Большая Энциклопедия Нефти и Газа

Большая Энциклопедия Нефти и Газа

Насосные потери

Насосные потери обычно относят к механическим потерям двигателя. [2]

Насосные потери увеличиваются вместе с дросселированием и уменьшаются с высотой полета; так как изменение всей работы трения при этом незначительно, то можно пренебречь изменением насосных потерь. [3]

Насосные потери четырехтактных дизелей , представляющие собой работу двух вспомогательных ходов, следует отнести к механическим потерям. [4]

Кроме того, насосные потери , то есть потери работы, совершаемой поршнем при выпуске и впуске, имеются не только в четырехтактных двигателях без наддува. Поскольку же последняя затрата работы всегда включается в механические потери и не учитывается в подсчете р4, то из соображений общности не следует учитывать и работу насосных ходов при этом подсчете. [5]

Необходимо отметить, что мощность Nmp, замеренная указанным способом, включает в себя насосные потери при выпуске и впуске. [6]

Площадь нижней части индикаторной диаграммы arb a — это работа AL -, которая затрачивается в двигателе на насосные потери ( впуск и выпуск) за счет работы газов в других цилиндрах. [8]

В двигателях с самовоспламенением изменение мощности производится путем регулирования количества подаваемого топлива в цилиндры двигателя при неизменной подаче количества воздуха; поэтому насосные потери при любой мощности и постоянном числе оборотов остаются одинаковыми. [9]

Из рисунка следует: 1) мощность трения возрастает не только с увеличением числа оборотов коленчатого вала, но и с прикрытием дроссельной заслонки карбюратора, вследствие чего насосные потери Apliac резко увеличиваются; 2) если ограничить наполнение, а следовательно, и индикаторную мощность двигателя, то развиваемое им число оборотов на холостом ходу будет зависеть в основном от величины механических потерь. [11]

В реальном двигателе, кроме принципиально неустранимых тепловых потерь, следует отметить наличие дополнительных тепловых потерь QTPn, связанных с теплообменом между газом и стенками, с перезарядкой цилиндров ( насосные потери ), а также с потерями тепла из-за химической неполноты сгорания, диссоциации, определенной длительности процесса сгорания и вследствие догорания на линии расширения. [12]

Работа трения при прокручивании двигателя обычно оценивается величиной среднего давления трения, включающего потери на механическое трение, потери от пропуска и охлаждения газов на линиях сжатия и расширения, вентиляционные и насосные потери . [13]

При работе двигателя на холостом ходу вся индикаторная работа газов затрачивается внутри самого двигателя на преодоление внутренних сопротивлений: на трение в механизмах двигателя, на привод вспомогательных агрегатов, на насосные потери при впуске и выпуске. [14]

Чтобы иметь возможность оценить, насколько эффективно используется тепло, вводимое в цилиндры реальных двигателей, их теплоиспользование сравнивают с теплоиспользованием идеальных циклов Отто, Дизеля и Сабатэ, при осуществлении которых полностью отсутствуют механические и насосные потери и потери тепла газов, связанные с теплообменом. Естественно, что тепло-использование таких циклов значительно выше, чем теплоиспользование при осуществлении циклов в реальных двигателях. [15]

научная статья по теме РАСЧЕТНЫЙ МЕТОД ОЦЕНКИ ПОТЕРЬ МОЩНОСТИ НА ПРЕОДОЛЕНИЕ СИЛ ТРЕНИЯ В ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЕ ДВС И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ ГЛАВНОГО ДВИГАТЕЛЯ СУДНА НА ОСНОВЕ ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ИНДИКАТОРНЫХ ДИАГРАММ Машиностроение

Цена:

Авторы работы:

Научный журнал:

Год выхода:

