Файловый архив студентов. Файловый архив студентов.
1312 вуза, 5275 предмета.
/ Регистрация
FAQ Обратная связь Вопросы и предложения
Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет
Предмет:
[НЕСОРТИРОВАННОЕ]
Файл:
Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн. 1.doc
Скачиваний:
4
Добавлен:
01.03.2025
Размер:
3.75 Mб
Скачать
☆
►Содержание►

4.2. Механические потери. Эффективные показатели 4.2.1. Механические потери и механический кпд

Под механическими потерями* понимают потери на все виды механического трения, осуществление газообмена, привод вспомогательных механизмов (водяного, масляного, топливного насосов, вентилятора, генератора и пр.), вентиляционные потери, связанные с движением деталей двигателя при больших скоро­стях в среде воздушно-масляной эмульсии и воздуха, а также на привод компрессора. В дизелях с разделенными камерами сгора­ния к механическим потерям относят обычно также газодинами­ческие потери на перетекание заряда между волостями камеры сгорания.

По аналогии с понятием р( вводится понятие о среднем давлении механических потерь рт как об удельной работе меха­нических потерь при осуществлении одного цикла, т. е. цикловой работе потерь, приходящейся на единицу рабочего объема цилин­дра:

Рми =Ртр “ЬРкх "t"Ргаьм "ЬР вещ- +Рпр .19

гдер-тр — на трение; рш — на газообмен; р^м — на привод вспо­могательных механизмов; р^т — на вентиляцию; рпр.ж — на при­вод компрессора.

Основная часть механических потерь — потери на трение рТр (до 80%). Большая часть потерь на трение приходится на пары поршень — гильза, поршневые кольца — гильза (45...55% всех механических потерь). Потери на трение в подшипниках составляют до 20% от всех механических потерь.

Силы, нагружающие трущиеся пары,— силы инерции, газо­вые силы и силы упругости (колец, пружин). Для определения р1р имеет существенное значение оценка средних по времени

♦Употребляется также термин «внутренние потери». 7-487

193

значений действующих на деталь усилий. Средние по времени значения модуля сил инерции обычно больше средних по времени газовых сил, особенно для четырехтактных двигателей, хотя максимальные значения газовых сил в 2... 5 раз могут превышать максимальные значения сил инерции. По данным Н. Р. Брилинга, при средней скорости поршня с„—8 м/с потери на трение при действии сил инерции составляют 75% от ртр. Большое влияние на потери от трения оказывают силы упругости поршневых колец, которые не зависят от режима работы двигателя. В тече­ние короткого интервала времени действия наибольших газовых сил резко возрастает сила, с которой поршневые кольца, особен­но верхнее, прижимаются к гильзе. Мала в этот период и ско­рость движения кольца. Это приводит к изменению режима трения и увеличенному износу гильзы в зоне, примерно соответ­ствующей положению поршня в ВМТ. На существенное влия­ние оказывают следующие факторы:

  • тепловой режим двигателя в связи с его влиянием на вязкость смазки, от которой существенно зависят силы жидкост­ного трения;

  • частота вращения. Увеличение п приводит к росту сил инерции и относительной скорости перемещения деталей. Одно­временно несколько возрастает температура и падает вязкость смазочного масла. Силы жидкостного трения увеличиваются в основном из-за повышения относительной скорости перемеще­ния деталей; силы граничного трения — из-за роста нагрузок на трущиеся пары. В целом потери на трение существенно увеличи­ваются с ростом п.

Увеличение нагрузки ведет к росту газовых сил и повыше­нию температуры деталей. Силы жидкостного трения при этом уменьшаются из-за снижения вязкости смазки, а силы граничного трения растут из-за увеличения газовых сил. Опыт свидетельству­ет о том, что потери на трение в дизеле сравнительно мало зависят от нагрузки.

При выполнении правил эксплуатации двигателя потери на трение вначале снижаются из-за приработки деталей, а затем стабилизируются.

