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

двигателя в условиях цикличного процесса теплообмена средняя величина теплового потока к тепловоспринимающей поверхности определится по уравнению

Отсюда видно, что средний по времени тепловой поток при пуль­ сирующем процессе можно рассматривать как стационарный

поток от среды со средней результирующей температурой по теплопередаче Т г рез к стенкам, имеющим постоянную во времени

температуру поверхности Т ст1

(V.18)

Формулы (V.17) и (V.18) обычно берутся в основу расчета теплообмена между газом и стенками цилиндра. Основной зада­ чей при этом является определение а г или a s [формулы (V. 15) и (V.16). ]. Для этого необходимо иметь экспериментальную или расчетную индикаторную диаграмму. По ней определяются аб­ солютные величины мгновенных значений давлений и темпера­ туры газов по углу поворота коленчатого вала, затем по одной

из формул подсчитываются значения а г (а2), произведения а Т

и строятся графики этих величин в зависимости от ср (т). Планиметрируя их, определяют средние за цикл значения коэффициента теплоотдачи а г ср (а2ср) и произведения (а Т )ср. По формулам

(V. 18) определяют величину средней результирующей темпе­ ратуры.

Мгновенные значения температуры газов Т г с достаточной

точностью могут быть определены для линии сжатия и расширения аналитическим или графическим путем из характеристического уравнения

p rV = G R T r,

где значения р г и V берутся непосредственно из индикаторной

диаграммы.

Вес заряда на ходе сжатия

на линии сгорания

GCr = pPL(l +уД

450

где р — молекулярный вес газов; р — коэффициент молекуляр­ ного изменения; к — количество воздуха, вводимого в цилиндр

этим методом определить нельзя из-за резкого изменения в этот

период веса газовой смеси в ци­ линдре двигателя.

Г р а ф и ч е с к и й м е т о д п о с т р о е н и я т е м п е р а ­ т у р н о й к р и в о й сводится к следующему. Пренебрегая не­ значительной разницей произ­ ведений газовой постоянной и

веса рязряда в процессе сжатия

и расширения, принимают

^сж^сж ^расш^расш COHSt.

Затем условно приравнивают

температуру газов в конце сжа-

тия, известную из расчета, давлению в конце сжатия, тогда масштаб температуры будет (рис. V.6 )

т

. т т= град/мм.

При этом объем камеры сжатия Vc будет равен в том же масштабе

произведению G R .

Для определения температуры газов в точке i индикаторной

диаграммы необходимо провести из нее горизонтальную линию до пересечения с вертикалью гс. Через полученную таким образом точку b из начала координат проводим луч до пересечения с вер­ тикалью а д. Ордината а д будет равна в масштабе т ттемпературе

газов в точке i.

Действительно, из подобия треугольников оа д и оЬг следует,

что

средними по объему температурами. Последнее вносит в расчет

к о э ф ф и ц и е н т о в т е п л о о т д а ч и условность, так как не учитывается имеющаяся в действительности неоднородность

поля температур в объеме цилиндра.

Характер изменения а 2 по углу поворота коленчатого вала

практически одинаков независимо от используемой для расчета формулы, однако абсолютные значения отличаются значительно

(рис. V.2 и V.7). Значения средней результирующей температуры, получаемые по различным формулам, отличаются мало (± 5 % ) и всегда выше средней за цикл температуры. Так, например, для

Коэффициент теплоотдачи зависит от типа двигателя, степени форсирования и режима его работы, величина его резко изменяется по фазам рабочего процесса (от нескольких тысяч ккал/м2 -ч-град

в период процесса сгорания до 100— 150 — в период наполнения). В табл. V.5 приведены полученные расчетом средние по фазам рабочего процесса двухтактного двигателя значения a Scp.

45 2

§2. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ ПОТОКОВ ПО ПОВЕРХНОСТИ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ

Условия теплообмена между рабочим телом и стенками ци­

линдра зависят от большого количества разных по характеру факторов и не могут быть одинаковыми для всех элементов тепло­ воспринимающей поверхности. Поэтому интенсивная теплоотдача на разных ее участках будет в значительной степени отлична. Даже при сгорании горючей смеси в спокойной среде отмечается различие в характере изменения коэффициента теплоотдачи и его абсолютной величине.

Из рис. V .8 видно относительное изменение локальных сред­

них по времени значений коэффициента теплоотдачи по поверх­ ности деталей цилиндро-поршневой группы форсированного

участков внутрицилиндровой поверхности изменяется в 2,5 раза

по поверхности днища поршня, в 1,5 раза для днища крышки цилиндра и раз в 1 0 — по образующей втулке цилиндра.

По данным, приведенным на рис. V.9, можно судить о характере и степени изменения интенсивности теплообмена по поверхности днищ поршней двигателей разных типов. Как видно, во всех слу­ чаях наблюдается значительное (в отдельных случаях четырех­

кратное) изменение величины a s cp. Повышенные в большинстве случаев значения а^ср на периферии объясняются обычно более высокой скоростью движения газов относительно тепловосприни-

45 3

мающей поверхности и направлением факела топлива. Столь же велика неравномерность распределения удельных тепловых по­ токов. Их величина и характер распределения, кроме того, определяются условиями отвода теплоты, также в большой степени изменяющимися по элементам теплоотдающей поверх­ ности.