Текст научной статьи на тему «РАСЧЕТНЫЙ МЕТОД ОЦЕНКИ ПОТЕРЬ МОЩНОСТИ НА ПРЕОДОЛЕНИЕ СИЛ ТРЕНИЯ В ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЕ ДВС И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ ГЛАВНОГО ДВИГАТЕЛЯ СУДНА НА ОСНОВЕ ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ИНДИКАТОРНЫХ ДИАГРАММ»

РАСЧЕТНЫЙ МЕТОД ОЦЕНКИ ПОТЕРЬ МОЩНОСТИ НА ПРЕОДОЛЕНИЕ СИЛ ТРЕНИЯ В ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЕ ДВС И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ ГЛАВНОГО ДВИГАТЕЛЯ СУДНА НА ОСНОВЕ ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ИНДИКАТОРНЫХ ДИАГРАММ

П. А. Дорохов, e-mail: drkhv.pavel@rambler.ru (Российский морской регистр судоходства, Астраханский филиал), А. Ф. Дорохов, докт. техн. наук, e-mail: dorokhovaf@rambler.ru (Астраханский ГТУ)

В практике ходовых испытаний судов и теплотехнических испытаний судовых энергетических установок встречаются случаи, когда по требованию надзорных органов (Российского морского регистра судоходства или Российского речного регистра) необходимо провести прямую оценку эффективной мощности главного двигателя. Обычно номинальная эффективная мощность главного двигателя судна на ходовых испытаниях определяется по косвенным показателям — часовому расходу топлива Сч (кг/ч), температуре выхлопных газов Тг или ^ (К или °С), максимальному давлению сгорания р2. (МПа) при номинальной скорости хода. Прямая оценка эффективной мощности, при необходимости, осуществляется путем инструментального измерения эффективного крутящего момента двигателя посредством торсиографов или динамометрических муфт [1—3 и др.]. Такие способы оценки эффективной мощности громоздки, не всегда возможны в силу особенностей конструкции вало-проводов судов. Поэтому в качестве альтернативы предлагается метод, основанный на индицировании и расчете внутренних потерь двигателя. Очевидно, что предлагаемый метод может быть применим для двигателей, оборудованных индикаторными кранами, а также для дизелей с электронными системами контроля показателей работы двигателя.

Мощность двигателя на режиме холостого хода затрачивается только на преодоление внутренних потерь (потери мощности на совершение насосных ходов поршня, на преодоление сил трения во всех узлах, на привод вспомогательных механизмов), поэтому площадь индикаторной диаграммы холостого хода выражает работу, которая пошла на преодоление внутренних потерь. Индикаторная диаграмма двигателя на режиме номинальной мощности определяет его индикаторную работу за цикл, т. е. работу, в которой учтены тепловые потери при осуществ-

лении рабочего цикла, но не учтены внутренние потери в двигателе при преобразовании возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала. Тогда, вычитая индикаторную работу двигателя на холостом ходу из индикаторной работы на режиме номинальной мощности, получим эффективную работу двигателя за рабочий цикл, а также эффективную мощность. В первом приближении такой подход к задаче определения эффективной мощности двигателя правомерен.

Однако имеется одно несоответствие. Если потери мощности на осуществление насосных ходов и привод вспомогательных механизмов можно принять одинаковыми как на холостом ходу, так и на номинальной мощности, то потери мощности на преодоление сил трения в цилиндропоршневой группе (ЦПГ) разнятся. Потери мощности на преодоление сил трения состоят из ряда составляющих [4]:

Чр= Чцпг + Чер + Чгр+Чодш* Чнвд- (1

где N — общие потери мощности на преодоление сил трения в двигателе; N ,

подш и Мтнвд потери мощности на

преодоление сил трения в ЦПГ, в механических передачах, в механизме газораспределения, в подшипниках скольжения и в топливном насосе высокого давления соответственно.