Потери на газообмен рт связаны с неодинаковой величиной работы впуска и выпуска (см. рис. 3.1, а...г). Для анализа влияния различных факторов на рт можно использовать выражение Рта.—Рр —Рх+АрВП+Ар»ып, где Дрви и Арвш — средние за процессы газообмена перепады давления во впускном и выпускном клапа­нах. Потери на газообмен могут быть обратного знака по от­ношению к остальным элементам внутренних потерь. При этом их только условно можно назвать потерями. Положительная работа газообмена имеет место при наддуве четырехтактного двигателя от компрессора, механически связанного с коленчатым

194


Рис. 4.6. Диаграммы насосных ходов дизеля без наддува при различных частотах вращения (а) и нагрузках (б)

валом (см. рис. 3.1, б), а также на отдельных режимах работы двигателя с газотурбинным наддувом, на которых среднее давле­ние перед впускными органами рт больше среднего давления за выпускными органами рр (см. рис. 3.1, г).

Потери на газообмен тем больше, чем выше сопротивление впускной и выпускной систем и больше скорость движения газов. С ростом частоты вращения потери на газообмен во всех типах двигателей растут в результате уменьшения работы впуска и уве­личения работы выталкивания. Связано это с увеличением пере­падов давлений во впускной и выпускной системах (рис. 4.6, а). Среднее давление потерь на газообмен рш=Ап”, где А — посто­янная; т= 1,7...2,О*. В двигателях с искровым зажиганием потери на газообмен возрастают при уменьшении нагрузки, так как при этом прикрывается дроссельная заслонка, увеличивается сопро­тивление впускной системы и снижается положительная работа впуска.

Нередко наблюдается увеличение работы газообмена в дизе­ле при снижении нагрузки ниже определенного значения. Это свя­зано с тем, что при малой нагрузке давление в цилиндре в мо­мент начала открытия выпускного клапана мало, поэтому не­

*Для двигателей с газотурбинным наддувом т>2, так как с ростом частоты вращения, как правило, заметно увеличивается ж плотность газов, впу­скаемых в цилиндр и выпускаемых из него.

195

возможно эффективное истечение отработавших газов в период свободного выпуска с соответствующим: уменьшением их количе­ства и давления. Меньшими оказываются и эжекцисшные эффек­ты в процессе выталкивания. В результате в конце процесса вы­талкивания давление в цилиндре начинает расти — наблюдается «поджатие» отработавших газов (рис. 4.6, б). Для дизелей без наддува и с наддувом от приводного компрессора потери на газо­обмен сравнительно мало изменяются в зависимости от нагруз­ки. В дизелях с газотурбинным наддувом потери на газообмен в зависимости от типа системы наддува, характеристик газотур- бонагнетателей и их согласования с характеристиками двигателя, конструкции и размеров органов и фаз газообмена могут как увеличиваться, так и уменьшаться при увеличении нагрузки.

В высокооборотных двигателях с газотурбинным наддувом среднее давление потерь на газообмен велико и составляет значи­тельную часть рт (25% и более). Связано это с тем, что при установке на выпуске газовой турбины большой оказывается работа выталкивания. Поэтому применительно к двигателям с газотурбинным наддувом развитие проходных сечений во впу­скных клапанах за счет выпускных не всегда целесообразно.

Вентиляционные потери малы, они зависят от частоты вра­щения и растут при ее увеличении: рКЕТ=А1п2, где — постоян­ная. Потери на привод вспомогательных механизмов также в ос­новном зависят от частоты вращения, причем Ркя.м=А2пг, где А2 — постоянная. В первом приближении можно считать, что потери на привод вспомогательных механизмов не зависят от нагрузки. Обычно ркп.м=(0,05...0,10)/?*.„.

