книги из ГПНТБ / Эксплуатация корабельных двигателей внутреннего сгорания лекции
..pdfдавления насыщения. На поверхности втулки конденсируется влага. Количество выпадающей влаги тем больше, чем боль
ше разность парциального давления пара з газовой среде
и давления насыщения на поверхности втулки.
Капельная влага, оседающая на поверхности втулки,
обводняет масло, вносит но поверхность втулки кислоты и другие химические реагенты, способствующие старению
масла и ускоряющие коррозионный износ.
Для уменьшения конденсации влаги температура
поверхности втулки должна быть повышена, а для сохране
ния устойчивой масляной пленки в районе верхнего положе
ния поршневых колец она должна быть снижена. Исследова
ния показывают, что минимальный износ в районе верхней
части втулки наблюдается при температуре на ее поверх
ности, равной 160-170°С.
5. Максимальная температура клапана.
Максимальная температура клапана характеризует механическую прочность его материала, условия смазки што
ка клапана в направляющей втулке, а также коррозионный износ рабочей поверхности тарелки и уплотняющего . посадочного пояска.
Работоспособность двигателя определяется не какимлибо одним из вышеперечисленных показателей, а их
комплексом. Если одна из температур превысит максималь
но допустимое значение, то работоспособность двигателя
нарушится, несмотря на благоприятные уровни температур в других зонах.
Современные быстроходные корабельные турбопоршневые
дизели спроектированы таким образом, что при работе
двигателя на режимах, близких к полным, показатели,
характеризующие тепловое состояние деталей, близки к
предельным значениям. Общий запас прочности по тепловой напряженности невелик, и всякое отклонение режима работы
70
от нормального, например;перегрузка двигателя, неизбежно приведет к возрастанию температуры деталей, к снижению
или полному израсходованию запаса прочности по тепловой
напряженности и, в конечном счете, - к преждевременному
выходу двигателя их строя.
Задача инженера-механика состоит в том, чтобы не до
пустить превышения предельно допустимых температур дета
лей цилиндро-поршневой группы. Она осложняется тем, что
в условиях эксплуатации нет приборов, позволяющих контро лировать температуру деталей, и инженер-механик вынужден
пользоваться косвенными показателями теплового состояния
двигателя.
§ 4. Теплопередача в цилиндре дизеля. Приближенная оценка осредненнего удельного теплового потока и
температуры деталей
Тепловое состояние деталей оценивается температурой поверхностей и перепадом температур между стенками. При существующих методах контроля за работой двигателя не посредственного измерения температур не производится и тепловое состояние двигателя оценивается по косвенным показателям.
Для выявления косвенных показателей теплового состоя ния деталей, доказательства их достоверности и объектив ности необходимо рассмотреть процесс теплопередачи в цилиндре дизеля. Конечной целью этого исследования яв ляется нахождение математической зависимости для опреде ления температуры на поверхности детали и перепада тем
ператур между стенками, а также определение тех факторов,
от которых эти температуры зависят.
Процесс теплопередачи в цилиндре дизеля имеет свои особенности, которые заключаются в следующем.
Периодический характер рабочего процесса предопреде
71
ляет пульсирующее выделение тепла и пульсирующее тепловое воздействие на детали, образующие камеру сгорания.
Температура газа на установившемся режиме работы в течение цикла колеблется от минимальной величины во вре
мя процесса наполнения до максимальной во время процесса
сгорания.
Температура деталей, нагреваемых во время работы,
распределяется неравномерно.
Впроцессе теплопередачи площадь поверхности, через
которую передается тепловой поток, не остается постоян
ной, а периодически изменяется при движении поршня к
верхней и нижней мертвым точкам.
Вцилиндре двигателя имеются все три основные формы
теплопередачи: лучеиспускание, теплообмен и конвекция.
Процесс теплопередачи усложняется переменной плот ностью и вихревым движением газа в цилиндре.
Все эти особенности могут быть учтены в аналитиче
ских зависимостях, однако эти зависимости получаются . очень громоздкими.
Принимаются следующие допущения, упрощающие матема тическое описание процессов.
Нестационарный (пульсирующий) тепловой поток заме
няется стационарным при условии, что количество переда
ваемого тепла остается постоянным для данного режима работы. Температуры газа, стенок и воды принимаются
постоянными. Сложная конфигурация стенок цилиндра заме
няется плоской стенкой (это допустимо при малых отноше
ниях толщины стенки цилиндра к его диаметру). Площадь поверхности теплопередачи принимается постоянной.
Процесс передачи тепла в цилиндре условно разделяется
на три последовательно протекапцие фазы:
-передачу тепла от нагретых газов к стенке цилинд ра;
-теплопроводность через стенку;
-теплопередачу от стенки к охлаждающей воде.
?2
На рис. 3.4 показана
схема передачи тепла в ци
линдре дизеля от газа к охлаждающей воде.