^ в виде допущения можно считать не зависящими от режима работы двигателя, тогда как N растет вместе с ростом нагрузки в силу возрастания «боковой» силы N (рис. 1). Боковая сила N определяет работу трения в ЦПГ (трение поршневых колец и трение юбки поршня о цилиндровую втулку) и является функцией суммарной силы Р^, приложенной к поршневой головке шатуна [4]:

судостроение 12015 СУДОВЫЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ

где Р^ = | Рг + Р||. Здесь Рг — сила давления газов в каждый момент цикла согласно индикаторной диаграмме, Н; р — сила инерции поступательно движущихся масс (поршня, колец, поршневого пальца и верхней части шатуна), Н; в — угол наклона стержня шатуна к оси цилиндра.

Сумма (2) алгебраическая, так как сила инерции направлена противоположно силе давления газов. На рис. 2 показаны графики сил, действующих в кривошипно-шатун-ном механизме четырехтактного двигателя.

Для конкретного двигателя и судна должны быть сняты индикаторные диаграммы на режиме холостого хода при частоте вращения коленчатого вала, соответствующей режиму работы на номинальной мощности. Кроме того, следует снять индикаторную диаграмму на режиме ориентировочной номинальной мощности по косвенным показателям — номинальной скорости хода судна, часовому расходу топлива, температуре выхлопных газов (по паспортным данным двигателя). По индикаторной диаграмме, снятой под нагрузкой, необходимо рассчитать функцию изменения силы Ы, аналогично графику на рис. 2. Так, силу инерции определять, например, через каждые 5° угла ф поворота коленчатого вала. При этом сила Рг берется по индикаторной диаграмме, а сила р рассчитывается следующим образом [5]:

р = -Огю2(со$ф + Хсо$2ф) ,

Рис. 1. Схема действия сил в кривошипно-шатунном механизме (КШМ)

ния силы Р^ как функции от угла ф. Отсюда находятся значения боковой силы N по формуле (2). Однако оперировать в расчетах значениями в неудобно, так как их надо дополнительно рассчитывать в зависимости от ф. В этом случае

где О — суммарная масса поступательно движущихся деталей ЦПГ, кг (поршня, поршневых колец, поршневого пальца, 1/3 массы шатуна — согласно чертежам данных деталей); г — радиус кривошипа, м; ю — угловая скорость вращения коленчатого вала, с-1; X — постоянная механизма, X = г/1 (/ — длина шатуна между центрами поршневой и кривошипной головок, м).

Таким образом определяют силы инерции через некоторый промежуток времени по углу поворота коленчатого вала (как уже говорилось, например, через 5°) с соответствующим знаком и, принимая силы давления газов по индикаторной диаграмме, вычисляют значе-

используются формулы выражения в через ф [5]: в!пР = Х$1пф;

со$Р = 1 — 0,5Х2 в1п2ф .

В результате проведенных расчетов получают функцию значений силы N за цикл от угла поворота коленчатого вала (аналогично графику на рис. 2). Планиметрирование этого графика даст суммарное значение силы N за цикл, или Ы^.

Действие силы N вызывает появление силы трения F (Н), направленной в сторону, противоположную движению поршня, и приложенной в плоскости контакта поршня с цилиндром, которая определяется в соответствии с законом Кулона— Амонтона:

Графики сил, действующих в КШМ

Тогда силы трения в контакте поршня и поршневых колец с цилиндром будут соответственно:

где ^а-ч, — коэффициенты трения скольжения (с учетом смазки) алюми-

СУДОВЫЕ ЭНЕ^ГЕТ^ЧЕС^^Е УСТАНОВКИ

Рис. 3. Развернутая и свернутая индикаторные диаграммы на режиме холостого хода

ния по чугуну и чугуна по чугуну соответственно.

Коэффициенты трения скольжения указанных пар трения могут быть приняты по справочным данным из работ [6—8 и др.].

Суммарная работа трения (Н-м) в цилиндропоршневой группе на номинальном режиме работы будет:

где Э — ход поршня, м.