Все составляющие рмп существенно возрастают при увеличе­нии частоты вращения или пропорциональной ей средней скоро­сти поршня са. Принято выражать среднее давление механичес­ких потерь в функции ст так как около 50% всех механических потерь составляет трение поршня и колец о гильзу, относитель­ная скорость которых определяется не только частотой враще­ния, но и ходом поршня. Логична также функциональная связь pWL=f(ca), так как скорости газов во впускных и выпускных трактах, от которых зависят перепада давлений и потери на газообмен, определяются не частотой вращения, а скоростью поршня. Зависимость рыа от нагрузки для двигателей без наддува невелика, и ею пренебрегают. Потери на трение изменяются пропорционально первой степени св, а потери на газообмен, вентиляционные потери и потери на привод вспомогательных механизмов — пропорционально второй степени св, поэтому за­висимость рмв для двигателя без наддува от скоростного режима в общем случае имеет вид

риа=а+Ьса+йс1а.

196

Так как наибольшую долю рми составляют потери на трение, зависящие от первой степени еп, то нередко эмпирические зависи­мости pMn=f(ca) выражают в виде

рма=а+Ьси. (4.8)

Значения а, b зависят от типа, конструкции, размеров, коли­чества цилиндров и теплового состояния двигателя. При увеличе­нии количества цилиндров уменьшается количество подшипни­ков, приходящихся на один цилиндр, снижаются и Ркжы., а коэффициенты а и Ь имеют меньшие значения. В результате уменьшается рт.

Увеличение рабочего объема при сохранении отношения S/D приводит к снижению рми вследствие следующих причин:

9 если количество и высота колец одинаковы, то силы дав­ления газов, прижимающие кольца к гильзе, растут пропорци­онально D, а площадь поршня — пропорционально D2. Так как рмп есть сила механических потерь, отнесенная к единице площа­ди поршня, то она при этом снижается;

  • уменьшаются удельные (отнесенные к площади поршня) значения сил инерции;

  • уменьшается рхи.м.

Если снижение потерь на газообмен с ростом Pl при наддуве от приводного компрессора превалирует над увеличением потерь на трение, их сумма уменьшается с повышением давления надду­ва. При этом, однако, растет среднее давление потерь на привод нагнетателя. При введении газотурбинного наддува рип обычно увеличивается из-за роста потерь на трение и газообмен.

В табл. 4.3 приведены значения а и b из уравнения (4.8) для автотракторных двигателей без наддува.

Таблица 43

Двигатели

а, МПа

Ь, МПа.с/м

Дизели с неразделенной камерой сгора­

ния

0,105

0,012

Дизели с разделенной камерой сгорания

0,105

0,0138

Двигатели с искровым зажиганием

S/D> 1

0,05

0,0155

S/D <1

0,04

0,0135

4.2.2. ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ

Эффективными показателями называют величины, характе­ризующие работу двигателя, снимаемую с его вала и полезно используемую. Во имя получения этой работы собственно и стро­ят двигатели внутреннего сгорания. К числу эффективных показа­телей относят прежде всего эффективную мощность, крутящий

197

момент, среднее эффективное давление, удельный эффективный расход топлива, эффективный КПД.

Полезная, или эффективная, работа двигателя за один цикл

где — работа механических потерь.

Разделив это выражение на рабочий объем Vk, получим

где pt=bJVh — среднее эффективное давление, т. е. полезная ра­бота, получаемая за цикл с единицы рабочего объема цилиндра. Умножив (4.9) на Vhin/(30т), получим

где Ne=pcVhin/(30x) — эффективная мощность двигателя; Nua — мощность механических потерь.

Если (4.9) умножить на 1000Ksr/(7rr), то получим

где Мх = ЮООре Vhilinx) — эффективный крутящий момент двига­теля; Ммп — момент механических потерь.

Механический КПД двигателя

Далее, используя (4.9), можно записать

flM=PjPl = (Pi-PMn)IPl= 1 - Pun!Pi-

Под эффективным КПД двигателя понимают долю от всей подведенной с топливом теплоты, превращенную в полезную работу; 1?е=/-е/(К,/)тЯд). Далее можно преобразовать:

Аналогично (4.3), удельный эффективный расход топлива или расход топлива на единицу эффективной мощности в час

Из приведенных уравнений следует, что для обеспечения высокой эффективности и экономичности работы двигателя не­достаточно достижения высоких значений pt и т^. Необходимо также, чтобы малыми были механические потери двигателя, в том числе потери на привод компрессора.

