книги из ГПНТБ / Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы учебник

Подставив Правую часть данного равенства вместо а в уравне­ ние (1.169), получим

Приравнивая правые части выражений (1.175) и (1.176), полу­ чим уравнение для т)(.

Для существующих двигателей величины среднего индика­ торного давления pt при номинальном режиме мощности и час­ тоте вращения вала двигателей без наддува лежат в следующих пределах:

ПО

Дизели с наддувом могут иметь следующие значения: четырех­

О т н о с и т е л ь н ы й к. п . д . оценивает степень совер­ шенства действительного рабочего цикла по отношению к термо­ динамическому и может быть получен из отношения

Величина этого показателя для дизелей находится в пределах г]о = 0,75-4-0,90.

§2. ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ИНДИКАТОРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ

Киндикаторным показателям относятся следующие: Nt, Gt, gi> Pi> Дл 'Ли» а • Все эти параметры находятся в функциональной зависимости от многих других факторов, которые рассмотрены

ранее и рассматриваются во всех других главах учебника, а поэ­ тому сосредоточить анализ всех их в настоящей главе невозможно, а с методической точки зрения изучения этого курса —•нецеле­ сообразно. По этой причине в данной главе будут рассмотрены только основные факторы, влияющие на величину индикаторного к. п. Д. тр.

В л и я н и е с о с т а в а с м е с и характеризуется коэф­ фициентом избытка воздуха а, который может быть получен из

вление зависит от отношения тр/a. Так как тр является функ­

зволяет более полно раскрыть физический смысл явлений при осуществлении рабочего цикла.

Для выяснения характера влияния отношения тр/a на pt рассмотрим зависимости тр — f (а) и тр/а = / (а). Для карбю­ раторных двигателей и для дизелей эти зависимости различны.

111

Рис. 1.39. Зависимости для двигателя с принудительным зажи­ ганием: а — тц = f (ос); б — тц/а = / (а)

Для практического использования опытных данных по тр зависимость гр = f (а) необходимо перестроить из абсолютных величин в процентные, принимая за 100% значение гр при а — 1,0.

Перестроение зависимости гр/а = / (а) дает кривую, пред­ ставленную на рис. (1.39, б). Из представленной кривой видно, что максимум тр/а имеет место при а « 0 ,9 , т. е. при недогорании топлива.

Отсюда следует вывод, что при прочих равных условиях величина тр/а будет иметь наибольшее значение при а « 0,9. Это объясняется тем, что при богатых смесях (а < 1) скорости сгора­ ния будут максимальными. Однако в отличие от работы на бед­ ных смесях (а > 1) экономичность в последнем случае, т. е. при (а < 1), ухудшается.

Для дизелей рассмотренные зависимости имеют другой харак­ тер. В дизелях показатель гр возрастает с уменьшением нагрузки, т. е. при увеличении коэффициента избытка воздуха, при этом происходит обеднение смеси (рис. 1.40, а и б).

Подобный характер изменения тр = f (а) объясняется более благоприятными условиями сгорания при обедненных смесях, когда в цилиндре имеется значительный избыток кислорода воз­ духа. В случае уменьшения а (обогащение смеси) увеличивается подача топлива за цикл, а потому увеличивается и продолжитель-

112

ность его впрыскивания в цилиндр. При возрастающей по времени подаче часть топлива сгорает при меньшей степени расширения, что также понижает величину параметра тр-.

Плавное снижение величины гр с увеличением нагрузки, т. е. с уменьшением а (кривая а), имеет место лишь до известного пре­ дела апред. На больших нагрузках, близких к предельным зна­ чениям, в связи с недостатком кислорода смесеобразование и сгорание ухудшается, а поэтому резко снижается индикаторный к. п. д. (рис. 1.40— штриховые линии). В связи с неполным сго­ ранием дизель работает с дымлением.

Рис. 1.40. Зависимости: а — п1 = / (а); б — тц/а = / (а) для дизеля

Предельные величины апред, при которых начинается сниже­ ние тр, имеют различные значения, и величина их зависит от сте­ пени совершенства конструкции дизеля, совершенства смесеоб­ разования и сгорания.