В работах ряда исследователей аналитически и экспериментально установлены соотношения потерь мощности на трение в ЦПГ с внутренними потерями в двигателе. Так, в [9, 10] приводятся данные, что работа трения в цилиндропоршневой группе составляет 47% от работы всех внутренних потерь двигателя, в [11, 12] — 50%, в [13, 14] — 53. 54%.

Индикаторные диаграммы рабочего цикла дизеля 2Ч9,5/11 на режиме холостого хода при п = 1500 об/мин (здесь п — частота вращения коленчатого вала) и на режиме номинальной мощности N е = 11,5 кВт при п = 1500 об/мин (рис. 3, 4) показывают, что при одинаковых уровнях потерь

пер мгр подш тнвд

на холостом ходу и под нагрузкой потери на трение в ЦПГ сильно отличаются в силу различий по рг Следо-

делать те же действия, которые описывались выше для определения суммарной работы трения в цилиндропоршневой группе на режиме холостого хода ¿ттр.цпг.хх. Тогда из индикаторной работы двигателя на холостом ходу (см. рис. 3) вычитаем количество работы, соответствующее ^^тр.цпгхх, и к остатку прибавляем значение ¡-£трцпгн. Полученный результат будет представлять сумму работы внутренних потерь двигателя на режиме номинальной мощности. Вычитая из индикаторной работы двигателя на режиме номинальной мощности (см. рис. 4) работу внутренних потерь, получим цилиндровую эффективную работу 1.ец и, как следствие, — цилиндровую эффективную мощность ^ц. Умножив результаты на количество цилиндров, получим эффективную работу и эффективную мощность двигателя в целом — 1еи Nе.

Предлагаемый метод на первый взгляд представляется громоздким, но в данной статье показан порядок действий (алгоритм) и на-

вательно, необходимо про- Рис. 4. Индикаторная диаграмма дизеля при номинальной нагрузке

бор исходных данных, на основе чего можно составить соответствующую программу, т. е. автоматизировать процесс расчетов, тем более, что автоматизированные программы расчетов по многим этапам метода уже имеются (расчет сил N Рг, Р-, Р^ и других составляющих).

1. Амахин В. А. Исслед

Для дальнейшего прочтения статьи необходимо приобрести полный текст. Статьи высылаются в формате PDF на указанную при оплате почту. Время доставки составляет менее 10 минут. Стоимость одной статьи — 150 рублей.

Пoхожие научные работы по теме «Машиностроение»

• УЛУЧШЕНИЕ ЭКОЛОГИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

НИКИШИН С.В. — 2004 г.

АРАТСКИЙ П.Б., ЛАВРОВ Ю.Г., ШАБАНОВ А.Ю. — 1999 г.

Пути снижения потерь на трение в кривошипно-шатунном механизме поршневых ДВС

Рубрика: Технические науки

Дата публикации: 07.05.2016 2016-05-07

Статья просмотрена: 2425 раз

Библиографическое описание:

Качканьян, Р. А. Пути снижения потерь на трение в кривошипно-шатунном механизме поршневых ДВС / Р. А. Качканьян, К. С. Кульмагамбетов. — Текст : непосредственный // Молодой ученый. — 2016. — № 10 (114). — С. 231-234. — URL: https://moluch.ru/archive/114/29579/ (дата обращения: 30.08.2021).

Ключевые слова:кривошипно-шатунный механизм, двигатель внутреннего сгорания, коэффициент полезного действия, снижение потерь на трение.

Эффективные показатели двигателя внутреннего сгорания (ДВС) зависят от совершенства процесса сгорания и величины механических потерь, а следовательно и механического коэффициента полезного действия (к.п.д.). Эффективная работа, снимаемая с коленчатого вала двигателя всегда меньше индикаторной работы, совершаемой газами в цилиндре, полученной при сгорании топлива. Разность индикаторной и эффективной работы обуславливается тем, что механизмы и детали двигателя так же потребляют энергию, и эту разность принято называть работой механических потерь.