Передача тепла от газа к стенке
|
Передача тепла от газа |
|
|
||
к стенке определена на ос |
|
|
|||
нове теплопередачи сопри |
|
|
|||
косновением по |
закону Нью |
Рис. 3.4. Схема передачи |
|||
тона : |
|
||||
|
тепла от газа |
к охлаждаю |
|||
Qr= |
« r(Tr-T,)Ff |
кшл, (3.26) |
щей воде через стенку в |
||
цилиндре двигателя |
|||||
где |
а г - коэффициент тепло |
||||
|
|
||||
|
отдачи от газа к |
|
|
||
|
стенке ккал/м ч град; |
|
|||
|
Тг - температура газа; |
|
|
||
|
Т, - температура стенки, обращенной к |
камере сгора- |
|||
|
ния; |
|
|
|
|
F - площадь поверхности теплопередачи; t - время.
Считается, что передача тепла лучеиспусканием со ставляет 10-35$ от общего теплового потока. В расчетах иногда принимается, что все тепло передается только теплообменом.
Коэффициент теплопередачи от газа |
к стенке а г явля |
|
ется функцией температуры и давления |
<хг= $(Тг,р ). |
|
За время цикла он |
изменяется в широких пределах. Коэффи |
|
циент теплоотдачи |
может быть рассчитан для каждого момен |
|
те рабочего цикла |
по эмпирическим формулам, которые по |
|
лучены на основе частных экспериментов на дизелях:
- формула Брилинга-Вуссельта |
|
a r= 0 , 9 9 l f ? ^ t a + b c m) |
’ (3-27): |
73
где а,Ь- коэффициенты, подбираемые экспериментально;
ргцдавление газа;
Тги,- температура газа; с ™ - средняя скорость поршня;
-формула Эйхельберга
(Хг— 2,1 \1р ги,Трц\1с in |
ККИА |
(3.28) |
|
|
м2ч.граЗ ’ |
- формула Ожгихина |
|
где
*
СХг=АТги,бт $г-ц |
ккал |
|
(3.29) |
|
М гч.граЭ |
7 |
|||
|
|
п^Иг,- коэффициенты, определяемые опытным путем;
%ru, - удельный вес газа.
Передача тепла через стенку
Передача тепла через стенку определяется выражением
(i ^ e T ' CT'“T^ F 'c = T ‘ATF<c ккаЛ’ (3,30)
где Д Т - перепад температур между стенками;
5 - толщина стенки;
X - коэффициент теплопроводности материала стенки ккал/м ч град.
Если материал стенок однороден, то температура в
стенке на установившемся режиме изменяется по линейному
закону.
Передача тепла от наружной стенки к охлаждающей воде
Передача тепла от стенки к воде определяется выраже
нием
Qw = |
ккал , |
(З.ЗХ) |
где a w - коэффициент теплопроводности от наружной |
||
поверхности к охлаждающей жидкости; |
|
|
a w =-3DO*bOO/w" |
- \ , |
(3.32) |
w |
М* ч гряо |
|
74
где w - скорость воды, м/с
Определение показателей теплового состояния деталей
Дяя установившегося теплового состояния величина теп
лового потока от газа |
к стенке, через стенку и от |
стенки |
||
к охлаждающей воде будет одинаковой: |
|
|
||
|
Q |
|
|
(3.33) |
^ |
р |
? Ч'г- Ччг~ |
Ч' • |
|
Подставляя значения тепловых потоков, полученных из |
||||
выражений (3.26, |
3.30, |
3.31) получим |
|
|
Ч-= схг(Тг-Т,)=-|-(Тг Т ^ = cxw (T4-Tw ) |
(3.34) |
|||
Определим величины температурных перепадов на различных
участках теплопередачи и общий температурный напор:
|
(3.35,а) |
"П ^2 ~ °Г Л. 1 |
(3.35,6) |
|
(3.35,в) |
TV-T«=.<v(i-rv i - + i - ) , |
(3.36) |
или |
|
4 = K (Tr- T w )f |
(3.3?) |
где |
|
K ~ сх-.г+ WЛ- ^ w
- общий коэффициент теплоотдачи от газа к охлаждаю щей воде.
Величина
i = _ L + 4 _ + J _
К схг Л.
75
есть термическое сопротивление теплопередачи.
Определим температуру на поверхности стенки со сторо
ны газа. Из (3.35,6) и (3.35,в) |
имеем |
|
|
т < - т « - * ( 4 - £ . У » |
(3.40) |
||
|
|||
Ч'~ ^(Т*- |
7 |
(3.41) |
|
1 |
|
(3.42) |
|
|
|
||
А. с*-w |
|
||
Полученное выражение (3.41) приравниваем (3.34) |
|||
q ~ a r(Tr- T 4>=K4Cr4-Tw). |
(3.43) |
||
После преобразований получим выражение для темпера |
|||
туры стенки со стороны газа |
|
|
|
**г^г + K-|TW |
(3.44) |
||
•Л^-ЧХг |
|||
|
|||
Температура на поверхности стенки со стороны охлаж |
|||
дающей жидкости может быть получена из (3.35,в) |
|
||
т * - т " + 4 ' |
(3-45) |
||
Перепад температур может быть определен из |
(3.35,6) |
||
А Т = Т г Т г= с ^ - |
(3.46) |
||
§ 5. Средняя заменяющая температура
газа
При рассмотрении теплопередачи в цилиндре двигателя
было сделано допущение о замене нестационарного теплово го потока стационарным при условии сохранения количества передаваемой теплоты за цикл в стационарном и нестацио
нарном тепловых потоках.
