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

На рис. V.15 приведена нагрузочная характеристика четырех­ тактного тепловозного двигателя ПД1 с газотурбинным наддувом

величина снижения температуры воздуха после нагнетателя лежит в пределах 15— 100° С. Испытания различных двигателей пока­ зывают возможность при условии сохранения неизменной темпе­ ратуры деталей со снижением tK на каждые 10° С повысить мощ­ ность примерно на 5— 6%.

Продувочный воздух

Роль продувочного воздуха в теплообмене сравнительно мала. Это объясняется кратковременностью соприкосновения его со стенками цилиндра, отсутствием возможности равномерного про­ грева всего воздуха, малой теплоемкостью его, сравнительно не­ большой величиной коэффициента теплоотдачи от стенок цилиндра к продувочному воздуху и т. д.

Если принять в первом приближении для оценочного расчета, что за период продувки теплоотдающая поверхность в двухтактном двигателе равна половине полной внутренней поверхности рабочего цилиндра (учитывая «мертвые» зоны), то можно получить следующее выражение для относительной величины теплоотдачи от стенок цилиндра к продувочному воздуху:

471

внутренней поверхности цилиндра, м2; п — частота вращения вала двигателя, об/мин; GT— расход топлива, кг/ч; Тст и Тк — тем­ пература внутренней поверхности стенки цилиндра и проду­ вочного воздуха, К; ф — коэффициент .избытка продувочного воздуха.

Коэффициент теплоотдачи от стенок к продувочному воздуху может быть оценен из общеизвестных критериальных зависимостей

Nu = 0,0344Ре0’79 (4 - )~ ° ’°54-

Подставив значения критериев Nu и Ре, получим следующее выражение: апрод = kk0-21 (wycp)°’7g ккал/м2-ч-град;

k = 0,0344d°’05/-°-27 (d = D цилиндра, / = S — ходу поршня).

Коэффициент теплопроводности продувочного воздуха

где к0— коэффициент теплопроводности воздуха при 0° С равен

0,0192 ккал/м-ч-град (0,0222 Вт/(м-К), постоянная С = 125.

Подсчеты, проведенные по этим формулам, показали, что с про­ дувочным воздухом отводится сравнительно малое количество теплоты.

Опыты на макете двухтактного двигателя с прямоточной кла­ панно-щелевой продувкой показали, что коэффициент теплоот­ дачи к продувочному воздуху апрод в Основном зависит от ско­ рости движения последнего относительно поверхности детали. Предложена эмпирическая зависимость для оценки средней ве­ личины коэффициента теплоотдачи от днища поршня к продувоч­ ному воздуху при изменении перепада давления на входе и выходе из цилиндра Арк от 0,180 до 0,43 кгс/см2 (0,0421 МПа)

_L JL

апрод = 37,2 + 96,5ТК2 Дрк3 ккал/м2- ч-град.

Абсолютные значения апрод изменялись в зависимости от ве­ личины Арк от 580 до 1043 ккал/м2-ч •град (672— 1210 Вт/м2-К).

Малое влияние продувочного воздуха на теплонапряженность двигателя подтверждается и другими опытами.

На рис. V. 16 показано влияние величины коэффициента из­ бытка продувочного воздуха <р на температуру чугунного неохлаждаемого поршня и втулки цилиндра, расход топлива и теплоот­ дачу через стенки цилиндра. Во время испытаний поддерживались постоянными средняя величина давления V2 (рк + рг), подача топлива на цикл; воздух в двигатель подавался от автономного

472

нагнетателя. Опыт показал, что увеличение ф до 1,6 сопровождается значительным снижением (на 8%), дохл (с 21 до 17%) и /ст (на 13— 18%) за счет улучшения качества очистки цилиндра от продуктов сгорания. Дальнейшее же повышение ф не привело к сколько-нибудь заметному изменению упомянутых параметров. Практически стабилизировалась и температура поршней и втулки.

лей практически не увеличивать угол перекрытия клапанов, поддерживая малые значения ф к и несколько увеличивая за этот счет а. С этой точки зрения следует считать правильным назначе­

-1,05.