Механические потери рассматриваются в теории ДВС как часть индикаторной мощности, затраченная на преодоление всех внешних и внутренних типов сопротивления в сопряжениях деталей и механизмов, движения газов и жидкостей. Несмотря на большой прогресс в двигателестроении достигнутый в последние 10–15 лет, к.п.д двигателя в среднем не превышает значение 0.75 на номинальном режиме работы. Иными словами, четверть сжигаемого нами топлива теряется безвозвратно. От 40 до 60 % общих механических потерь приходится на цилиндропоршневой группе (ЦПГ) двигателя.

Учитывая, что двигатели внутреннего сгорания являются сердцем автотранспорта, насчитывающий миллиарды экземпляров, необходимо найти эффективные способы снизить потери, затрачиваемые на трение, что серьезно увеличит эффективность используемого топлива, которое в свою очередь является по большой части продуктом переработки нефти, невосполнимого природного ресурса. Имеющиеся способы получения синтетического топлива не удовлетворяют постоянно возрастающий спрос, к тому же имеются ограничения и требования по производству.

Распространенные методы снижения потерь такие как, антифрикционные присадки к моторным маслам, профилирование деталей, обработка и покрытие поверхностей — постепенно достигают своих пределов и не в состоянии значительно сократить разрыв между индикаторной и эффективной мощностями.

Так, в данной статье рассматриваются возможности нестандартных конструкций двигателей и предлагается метод совершенствования двигателя путем добавления второго колен-вала.

Общие механические потери в ДВС состоят из следующих составляющих:

– потерь на трение в кривошипно-шатунном механизме (КШМ);

– потерь на газообмен (насосные хода);

– потерь на привод вспомогательных механизмов.

Факторы влияющие на величину отдельных составляющих потерь:

– материалы и технология

– режимы работы двигателя и др.

Так на трение основное влияние оказывают нагрузочный, скоростной, температурный режимы и характер смазки. На насосные потери влияют нагрузочный и скоростной режим, а потери на привод вспомогательных механизмов зависят, в основном от скоростного режима. Наибольший интерес представляют потери на трение в КШМ.

Это обусловлено тем, что на детали КШМ действуют максимальные газовые силы, силы инерции и максимальные температуры (цилиндр, поршень, поршневые кольца), скоростной режим двигателя. Кроме того в сопряжение цилиндр, поршень, поршневые кольца трудно обеспечить подачу смазки.

Все это приводит к тому, что удельный вес потерь на трение (из общих механических потерь) — наибольший (порядка 70 %). Следовательно, за счет снижения потерь на трение можно существенно снизить общие потери и улучшить механический и эффективный к. п.д. [1].

На детали КШМ действуют силы давления газов и силы инерции от поступательно движущихся масс (поршень с поршневым пальцем, кольцами и части шатуна). Эта суммарная сила, действующая на поршневой палец раскладывается на две составляющие: одна действует на тело (стержень) шатуна (Р_ш), а вторая перпендикулярно к стенке цилиндра N (нормальная сила) и прижимает поршень к стенке цилиндра (рисунок 1).

Рис. 1. Схема действия сил с классической системой кривошипно-шатунного механизма

У поршневых ДВС с классическим КШМ, с каждым ходом поршень прижимается то к одной стенке цилиндра, то другой (перекладка поршня). Характер и степень влияния нормальной силы (N) на трение (на величину потерь) в сопряжении «цилиндр — поршень — поршневые кольца» мало изучен. Это обусловлено тем, трудно отдельно выделить их долю из общих потерь на трение в КШМ, особенно на работающем двигателе.

Наличие нормальной силы (N) у поршневых ДВС с классической схемой КШМ (один кривошип на один поршень) обусловлено кинематикой и динамикой данного механизма. Действие нормальной силы с классической системой КШМ при повороте коленчатого вала на 720 о показано на рисунке 2.

Рис. 2. Действие нормальной силы с классической системой кривошипно-шатунного механизма

где нормальная сила, кН;

угол, град.