Предельные значения коэффициента избытка воздуха апред для дизелей (в зависимости от совершенства рабочего процесса) могут колебаться в пределах а л* 1,3-4-1,8.

Кривая на рис. 1.40, б гр/а = / (а) показывает увеличение значений этого отношения при снижении а и, следовательно, не­ прерывное увеличение pt с уменьшением а.

Еще можно отметить, что при сопоставлении формул (1.170) и

сматривать влияние этих факторов только в их взаимной связи. Существенным фактором, влияющим на величину г|(., является

оценки камеры сгорания будет отношение поверхности к ее объему.

Уменьшение этого отношения сократит отдачу теплоты охлаждае­

Относительная экономичность других камер сгорания в карбю­ раторных двигателях может оцениваться отношением величины тр для любой из камер сгорания к коэффициенту при полусфериче­ ской камере сгорания, т. е.

Лк = Лг/Лгсф!

г|к называется коэффициентом камеры сгорания. Для полусфе­

зажигания и опережение подачи топлива обязательно окажут влияние на увеличение тр. Это объясняется тем, что при оптималь­

Влияние на тр в карбюраторном двигателе оказывает частота вращения. С увеличением их величина тр имеет тенденцию к воз­ растанию, что объясняется возрастанием турбулентного воздей­ ствия на скорость и полноту выгорания топлива, а также сокра­ щением времени контакта газов со стенками цилиндра и умень­ шением тепловых потерь (рис. 1.41).

Дизель на номинальной мощности работает около предельных значений а (полная подача). При переходе к меньшим частотам вращения а должны возрастать и тр. С другой стороны, при мень­

Подобное сочетание факторов приводит к выравниванию со­ стояния и при постоянной подаче топлива в дизеле тр остается на всех частотах вращения примерно постоянной величиной.

Из формулы (1.177) можно составить полное представление о влиянии на тр не только а, но и г)у, р(. Влияние этих параметров

114

можно рассматривать во взаимной связи с учетом возможного изменения ос.

В дизелях изменение р1 происходит (при постоянной частоте вращения) благодаря изменению количества поданного за цикл топлива при одном и том же коэффициенте наполнения цилиндра воздухом (гщ = const). Таким образом, в дизелях именение связано практически с изменением ос.

§3. ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ

Кэффективным показателям относятся: мощность Ме; сред­ нее давление ре и среднее давление механических потерь; мощ­ ность механических потерь /VM; эффективные расходы топлива —1 часовой Gr кг/ч и удельный ge г/л. с. ч.

Эффективная работа будет всегДа меньше индикаторной на величину механических потерь, т. е. на величину насосных потерь

и на величину работы, затрачиваемой на преодоление трения в подшипниках и на привод обслуживающих двигатель вспомо­ гательных механизмов:

Механические потери оцениваются величиной мощности меха­ нических потерь NMи значением механического к. п. д. т)м:

Механические потери являются частью индикаторной мощно­ сти, расходуемой в самом двигателе. В связи с этим необходимо величину этих потерь снижать до минимума.

Мощность механических потерь является суммой следующих составляющих:

+ А ^ н а с + М п р + N K - ( - N в е [ 1 т .

В данном уравнении суммируются потери на преодоление тре­ ния, насосные потери, потери на привод в действие различных механизмов, компрессора и вентиляционные потери. Как видно из уравнения (1.180), величина т]м будет возрастать при умень­ шении NM(рм) и увеличении Nt (pt).

На режимах полных нагрузок значение Nt будет максималь­ ным, но на частичных нагрузках Nt уменьшается, а вместе с этим уменьшается и т]м, так как величина Nu при изменении нагрузки практически изменяется мало.

Для практических расчетов рекомендуется средние механиче­

где рн — давление наддува. Связь величины г]м карбюраторного двигателя ,с различными

факторами может быть выяснена после преобразования в резуль­ тате совместного решения уравнений (1.177) и (1.180). В резуль­

Известно, что при п = const и с изменением нагрузки (нагру­ зочная характеристика) величина рм мало изменяется, но член 1/атртщ возрастает, если нагрузка увеличивается и, следовательно, величина т]м возрастает тоже.