Работа, действительно затрачиваемая на сжатие и протал­кивание 1 кг воздуха в компрессоре,

Ре—Pi Ры аз

(4.9)

n.=n,-n№

Мх—М, Мт,

*1м=LJLt =pJp,=MJMi=NJNt.

(4.10)

РеУк PiVh4u U

VnP?Hu УцРтНц КixPjHu

(4.11)

& = 3600/(Я.ъ).

198


k-iRTM [*/<*-1)1 [я?-,№-11

где жх=р^рь— степень повышения давления в компрессоре; tim — адиабатный КПД компрессора, равный отношению работы при адиабатном сжатии к действительно затраченной на сжатие и проталкивание работе. Он учитывает наличие теплообмена и внутренние потери в компрессоре.

Мощность привода компрессора

где G, c — секундная подача воздуха компрессором; г]М1 — меха­нический КПД компрессора.

Используя зависимости (4.4) и (4.5) , выразим эффективные показатели через индикаторные:

P(Vhin Нищ Vkin

Ne=N,riu=-—— - ч,рф) — tjM; (4.12)

30t l0 a 30t

1000 looo Hu m

Мж=Мм„— VhipiVM= vhi — - (4.13)

JtT ят /0 a

Рс=РЯ„ = (Hullo) Ш<*) ПуРо^Ут (4.14)

4,=Wm,

Pin Hum n

(4Л5)

Из (4.12) при заданных частоте вращения, количестве цилин­дров и тактов можно вычислить рабочий объем цилиндра, при котором обеспечивается получение той или иной мощности. Вы­числение pt производится по (4.5), рм — по уравнениям (4.8) с ис-

D2S

пользованием данных табл. 4.3. По величине Vk = n—, задав-

4

шись S/D, определяют основные размеры двигателя.

В случае использования для расчета индикаторных показа­телей методики, кратко изложенной в п. 2.2.2, необходимо за­даться размерами двигателя по прототипу. Расчет цикла даст значения р{ и щ. Далее определяют рн и ре. По уравнению (4.12) вычисляют рабочий объем цилиндра и далее, задавшись S/D, основные размеры двигателя. Если они существенно отличаются от принятых по прототипу, то расчет цикла повторяется.

А Влияние различных факторов на эффективные показатели двигателя. Значение каждого из эффективных показателей опре-

•Здесь значения параметров — для номинального режима. Индекс «в» опущен.

199

деляется значением: соответствующего индикаторного показате­ля и механическим КПД. Среднее давление механических потерь рии можно уменьшить следующим образом:

  • правильным выбором теплового режима работы двига­теля и поддержанием этого режима в процессе эксплуатации;

  • оптимальным конструированием двигателя и его агрега­тов. Правильный выбор конструкции и размеров впускной и вы­пускной систем делает минимальными потери на газообмен. В эксплуатации сопротивления систем не должны изменяться. Поверхности трущихся пар сводятся к целесообразному миниму­му, при котором обеспечивается надежное жидкостное трение, а силы трения имеют малые значения. К минимуму сводится также количество поршневых колец. Выбор жесткости и формы деталей, соблюдение технических условий при их изготовлении также важны для достижения надежного жидкостного трения и минимальных механических потерь. Существенное значение имеет оптимизация конструкции, размеров и частоты вращения таких вспомогательных механизмов, как вентилятор, водяной и масляный насосы:

  • рациональным выбором материалов и технологии изгото­вления деталей, что улучшает смазку трущихся пар и снижает потери на трение;

ф правильным выбором смазочного масла. При этом стре­мятся использовать масло с минимальной вязкостью, при кото­рой обеспечиваются надежное жидкостное трение, длительная работа всех узлов двигателя при максимально возможных сроках смены и минимальном угаре масла;

  • использованием в дизелях однополостных камер сгорания вместо разделенных. Этим достигается снижение механических потерь в результате исключения практических потерь на перете­кание заряда.