Попытки снизить влияние нормальной силы на трение уравновешиванием решают эту задачу частично.2

На наш взгляд, наиболее эффективным решением этой проблемы является применение схемы КШМ с двумя кривошипами на один поршень (двухвальный двигатель) рис. 3.

Рис. 3. Схема действия сил с двухвальной системой кривошипно-шатунного механизма

При такой схеме N_пр N_лев (нормальные силы от правого и левого кривошипов будут равны по величине, при равных массах поступательно движущихся частей) и направлены в противоположные стороны. Поршень будет перемещаться, не прижимаясь к стенке цилиндра, будет исключена перекладка поршня в мертвых точках. Действие нормальной силы в двухвальном двигателе показано на рисунке 4.

Рис. 4. Действие нормальной силы с двухвальной системой кривошипно-шатунного механизма

В связи с этим можно укоротить поршень (отпадает необходимость в направляющей части). Особенно это важно для дизельных двигателей, у которых масса поршня значительна из-за высоких силовых нагрузок.

Эффективность работы двухвального двигателя подтверждена разработкой двух немецких автолюбителей [3]. По их наблюдениям, двухвальный двигатель сможет спокойно работать на скоростных режимах более 10000 об/мин.

С учетом изложенного можно сделать следующие выводы:

1. Двухвальный ДВС исключает прижатие поршня к стенке цилиндров и перекладку его в мертвых точках. Поршень перемещается в цилиндре не прикасаясь к стенкам;
2. За счет снижения силы трения, увеличивается механический и эффективный КПД и улучшается топливная экономичность двигателя;
3. Двухвальный поршневой ДВС обеспечивает спокойную работу двигателя на скоростных режимах от 10 до 15 тыс. об/мин.

1. Рикардо Г. Р. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания. — М.: Машгиз, 1960. — 411 с.
2. Качканьян Р. А. Автореферат на тему: «Исследование механических потерь в тракторных двигателях с газотурбинным наддувом». — Челябинск, 1970.
3. Фомин В. Н., Кокорев И. А. Исследование трения легкого двигателя». Тр. НАТИ.- 1931.- Вып. 15.
4. Такигути М., Матида К., Фурухама С. Сила трения поршня о стенку цилиндра высокооборотного карбюраторного двигателя внутреннего сгорания//Проблемы трения и смазки.-1988.-№ 4.

КОМПАНИЯ JAGUAR LAND ROVER ПРЕДСТАВЛЯЕТ НОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ ДЛЯ RANGE ROVER EVOQUE И LAND ROVER DISCOVERY SPORT

14 июня 2017 года

Два компактных внедорожника и абсолютных мировых бестселлера Land Rover – Range Rover Evoque и Discovery Sport – получают два новых бензиновых двигателя Ingenium, а также новый дизельный мотор мощностью 240 л.с.

Четырехцилиндровые бензиновые двигателиIngenium

Land Rover Discovery Sport и Range Rover Evoque 2018 модельного года будут оснащаться совершенно новыми 2,0-литровыми четырехцилиндровыми бензиновыми двигателями Ingenium. Эти моторы впервые становятся доступны для автомобилей Land Rover, открывая перед покупателями новые грани динамики в сочетании с плавностью хода и экономичностью.

Запуск новых силовых агрегатов является еще одним свидетельством стремления компании Jaguar Land Rover к сокращению уровня вредных выбросов в атмосферу и снижению расхода топлива в долгосрочной перспективе за счет использования более эффективных двигателей. Новые бензиновые моторы выпускаются в специализированном центре по производству двигателей в Вулверхэмптоне, Великобритания. Разработанная инженерами компании серия двигателей Ingenium стала самой технологичной в истории Jaguar Land Rover.

Использование новейших технологий позволяет не только достигать впечатляющей динамики, экономичности и плавности хода, но и соответствовать самым строгим международным требованиям в области контроля за выбросами.