76
Q*= tXrep(Tr,- T rtp)FT„=^“r(Tr-T()d fF , |
(3.47) |
|||||
где |
Q_jколичество |
теплоты, |
пере,даваемой через едини |
|||
|
|
цу поверхности за один цикл; |
|
|
||
|
Т г.4~ |
средняя заменяющая температура |
газа, |
-такая |
||
|
|
постоянная температура, которая обеспечивает |
||||
|
|
передачу тепла в стационарном потоке, равного |
||||
|
|
количеству тепла, передаваемого в нестационар |
||||
|
|
ном тепловом потоке; |
|
|
|
|
'Х; |
Т 4- среднее и мгновенное |
значение |
температуры |
|||
|
|
стенки со стороны газа; |
|
|
||
схг |
|
среднее и мгновенное |
значение |
коэффициента |
||
|
|
теплоотдачи от газа к стенке; |
|
|
||
|
Т,- мгновенное |
значение температуры газа в цилинд |
||||
|
|
ре дизеля; |
|
|
|
|
|
(£„- время одного цикла. |
|
|
|
||
Раскрыв скобки в формуле (3.47), получим |
|
|||||
|
|
|
г*о |
То |
|
|
|
^'ср'Т’г ^ о - |
a rT rdX-jT^cl't . |
(3.48) |
|||
Примем |
Т 4= Т 4ср-, |
>0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(3.49) |
|
|
|
|
L (Xf-dl't |
|
||
|
|
|
|
|
||
|
|
«Гер- |
|
|
(3.50) |
|
Принимая первое допущение, считаем, что температура стен ки со стороны газа колеблется в небольших пределах около своего среднего значения. Второе допущение означает, что средний коэффициент теплоотдачи от газа к стенке определяется как среднее интегральное значение за время, цикла. Геометрическое представление данного допущения дано на рис. 3.5.
Сократив по принятому допущению в равенстве |
(3.48) |
|
члены txr Т 4ср^ 0 и T , j a rd/r, |
получим |
|
О Tq |
|
|
^ г Ср”^г3^о= Jwj-'Tr CtT . |
(3.51) |
|
77
Отсюда средняя заменяющая температура газа будет равна
/А Тг|К |
( с ч Т ^ |
(3.52) |
Т г,~ |
|
|
*гСр*0 |
а гСр |
|
где |
'-о |
|
|
|
|
|
J а гтго1л; |
(3.53) |
(<XrTr)cp — |
|
Рассмотрим графическое представление величины (^rV)^
Величину (аг,Тг)ср можно определить, если разделить площадь под кривой а гТ г=-?(т;) на время одного цикла Т 0 .
(рис. 3.6).
Полученное выражение доя Т Гз |
позволяет рассчитать |
||
эту величину, если известны зависимости |
с*г= £(д;) и |
||
T r= JF('C’), |
а также дает возможность проанализировать |
||
изменение |
T rj в зависимости от режима |
работы и условий |
|
эксплуатации двигателя. |
|
|
|
Средняя заменяющая температура |
является тем показа- |
||
78
телем, который определяет величину теплового потока через стенку, величину температура стенки со стороны газа и перепад температур. Следовательно, по изменению
Т г можно судить об изменении теплового состояния деталей
двигателя. По опытным данным средняя заменяющая темпера
тура газа всегда выше средней температуры газа за цикл: (3.54)
С учетом принятых допущений и обозначений дум стацио нарного теплового потока, выражения для показателей теп лового состояния деталей примут вид:
rp _ T rsartp+ K T W -.
<tp |
|
(3.55) |
|
’ |
|
T2= T W + — |
j |
(3.56) |
|
|
g |
|
|
(3.57) |
Полученные зависимости подтверждают тот факт, что
температура на поверхности стенки будет определяться величиной средней заменяющей температуры. Средняя заме
няющая температура Т г^ |
определяет |
также величину удель |
|
ного теплового |
потока |
с(,, так как |
|
|
K(.Tr^-Tjv) . |
(3.58) |
|
В своих исследованиях не карбюраторном двигателе |
|||
Н.Т.Ожгихину в |
1939-40 гг. удалось |
показать, что все |
|
приближенные соотношения, полученные Нуссельтом, Брилин
гом, Эйхельбергом и другими авторами для оценки коэффи циента теплоотдачи от газа к стенке, сводятся к зависи
мости вида
* г= А Т г с й * к ц \ |
(3.59) |
Исследования Ожгихина были продолжены А.К.Костиным |
|
и позволили ему получить полуэмпирическую формулу для удельного теплового потока через стенки поршня (цилиндра)
вида |
/г* |
о,м |
,0,5 |
|
т1U \ |
(U-T КЦ/ |
||
|
|
LL ; |
СЧн Рки.)0,58 |
(3.60) |
|
79