v=const. Уравнение изохорного процесса получим из уравнения состояния идеального газа при v=const. В pv-координатах график процесса представляет собой прямую линию, параллельную оси p. Изохорный процесс может протекать с повышением давления (процесс 1-2) и с понижением (процесс 1-2').

Рис. 9 График изохорного процесса в p-v координатах

Запишем для точек 1 и 2 уравнения состояния: p1·v=R·T1; p2·v=R·T2. Следовательно, для изохорного процесса

Приращение внутренней энергии газа



Работа газа:

так как dv=0.

Энтальпия газа iv=u+p·v, а div=du+d(p·v)=du+p·dv+v·dp=du+v·dp. Поэтому

Изобарный процесс (p=const)

В p-v координатах график процесса представляет собой прямую линию параллельную оси v (рис. 7.10). Изобарный процесс может протекать с увеличением объёма (процесс 1-2) и с уменьшением (процесс 1-2'). Запишем для точек 1 и 2 уравнения состояния: p·v1=R·T1; p·v2=R·T2.



Рис. 10 График изобарного процессав p-v координатах

Приращение внутренней энергии газа

Работа газа

Так как p·v2=R·T2, а p·v1=R·T1, то l=R·(T2-T1). Следовательно, газовая постоянная имеет определённый физический смысл: это работа 1 кг газа в изобарном процессе при изменении температуры на один градус. Следует, что в изобарном процессе q=cp·(T2-T1). В соответствии с первым законом термодинамики для изобарного процесса можно записать dq=du+p·dv= du+d(p·v)=di. Поэтому в изобарном процессе di=q=cp·(T2-T1). Из соотношений, характеризующих изобарный процесс, вытекает известное уравнение Майера. Так как dq=cp·dT=cv·dT+dl=cv·dT+R·dT, то R=cp-cv.



Рис. 11 График изотермического процесса в p-v координатах

Можно показать, что в изобарном процессе энтропия газа

Изотермический процесс (T=const)

В p-v координатах график процесса изображается равнобокой гиперболой (рис. 7.11). Изотермический процесс может протекать как с увеличением объёма (процесс 1-2), так и с уменьшением объёма (процесс 1-2').

Запишем для точек 1 и 2 уравнения состояния p1·v1=R·T; p2·v2=R·T. Следовательно, для изотермического процесса p1·v1=p2·v2=const.

Приращение внутренней энергии газа:

Работа газа



Теплота, подводимая в процессе

Изменение энтальпии газа Дi=Дu+Д(p&middotv)=0.

Изменение энтропии газа

Адиабатный процесс

Адиабатный процесс - это процесс, при котором рабочее тело не обменивается теплотой с окружающей средой (dq=0). Для получения графика процесса в p-v координатах выполним некоторые преобразования.

В соответствии с первым законом термодинамики, где с - теплоёмкость термодинамического процесса. Тогда можно записать, что

Продифференцируем уравнение состояния идеального газа и запишем

Так как R=cp-cv, то выражение можно переписать с учётом следующим образом:

Выполним преобразования выражения

Разделим выражение 7.44) и получим:

Обозначим , тогда

Следовательно

В адиабатном процессе dq=0, то есть c&middotdT=0. Поэтому c=0. Значит в адиабатном процессе . Эту величину принято обозначать буквой и называть показателем адиабаты.

Поэтому в p-v координатах адиабатный процесс изображается неравнобокой гиперболой vk&middotp=const (рис. 7.12). Так как k>1, то адиабата проходит круче гиперболы. Адиабатный процесс может протекать как с увеличением объёма (процесс 1-2), так и с уменьшением объёма (процесс 1-2').

Рис. 12 График адиабатного процесса в p-v координатах

Запишем для точек 1 и 2 уравнения состояния Так как в адиабатном процессе p1&middotv1k=p2&middotv2k, то

, , .

Приращение внутренней энергии газа .

, а , то , а .