RANGE ROVER EVOQUE

Range Rover Evoque, один из безусловных лидеров в сегменте компактных внедорожников премиум класса с 2011 года, недавно перешел рубеж в 600 000 выпущенных автомобилей. Олицетворяя стиль и элегантность Range Rover в компактных размерах, Evoque доступен в трех типах кузова: пятидверный внедорожник, купе и кабриолет.

Бензиновый двигатель Ingenium мощностью 240 л.с. станет доступен для всех типов кузова. Его эффективность на 15% превышает показатели предыдущего поколения GTDi. Это достигается благодаря снижению трения в двигателе, а реальные выбросы СО ₂ составляют всего лишь 165 г/км при расходе топлива 7,3 л/100 км.

Для версии мощностью 290 л.с. разгон от 0 до 100 км/ч составляет 6,3 секунды, а максимальная скорость – 231 км/ч.

Полная линейка двигателей

Двигатель

Объем

Мощность (л.с.)

Крутящий момент (Нм)

CO ₂ (г/км)

Бензиновый Ingenium Si4 240 л.с.

Бензиновый Ingenium Si4 290 л.с.

Дизельный Ingenium Td4 150 л.с.

Дизельный Ingenium Sd4 180 л.с.

Дизельный Ingenium Sd4 240 л.с.

Покупатели, приобретающие Range Rover Evoque с более мощной бензиновой версией двигателя Ingenium, получат пакет опций Dynamic для экстерьера автомобиля, который включает увеличенные передний и задний бамперы, покрытие Gloss Black на решетке радиатора, вентиляционных отверстиях и 20-дюймовых 5-спицевых легкосплавных дисках.

Помимо изменений в линейке двигателей, для Range Rover Evoque была пересмотрена палитра цветов. Базовые цветовые решения (без дополнительной платы) включают в себя Fuji White и Narvik Black; линейка цветов «металлик» состоит из Yulong White, Indus Silver, Corris Grey, Santorini Black, Loire Blue, Firenze Red и Kaikoura Stone, а среди премиальных вариантов цвета доступны Silicon Silver и Carpathian Grey. Цвет Phoenix Orange предлагается только для версий с кузовом «кабриолет».

Спортивный характер Evoque также подчеркивают опциональные спортивные сиденья, отличающиеся обивкой из перфорированной кожи с горизонтальным рельефом.

Чтобы обеспечить еще более широкие возможности персонализации, Range Rover Evoque Convertible с 2018 модельного года становится доступен с двухцветной отделкой интерьера Lunar/Ivory для версий SE Dynamic в дополнение к текущей обивке Ebony.

DISCOVERY SPORT

Discovery Sport на сегодняшний день является одной из самых востребованных моделей Land Rover, демонстрируя рекордные темпы продаж: с 2014 года в мире реализовано уже более 200 000 автомобилей. Отличаясь компактными габаритами, этот универсальный внедорожник предлагает традиционную для любого Land Rover широту возможностей, при этом в его салоне могут разместиться до 7 человек.

Новый бензиновый двигатель соответствует экологическим стандартам Евро-6, отличаясь динамикой и эффективностью. При мощности 240 л.с. и крутящем моменте 340 Нм он обеспечивает расход топлива в 7,8 л/100 км и выбросы СО ₂ в размере 181 г/км в европейском комбинированном цикле 2 . Бензиновая версия мощностью 290 л.с. способна разогнать Discovery Sport с 0 до 100 км/ч за 6,7 секунды.

Дизельный двигатель Ingenium с турбиной типа twin-scroll – это превосходное сочетание мощности и топливной экономичности. Разгон с 0 до 100 км/ч занимает 7,9 секунды при мощности 240 л.с. и крутящем моменте 500 Нм. Расход топлива составляет 6,4 л/100 км, а выбросы – 169 г/км в европейском комбинированном цикле 2 .

Полная линейка двигателей

Двигатель

Объем

Мощность (л.с.)