С увеличением п величина r]v будет убывать, а значение рм возрастать. Следовательно, второй член в правой части уравне­ ния (1.181) должен возрасти, а величина рм уменьшится.

В дизелях зависимость т]м от тех же показателей может быть другой. Например, влияние числа оборотов на т]м несколько умень-

116

шается. Это легко выяснить при исследовании уравнения подачи топлива в дизеле на цикл и на 1 л рабочего объема:

С увеличением п величина рм возрастает, но знаменатель из­ меняется очень мало, а поэтому на всех нагрузках при изменении

Для автотракторных двигателей характерными значениями ре и т]м можно считать следующие:

По данным проф. В. Н. Болтинского, распределение потерь

117

Полная мощность механических потерь дизеля КДМ-35 со­ ставляет

^ « = ^ — ^ = 51,2 — 37= 1 4 ,2 л. с. (10,44 кВт).

Как видно, наибольшие потери относятся к кривошипно-шатун­ ному механизму (74,12%).

Эффективный к. п. д. и эффективный расход топлива являются наиболее важными показателями, оценивающими работу двига­ теля в целом, что аналитически можно представить в виде

зуемся уравнением (1.177) и сопоставим его с уравнением (1.184);

Тогда, сопоставляя выражения (1.186) и (1.185) и решая их отно­ сительно ge, получим

Для существующих двигателей ge и т]е могут иметь следующие величины:

Расходы топлива ge = 150 ч-155 г/л. с. ч. получены в тихо­ ходных двухтактных судовых дизелях, работающих с пониженным наддувом, когда ре = 6,5 -^8,5 кгс/см2 и п = 100 ч-120 об/мин.

В четырехтактных дизелях средней быстроходности расходы топлива могут понижаться до ge = 140 ч-145 г/л. с. ч., но при вы­ соком наддуве, когда ре — 15 ч-20 кгс/см2.

118

§ 4. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ

Как видно из ранее приведенных данных, в двигателях внутрен­ него сгорания представляется возможным превратить в полезную работу лишь 20— 43% теплоты от всей подведенной. Остальная часть ее уносится с отработавшими газами, передается в систему охлаждения, в окружающую среду и т. д.

Распределение теплоты, выделенной при сгорании топлива, по видам тепловых потерь называется в н е ш н и м т е п л о в ы м б а л а н с о м .

Величину каждой составляющей теплового баланса опреде­ ляют в ккал/ч, в кДж/ч или в % по отношению ко всему количе­ ству подведенной теплоты.

Уравнение внешнего теплового баланса в абсолютных едини­

сгорания; QOCT— неучтенные потери (остаточный член).

В уравнении (1.188) отсутствует член, учитывающий затраты теплоты на механические потери QM. Это объясняется тем, что те­ пловая энергия, затраченная на механические потери (трение), превращается вновь в теплоту и отводится с охлаждающей жид­ костью и с маслом.

Наибольшая работа приходится на трение в кривошипно­ шатунном механизме. Она примерно составляет 75%. Таким об­ разом, большая часть теплоты QM равна работе трения поршня с кольцами о стенки цилиндра и в подшипниках, причем первая из них достигает 55— 65%. Эта теплота отводится главным обра­ зом в охлаждающую воду и учитывается в тепловом балансе ве­ личиной Q0XJI, а оставшаяся часть включается в неучтенные по­ тери Q0CT.

Методика определения теплового баланса заключается в опре­ делении составляющих уравнения (1.188).

К о л и ч е с т в о р а с п о л а г а е м о й т е п л о т ы

Q = GtQh,

где QH, GT— низшая теплотворная способность 1 кг топлива в ккал/кг и расход топлива в час, кг.

К о л и ч е с т в о т е п л о т ы , п р е в р а щ а е м о й в э ф ­ ф е к т и в н у ю р а б о т у двигателя,

Qe = 632,ЗМе ИЛИ Qe = Qr]e.

К о л и ч е с т в о т е п л о т ы , о т в о д и м о й с о х л а ­ ж д а ю щ е й с р е д о й ,

Qoxn = ^ 0ХЛС (^ВЫх ^вх)>

119