Работа газа в адиабатном процессе выполняется за счёт его внутренней энергии. Так как в адиабатном процессе отсутствует обмен теплотой с окружающей средой, то в соответствии с первым законом термодинамики имеем l+Дu=0 или l=-Дu. Поэтому

Изменение энтальпии газа в адиабатном процессе может быть определено исходя из следующих соображений:

Так как, то в итоге получим

Энтропия газа в адиабатном процессе не изменяется, так как dq=0. Поэтому в T-s координатах адиабатный процесс изображается прямой линией, параллельной оси температур.

Политропный процесс

Политропным процессом называется любой произвольный процесс изменения состояния рабочего тела, происходящий при постоянной теплоёмкости сп.

Для получения графика политропного процесса в p-v координатах будем придерживаться тех же рассуждений, что и при получении графика адиабатного процесса. Заменим в соотношениях, полученных при изучении адиабатного процесса, обозначение теплоёмкости с на сп и обнаружим, а . В дальнейшем всё, что написано об адиабатном процессе, можно распространить на описание политропного процесса, заменяя в выражениях k на n.

Покажем, что адиабатный процесс делит все процессы на две группы: на процессы, в которых теплоёмкость больше нуля, и на процессы, в которых теплоёмкость меньше нуля.

;

;

;

.

Из последнего выражения видно, что при n>k cп>0, а при k>n>1 cп<0.

В заключение отметим, что все рассмотренные ранее процессы - это частные случаи политропного процесса.

При n=k имеем адиабатный процесс.

При n=0 имеем р1·v10=р2·v20, то есть изобарный процесс (p1=p2).

При n=1 имеем р1·v1= р2·v2, то есть изотермический процесс.

При n=? имеем

,

или , то есть изохорный процесс.

Тема 2.2 Термодинамические циклы, использование в промышленных установках

Идеальный термодинамический цикл Карно и его свойства

Цикл Карном -- идеальный термодинамический цикл. Тепловая машина Карно, работающая по этому циклу, обладает максимальным КПД из всех машин, у которых максимальная и минимальная температуры осуществляемого цикла совпадают соответственно с максимальной и минимальной температурами цикла Карно. Состоит из 2 адиабатических и 2 изотермических процессов.

Цикл Карно назван в честь французского военного инженера Сади Карно, который впервые его исследовал в 1824 году.

Одним из важных свойств цикла Карно является его обратимость: он может быть проведён как в прямом, так и в обратном направлении, при этом энтропия адиабатически изолированной (без теплообмена с окружающей средой) системы не меняется.

Пусть тепловая машина состоит из нагревателя с температурой TH, холодильника с температурой TX и рабочего тела.

Рис. 1 Цикл Карно

Цикл Карно состоит из четырёх стадий:

1. Изотермическое расширение (на рисунке -- процесс A>Б). В начале процесса рабочее тело имеет температуру TH, то есть температуру нагревателя. Затем тело приводится в контакт с нагревателем, который изотермически (при постоянной температуре) передаёт ему количество теплоты QH. При этом объём рабочего тела увеличивается.

2. Адиабатическое (изоэнтропическое) расширение (на рисунке -- процесс Б>В). Рабочее тело отсоединяется от нагревателя и продолжает расширяться без теплообмена с окружающей средой. При этом его температура уменьшается до температуры холодильника.

3. Изотермическое сжатие (на рисунке -- процесс В>Г). Рабочее тело, имеющее к тому времени температуру TX, приводится в контакт с холодильником и начинает изотермически сжиматься, отдавая холодильнику количество теплоты QX.

4. Адиабатическое (изоэнтропическое) сжатие (на рисунке -- процесс Г>А). Рабочее тело отсоединяется от холодильника и сжимается без теплообмена с окружающей средой. При этом его температура увеличивается до температуры нагревателя.

При изотермических процессах температура остаётся постоянной, при адиабатических отсутствует теплообмен, а значит, сохраняется энтропия (поскольку при дQ = 0).

Поэтому цикл Карно удобно представить в координатах T и S (температура и энтропия).

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС)

· Поршневые двигатели -- камерой сгорания является цилиндр, где химическая энергия топлива превращается в механическую энергию, которая из возвратно-поступательного движения поршня превращается во вращательную с помощью кривошипно-шатунного механизма.