Крутящий момент (Нм)

CO ₂ (г/км)

Бензиновый Ingenium 240 л.с.

Бензиновый Ingenium Si4 290 л.с.

Дизельный Ingenium Td4 150 л.с.

Дизельный Ingenium Td4 180 л.с.

Дизельный Ingenium Sd4 240 л.с.

Покупатели, приобретающие автомобиль с более мощной бензиновой версией двигателя Ingenium, получат в качестве стандартного оборудования пакет опций Dynamic, который отличается передним бампером с увеличенными воздухозаборниками, обеспечивающими лучшее охлаждение двигателя и создающими более динамичный облик, а также покрытием Gloss Black на решетке радиатора и вентиляционных отверстиях. С данным двигателем в комплектации SE и HSE были включены в стандарт 19-дюймовые 5-спицевые легкосплавные колесные диски «Style 525» с отделкой Satin Dark Grey, а в комплектацию HSE Luxury – 20-дюймовые 5-спицевые легкосплавные колесные диски «Style 511» с Gloss Black.

Широчайшие возможности персонализации

Палитра цветов Discovery Sport 2018 модельного года включает 12 вариантов. Базовые цвета: Fuji White и Narvik Black, цвета «металлик»: Indus Silver, Scotia Grey, Corris Grey, Santorini Black, Firenze Red, Yulong White и Byron Blue, а также «премиум металлик»: Namib Orange, Carpathian Grey и Silicon Silver.

Покупателям также доступна контрастная крыша цветов Corris Grey и Narvik Black. Помимо этого, теперь стало доступно цветовое решение интерьера Vintage Tan, которое является отсылкой к обивке салона пятого поколения Discovery.

Новое наполнение подушек сидений делает посадку всех пассажиров еще более комфортной. Все сиденья с электрорегулировкой получили поясничную поддержку в четырех направлениях. Регулировка сидений по 12 направлениям доступна в качестве опции.

Бензиновые двигателиIngenium

Технологии для новых двигателей включают в себя интегрированный выпускной коллектор, прямой впрыск топлива под давлением 2 000 бар, а также турбину типа twin-scroll для максимального отклика и эффективности.

Электрогидравлическая система управления высотой подъёма впускных клапанов позволяет регулировать загрузку двигателя на уровне впускного клапана, а не дроссельной заслонки. Снижение насосных потерь обеспечивает невероятную адаптивность двигателя и точное управление потоком воздуха в камерах сгорания. Это позволяет повысить мощность и крутящий момент при одновременном снижении расхода топлива и уровня вредных выбросов.

Более мощная версия Si4 Ingenium (290 л.с.) получила турбину с шарикоподшипниками вместо традиционных подшипников скольжения, что значительно повышает динамику турбины, отклик в переходном режиме и эффективность.

Дизельные двигатели Ingenium: новое поколение «чистых» дизельных агрегатов

Экологичные и плавные дизельные двигатели Ingenium отличаются высоким уровнем крутящего момента в широком диапазоне оборотов двигателя. Водитель получает отличный отклик и ускорение в любой момент. Сверхжесткий картер, двойной балансирный вал и активные жидкостные опоры двигателя обеспечивают невероятную плавность работы.

Технологичная система рециркуляции отработанных газов использует холодный цикл под низким давлением в дополнение к циклу высокого давления. Это решение снижает насосные потери при перегонке, повышает эффективность и уменьшает пиковые температуры в камере сгорания, а, значит, позволяет ограничить образование оксидов азота (NOx) в цилиндрах.

Чтобы достичь превосходной динамики, не жертвуя экономичностью, водители могут выбрать более мощную версию дизельного двигателя Ingenium – Sd4. Оснащенный двумя турбокомпрессорами, этот двигатель первый в истории Jaguar Land Rover с последовательной системой наддува также получил систему впрыска топлива common-rail с давлением 2 200 бар. Мощность составляет 240 л.с. при крутящем моменте 500 Нм, начиная с 1 500 об/мин.