Выбор коэффициента избытка продувочного воздуха в двух­ тактных двигателях целесообразно осуществлять лишь из сооб­ ражений обеспечения наилучшей очистки цилиндра и высокого

473

механического к. п. д. Значения срк, характерные для двухтакт­ ных двигателей, приведены в табл. 1.22.

В четырехтактных двигателях перекрытие клапанов при над­ дуве рекомендуется назначать из условия получения лучшей очистки и наполнения цилиндра. Коэффициент продувки при этом желательно иметь по возможности меньшим.

Увеличение коэффициента избытка воздуха за счет уменьше­ ния потерь последнего с выпуском является более эффективным средством снижения теплонапряженности деталей двигателя. Лишь в отдельных случаях представляется целесообразным некоторое повышение срк, в частности, с целью снижения температуры газов перед турбокомпрессором, для уменьшения температуры выпуск­ ных клапанов и т. п.

§ 3. ВЛИЯНИЕ РЕЖИМА РАБОТЫ И ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ НА ТЕМПЕРАТУРУ ДЕТАЛЕЙ

Влияние изменения режима работы двигателя на температур­ ное состояние деталей в основном определяется значениями таких параметров, как а, рк, tK, п. Например, при работе четырехтакт­ ных двигателей без наддува или с механическим наддувом по нагрузочной характеристике первопричиной изменения темпера­ турного состояния деталей цилиндро-поршневой труппы является практически лишь коэффициент избытка воздуха. При газотур­ бинном наддуве кроме а оказывает влияние характер изменения плотности и температуры заряда воздуха. Этим во многом и объ­ ясняется отсутствие единообразия в характере зависимости темпе­ ратур деталей от 1/а (рис. V.17).

При работе двигателя по скоростной характеристике измене­ ние температурного состояния деталей главным образом опре­ деляется характеристиками систем воздухоснабжения и топливоподачи, обусловливающими величины а, рк и tK в зависимости от частоты вращения. На рис. V.18 показано относительное из­ менение коэффициента избытка воздуха при работе двухтактного двигателя по внешней характеристике в зависимости от системы воздухоснабжения.

Кривая 1 относится к двигателю с комбинированным наддувом, причем в качестве второй ступени наддува используется приводной центробежный компрессор (ПЦК). В этом случае наблюдается резкое снижение подачи воздуха на цикл с уменьшением оборо­ тов, что приводит к уменьшению а (при п — 70% от номиналь­ ного а снизилось примерно на 35%). При установке вместо ПЦК приводного объемного компрессора (ПОК) характеристика зна­ чительно улучшилась (кривая 2), уменьшение а оказалось не столь значительным (на 16%). Наличие лишь объемного привод­ ного нагнетателя (кривая 3) обеспечило практически постоянную подачу воздуха (AgB) на цикл независимо от скоростного режима. Снижение а определяется характеристикой топливной аппара-

474

туры. В последнем случае (кривая 4), относящемся к двигателю с комбинированной системой наддува, но с турбиной, имеющей регулируемый сопловой аппарат, обеспечивается, несмотря на установку в качестве второй ступени ПЦК, заметное увеличе­ ние AgB, а отсюда и а.-

Уменьшение величины а со снижением частоты вращения при­ водит к понижению экономичности двигателя, коэффициента при-

лей двухтактных судовых двигателей по скоростной характери­ стике, полученной при постоянной величине крутящего момента. В то же время совершенно иной характер изменения температур деталей наблюдается у двухтактного автомобильного двигателя

сприводным объемным нагнетателем (рис. V.20). Таким образом, рост теплонапряженности с переходом на низшие по оборотам режимы внешней характеристики наиболее вероятен у двигателей

сгазотурбинным наддувом или с приводным центробежным ком­ прессором. Для них характерно более резкое уменьшение A.gB и а. Если при этом возрастает подача топлива на цикл (а это свой­ ственно отдельным типам систем топливоподачи), то рост теплонапряженности деталей будет еще более значительным. Положе­ ние может усугубиться снижением интенсивности охлаждения деталей за счет, например, уменьшения подачи охлаждающей жидкости в полость охлаждения цилиндра, поршня, снижения интенсивности взбалтывания ее в полости последнего и т. д.