Уменьшения рпр.ж. добиваются оптимизацией типа, размеров, частоты вращения и характеристик компрессора под заданные расход газа и степень повышения давления. Под оптимизацией здесь понимают достижение максимально возможного значения t]x во всем диапазоне режимов работы двигателя. Уменьшение затрат на привод компрессора, особенно на режимах малых наг­рузок, можно обеспечить, используя перепуск воздуха или снижая частоту вращения компрессора, соединенного с двигателем с по­мощью регулируемой механической передачи. При применении наддува, особенно газотурбинного, механический КПД возраста­ет вследствие того, что рма увеличивается в меньшей степени, чем Pi. Поэтому pt повышается в большей степени, чем pt. В резуль­тате увеличения т/м эффективный КПД повышается даже когда при наддуве имеет место небольшое уменьшение

Важное значение при газотурбинном наддуве имеет КПД

200

газотурбокомп рессора. При его увеличении достигается сниже­ние потерь на газообмен.

Уменьшение при снижении нагрузки объясняется тем, что Ру„ мало изменяется с уменьшением нагрузки, a ph естественно, падает. Особенно резко снижается цы в двигателях с искровым зажиганием, что связано с увеличением потерь на газообмен. При холостом: ходе двигателя pt—pm и ifM=0. С ростом частоты вращения т\н уменьшается в связи с увеличением рт.

Характер изменения основных индикаторных и эффективных показателей в зависимости от л приведен на рис. 4.7. Так как при увеличении частоты вращения снижается, то максимальные значения рс и rfe имеют место при п, меньших тех, при которых достигаются максимальные значения pt и

Из выражения (4.15) следует, что на значение литровой мощ­ности двигателя, оценивающей уровень форсирования двигателя, влияют pit tju, п (на номинальном режиме) и т. Возможности увеличения ри пы, tjx, а также применения двухтактного цикла рассмотрены ранее. Следует отметить дополнительно, что в двухтактных двигателях отсутствуют насосные потери, но име­ются потери на привод компрессора, используемого для осущест­вления продувки — очистки — наполнения двигателя. В двух­тактных двигателях меньше, чем в четырехтактных, потерт на трение, обусловленные силами инерции, так как отсутствуют вспомогательные такты, но меньше также и значение среднего индикаторного давления. На величину цж в большей степени влияют меньшие значения pt и потери на привод компрессора.

Рис. 4.7. Завесам ость индикаторных, эффективных пока­зателей и параметров, характеризующих механические по­терн двигателя, от частоты вращения

201

Поэтому т]м двухтактных двигателей в среднем несколько ниже, чем четырехтактных. Это наряду со снижением pt оказывает вли­яние на степень увеличения литровой мощности при переходе с четырехтактного цикла на двухтактный. Литровая мощность двигателей с искровым зажиганием, как правило, заметно выше, чем у дизелей, в связи с большим значением номинальной часто­ты вращения, а при сравнении двигателей без наддува — и боль­шим значением рс.

В табл. 4.4 приведены эффективные показатели автотрактор­ных двигателей на номинальном режиме.

Таблица 4.4

Тип двигателя

>ы

Че

?е. гДкВт-ч)

ра МПа

N„, «Вт/л

Четырехтакт­ные двигатели с искровым за­жиганием (без наддува)

0,75...0,85

0,25-0,35

327-234

0,75-0,85

20-50**

Четырехтакт­ные дизели без наддува

0,7...0.8

0,36-0,42

235-202

0,65-0,8

1Z..20

То же, с над­дувом

0,78-0,88

0,38-0,45

223...188

до 2*

16-28**

Двухтактные

дизели

0,7-0,85

0,33—0,38

257-223

0,5-0,75

15-35

* Для применяемых в настоящее время автотракторных дизелей с наддувом предельное значение ре ниже. В перспективе, однако, возможно достижение ре—2 МПа.

** Дизели с вадцувом для легковых автомобилей имеют Na до 40, а бензиновые двигатели до 65.
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]
Помощь Обратная связь Вопросы и предложения Пользовательское соглашение Политика конфиденциальности