солютной величине. Обычно при этом отмечается сущест­ венное перераспределение тепловых потоков. На распределе­ ние тепловых потоков оказывает влияние не только режим ра­ боты, но и ряд других факторов, определяющих характер про­ текания рабочего процесса, в частности, процесса сгорания топлива (регулировка двигателя, характер подачи топлива, температура

отдельных элементов внутрицилиндровой поверхности и т. д.). На рис. V.10 в качестве примера показан характер изменения qKp

при работе двигателей по нагрузочной характеристике. С ростом

нагрузки от 25 до 100% qKp увеличивается на 20— 60%. При пере-

454

грузке наблюдается снижение qKP в связи с заметным переносом

процесса сгорания на линию расширения.

Температурные градиенты и температура деталей, определяю­ щие температурные напряжения и условия работы деталей, про­ порциональны удельному тепловому потоку. Таким образом, по

изменению последнего можно судить о характере и степени изме­

нения надежности работы теплонапряженных деталей. Автором получен параметр qn, пропорциональный тепловому

потоку через днище поршня, позволяющий оценивать в услов-

Рис. V.9. Изменение локальных значений коэффициента теп­ лоотдачи по поверхности днищ поршней

ных единицах теплонапряженность поршня и в ойределенной сте­ пени других деталей в зависимости от параметров рабочего про­ цесса и режима работы двигателей,

рами сгорания b соответственно равен 1,1 и 1,96); р к и Т к — давле­

ние воздуха в кгс/сма и температура в К перед впускными орга­ нами двигателя; ст — средняя скорость поршня, м/с; D — диа-

455

нее эффективное давление, кгс/см2; g e — удельный расход топлива

456

При qn выше 10,0, как правило, используется водяное охлажде­

ние поршней.

Для определения средней величины теплового потока

(в ккал/м2 -ч) через охлаждаемые поверхности деталей цилиндра

дизелей получена следующая формула:

D°'5 (ЩРк)0’434

В данном случае для четырехтактных двигателей В — 147, для

двухтактных В — 262 [остальные обозначения — см. формулу

(V. 19) ]. Для двигателей с разделенными камерами сгорания необ­ ходимо вводить в числитель поправочный коэффициент 1,1.

Т а б л и ц a V.8. Значения qn и <?охл для двигателей различных типов

вок (до 100 л. с.)

Формулы (V.19) и (V.20) проверены по данным испытаний раз­

личных двигателей (D = 85-г-850 мм и п = 110-г-2500 об/мин).

Следует отметить, что для современных двигателей различие в зна­ чениях Цу сравнительно мало, в выражениях qn и q 'oiл коэффи-

457

циент наполнения находится под квадратным и кубическим кор­ нями, все это при практических расчетах позволяет исключить i]i/ из рассмотрения без большого ущерба для точности оценки теплонапряженности.

В табл. V.8 приведены характерные значения параметра qn и полученных экспериментом значений средних удельных потоков для двигателей различных типов.

§ 3. ТЕПЛООТДАЧА В СИСТЕМУ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ

Теплоотдача в воду, охлаждающую двигатель

Относительное количество теплоты, отводимой в воду, охла­ ждающую двигатель qOXJ1, зависит от геометрических размеров цилиндров, системы охлаждения, режима работы, параметров над­

= 33,8%, адля двигателя «Перкинс» 203 (49,1/12,7)— 31,0%. Крупно­ габаритным (D = 700=1050 мм) свойственны меньшие значения относительной величины теплоотдачи в воду (11— 18%).

Двигатели с разделенными камерами сгорания имеют повышен­ ные значения /охл, при этом увеличение fox„ происходит за счет роста наиболее активно участвующей в теплообмене охлаждае­ мой поверхности (поверхности дополнительной камеры сгорания). Кроме, того, велика интенсивность вихреобразований и в основ­ ной камере сгорания, в связи с чем эти двигатели обычно имеют

458

qoxn по мере наддува двигателя заметно уменьшается. Так, на­ пример, уже при 25-процентном наддуве судового двигателя фирмы «Сторк» величина <70ХЛснизилась с 17 до 14%, форсирова­ ние двигателя Д49 по ре на 68% обусловило понижение относи­ тельной величины теплоотдачи в воду на 15%. Увеличение сте­ пени наддува и более рациональное назначение параметров дви­ гателя типа V16V 24/30 (фирма MAN) привело к уменьшению qoxn с 18 до 12%. То же наблюдается при наддуве двигателей фирмы ФИАТ 688, Д-100, Д23/30 (табл. V.9).

Оценка теплоотдачи в охлаждающую двигатель воду

Для расчета системы охлаждения двигателя при конструиро­ вании нового или форсировании серийного необходимо распола­ гать данными для оценки (с помощью известных параметров ра­ бочего процесса) количества теплоты, уносимой с охлаждающей водой Q0XJI. Часть теплоты, воспринятой стенками цилиндра дви­ гателя от газов Qr, и теплоты работы трения поршня QTP уносится смазочным маслом QM, а часть рассеивается в окружающую среду от наружных стенок цилиндра Qpac. Следовательно, количество теплоты, воспринятое охлаждающей водой непосредственно во время эксперимента и подлежащее отводу из системы охлаждения в холодильниках, можно определить следующим образом:

Здесь для четырехтактных двигателей А = 700; для двухтактных

А= 1400; Vs и Аохл — в м3 и м2 соответственно; pt — в кгс/см2. Общая охлаждаемая поверхность рабочего цилиндра Foxn

состоит из поверхностей охлаждения цилиндровой втулки, крышки цилиндра и днища поршня

где в — степень сжатия, отнесенная к полному ходу поршня;

/п и fK доля непосредственно охлаждаемой поверхности поршня

икрышки цилиндра. При ориентировочной оценке Аохл могут

459