Так как обычно превышение температуры деталей, соответ­ ствующей номинальному режиму, недопутимо, то на частичных по оборотам режимах внешней характеристики приходится сни­

жать подачу топлива.

4 7 5

При работе двигателей по винтовой характеристике уменьше­ ние частоты вращения всегда сопровождается снижением темпе­ ратуры деталей. Однако переход от одной винтовой характерис­ тики к другой, более «тяжелой» (напрмер, при буксировании, тралении и т. п.), в ряде случаев должен сопровождаться сниже­ нием максимально допустимой подачи топлива, чтобы сохранить температурное состояние деталей на прежнем уровне.

Еще до недавнего времени при жидкостном охлаждении судо­ вых и стационарных двигателей широко применялись так назы-

ваемые разомкнутые системы, при которых в качестве холодного теплоносителя использовалась забортная морская, речная вода или вода открытых водоемов. Эти системы охлаждения отличались простотой изготовления и обслуживания, однако обладали рядом существенных недостатков, приводивших к ухудшению эксплуата­ ционных качеств дизельных установок, ограничению возможности дальнейшего их форсирования.

Последнее десятилетие используются преимущественно закры­ тые двухконтурные системы охлаждения с повышенной темпера­ турой воды (до 65— 85° С) и со значительно меньшим ее перепадом. Эти системы в значительной степени устраняют недостатки, при­ сущие старым •системам, обеспечивают надежную эффективную работу силовых установок с высокофорсированными двига­ телями.

В настоящее время в ряде случаев применяются различные варианты систем высокотемпературного охлаждения. Эти системы

476

позволяют осуществить эффективную утилизацию теплоты охла­ ждения двигателя, увеличить степень использования теплоты вы­ пускных газов, а также значительно уменьшить капитальные затраты на сооружение крупных стационарных установок и габа­ риты транспортных установок.

Одним из основных вопросов, возникающих при использова­ нии того или иного варианта системы охлаждения (особенно вы­ сокотемпературного охлаждения), является вопрос о температур­ ном состоянии и надежности работы деталей цилиндро-поршне­ вой группы.

В зависимости от условий в полости охлаждения возможно наличие двух разных по характеру процессов теплообмена: без изменения агрегатного состояния и с изменением агрегатного состояния (в том числе при заторможенном и при развитом поверх­ ностном кипении).

Наиболее часто встречается на практике процесс теплообмена без изменения агрегатного состояния. Здесь в полости охлаждения двигателя поддерживается давление, предотвращающее возмож­ ность паровыделения на поверхности охлаждения. Температура кипения жидкости при этом давлении оказывается выше темпера­ туры в пристенном слое. Теплоотвод осуществляется за счет на­

вии в первом приближении можно принять независимыми от t0XJl условия теплообмена со стороны рабочего тела в цилиндре и со стороны охлаждающей среды. Тогда, исходя из схемы тепло­ обмена стенки цилиндра, приращение ее температуры АТстбудет находиться в линейной зависимости от приращения температуры охлаждающей среды

—АТ0ХЛ

Коэффициент пропорциональности а должен быть при приня­ тых условиях меньше единицы, т. е. температура стенки должна изменяться в меньшей степени, чем Тохл. При этом, чем больше толщина стенки б, меньше коэффициент теплопроводности ее ма­ териала Я и чем менее интенсивны подвод теплоты aScp и охла­ ждение (меньше аохл), тем будет меньше значение коэффициента а. Таким образом, в менее форсированных двигателях с толстостен­ ными деталями (например, крупногабаритных) следует ожидать меньшего влияния режима охлаждения на температуру стенок, чем в малогабаритных форсированных.