ДВС классифицируют: а) По назначению - делятся на транспортные, стационарные и специальные. б) По роду применяемого топлива - легкие жидкие (бензин, газ), тяжелые жидкие (дизельное топливо). в) По способу образования горючей смеси - внешнее (карбюратор) и внутреннее у дизельного ДВС. г) По способу воспламенения либо искра либо сжатие. д) По числу и расположению цилиндров разделяют рядные, горизонтальные, вертикальные, V-образные, оппозитные.

Бензиновые карбюраторные

Смесь топлива с воздухом готовится в карбюраторе и далее во впускном коллекторе при помощи распыляющих форсунок (механических или электрических), далее смесь подаётся в цилиндр, сжимается, а затем поджигается при помощи искры, проскакивающей между электродами свечи. Основная характерная особенность топливо-воздушной смеси в этом случае - её гомогенизированность.

Дизельные

Специальное дизельное топливо впрыскивается в цилиндр под высоким давлением. Горючая смесь образуется (и сразу же сгорает) непосредственно в цилиндре по мере впрыска порции топлива. Воспламенение смеси происходит под действием высокой температуры воздуха, подвергшегося сжатию в цилиндре.

Газовые

Двигатель, сжигающий в качестве топлива углеводороды, находящиеся в газообразном состоянии при нормальных условиях:

· смеси сжиженных газов -- хранятся в баллоне под давлением насыщенных паров (до 16 атм). Испарённая в испарителе жидкая фаза или паровая фаза смеси ступенчато теряет давление в газовом редукторе до близкого атмосферному, и всасывается двигателем во впускной коллектор через воздушно-газовый смеситель или впрыскивается во впускной коллектор посредством электрических форсунок. Зажигание осуществляется при помощи искры, проскакивающей между электродами свечи.

· сжатые природные газы -- хранятся в баллоне под давлением 150--200 атм. Устройство систем питания аналогично системам питания сжиженным газом, отличие -- отсутствие испарителя.

· генераторный газ -- газ, полученный превращением твёрдого топлива в газообразное. В качестве твёрдого топлива используются:

o уголь

o торф

o древесина

Газодизельные

Основная порция топлива приготавливается, как в одной из разновидностей газовых двигателей, но зажигается не электрической свечой, а запальной порцией дизтоплива, впрыскиваемого в цилиндр аналогично дизельному двигателю.

Роторно-поршневой

· Комбинированный двигатель внутреннего сгорания -- двигатель внутреннего сгорания, представляющий собой комбинацию из поршневой (роторно-поршневой) и лопаточной машины (турбина, компрессор), в котором в осуществлении рабочего процесса участвуют обе машины. Примером комбинированного ДВС служит поршневой двигатель с газотурбинным наддувом (турбонаддув).

Рис. 2. Двухтактный цикл

Рис. 3. Схема работы четырехтактного двигателя, цикл Отто

1. впуск

2. сжатие

3. рабочий ход

4. выпуск

· RCV - двигатель внутреннего сгорания, система газораспределения которого реализована за счёт вращения цилиндра. Цилиндр совершает вращательное движение попеременно проходя впускной и выпускной патрубок, поршень при этом совершает возвратно-поступательные движения.

Устройство двигателя четырехкратного двигателя скутера.

Ведущая звездочка, установленная на коленвале, через цепь обеспечивает вращение распределительного вала, который находится в головки цилиндра. Распределительный вал отвечает за открытие и закрытие клапанов впуска и выпуска, которые зависят от положения поршня. На этом вале находятся, так называемые, кулачки, которые подключают коромысла клапанов.

Рис.4 Устройство

Клапаны открываются при нажатии на них коромыслами. Тепловой зазор, который находится между клапаном и регулировочным болтом коромысла, должен быть достаточно большим, чтобы, при расширенном от нагревания металле, клапаны продолжали плотно закрывать впускной или выпускной каналы. Существующая разница зазоров на впускном и выпускном клапанах объясняется тем, что впускной клапан нагревается, а значит и расширяется, меньше, чем выпускной, из-за того, что топливная смесь холоднее выхлопных газов.

...