Все это подтверждается опытами, поставленными на двигателях различного типа (табл. V.14). В таблице приведены эксперимен­ тальные значения коэффициента пропорциональности а для верхней части втулки цилиндра авт и центра днища поршня ап

477

Т а б л и ц а V.14. Значения коэффициентов йвт и о,

1 Поршни охлаждаемые.

различных двигателей. Как видно, наибольшие значения авт относятся к двигателям высокофорсированным с относительно тонкостенными втулками цилиндров и интенсивным их охлажде­ нием. К ним же относятся наибольшие значения ап (особенно при поршнях, выполненных из материалов высокой теплопроводности). Необходимо отметить относительно малое влияние режима охла­ ждения на температуру охлаждаемых поршней.

Испытания ряда двигателей показали, что величина коэффи­ циента а сравнительно мало зависит от режима работы. Со сниже­ нием нагрузки или скорости вращения вала следует ожидать некоторого его уменьшения.

По мере форсирования двигателя, увеличения температуры охлаждающей жидкости или снижения давления в полости охла­ ждения увеличивается вероятность возникновения поверхност­ ного кипения сначала в отдельных зонах охлаждаемой поверх­ ности, а затем распространения его на большую ее часть. При этом виде процесса теплообмена температура теплоотдающей поверх­ ности превышает температуру насыщения охлаждающей жидко­ сти ts. Интенсивность заторможенного поверхностного кипения определяется величиной перегрева жидкости в пристенном погра­ ничном слое относительно ts. Процесс конденсации на границе

478

раздела обусловливается величиной недогрева Ats основной массы охлаждающей жидкости до температуры насыщения

At$ = ts t0XJl Ср.

Уменьшение величины Ats ведет к росту толщины кипящего слоя. При достижении основной массой потока охлаждающей жидкости температуры насыщения начинается процесс развитого поверхностного кипения. Это допустимо лишь для установок с двигателями, оборудованными специальными системами охла­

ждения.'

ос.олл,кмл/м2-ч°С(х1,16Вт1м1-К)

Рис. V .21. Влияние поверхностного кипения на тепловой поток и температуру деталей цилиндро-поршневой группы

При заторможенном поверхностном кипении по мере увеличе­ ния его интенсивности наблюдается резкое возрастание коэффи­ циента теплоотдачи аохл, что обусловливает замедление роста тем­ пературы стенок с повышением температуры охлаждающей жид­ кости. Это наиболее ярко выражено в местах больших температур стенок, где поверхностное кипение возникает при большей вели­ чине недогрева основного потока охлаждающей среды.

На рис. V.21 показан характер изменения температуры втулки и крышки цилиндра, а также коэффициентов теплоотдачи и тепло­ вых потоков в зависимости от Тохл. Как видно, при средней тем­ пературе охлаждающей воды около 90— 95° С начинается поверх­ ностное кипение, распространяющееся при ^охл. ср — 105° С по

479

ксей теплоотдающей поверхности днища крышки и по верхней части втулки цилиндра. В среднем поясе последней температура стенок ниже (точки 2), и, ввиду отсутствия поверхностного кипе­ ния, она находится в линейной зависимости от температуры воды во всем диапазоне изменения Тохл.

! Повышение температуры поверхности деталей со стороны ка­

ловило снижение т(- и интенсивности тепловыделения в первый пе­ риод процесса видимого сгорания Х х. При этом отмечается неко­ торый сдвиг процесса сгорания в сторону н. м. т. при некотором сокращении его длительности. Все это приводит к снижению жест­ кости работы двигателя (уменьшению dp/dcp), максимальных давления рг и температуры сгорания Тг. Смещение процесса сгорания к н. м. т. (в частности, увеличиваются углы срр и срг )

сопровождается возрастанием температуры выпускных газов. Экономичность работы двигателя несколько возрастает в ос­ новном за счет уменьшения механических потерь (в связи с пони­

Т’охл) повышением экономичности, при этом величина а либо ста­ билизируется, либо даже несколько возрастает в определенном диапазоне изменения температуры охлаждающей жидкости;

480