Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

книги из ГПНТБ / Нигматулин И.Н. Тепловые двигатели учеб. пособие

.pdf
Скачиваний:
86
Добавлен:
25.10.2023
Размер:
17.31 Mб
Скачать

тем, что увеличение частоты цикла двигателя может ухудшить коэф­ фициент наполнения, снизить к.п.д. и повысить температуру выпуск­ ных газов. Последнее получается в результате того, что процесс сгора­ ния топлива в двигателе при особо высоких оборотах сильно ухуд­ шается из-за неполного сгорания, догорания на линии расширения и, следовательно, уменьшения эффективного давления и понижения экономичности машин.

В настоящее время распространены крупные дизели с числом обо­ ротов ПОч-300 в минуту, средние и мелкие —300-1-4000 об/мин, трак­ торные дизели — 12004-2400 об/мин, дизели грузовых автомобилей— 2000-7-4000 об/мин, карбюраторные автомобильные двигатели — обыч­ но 3500-4-8000 об/мин, мотоциклетные — 4500ч-13000 об/мин. Имеются отдельные экземпляры двигателей со значительно большим числом оборотов (например, транспортный дизель — до 5000 об/мин и карбю­ раторный двигатель для гоночного автомобиля — 15000 об/мин). Но для широкого применения подобные двигатели пока еще не изготовля­ ются, потому что при таких режимах трудно обеспечить их удовлетво­ рительную работу, необходимые моторесурсы и экономичность.

Осуществление двухтактного цикла. Вопрос о применении двухили четырехтактных двигателей для различных установок является довольно сложным, и его решение часто ставится в зависимость от опыта конструкторских и исследовательских работ того или иного завода.

Как четырехтактные, так и двухтактные двигатели имеют свои преимущества и недостатки. Четырехтактные двигатели, например, более экономичны. Несколько больший удельный расход топлива в двухтактных двигателях объясняется тем, что некоторая часть проду­ вочного воздуха, на сжатие которого затрачивается определенное ко­ личество энергии в нагнетателе, теряется в процессе очистки и заряд­ ки цилиндров, в то время как в четырехтактных двигателях такого рода потерь почти не бывает. Однако развитие современного машино­ строения показывает, что двухтактные двигатели по экономичности лишь незначительно уступают четырехтактным. Некоторые лучшие экземпляры двухтактных двигателей имеют почти такой же удельный расход топлива и смазочного масла, как и аналогичные четырехтакт­ ные. Основное преимущество двухтактных двигателей в том, что по габаритам и по весу на единицу мощности они имеют несколько луч­ шие показатели, чем четырехтактные двигатели того же класса и той же быстроходности. Это обусловлено тем, что в четырехтактных двигателях процесс очистки и зарядки цилиндров осуществляется

поршнем

за два полных

хода; в двухтактных

же двигателях данная

функция

выполняется

продувочным

насосом,

а

поршень участвует

в ней лишь 20-4-30% своего хода в области

н.м.т.

В результате мощ­

ность двухтактного двигателя при

всех

прочих

равных условиях

оказывается в 1,4-4-1, 6 раза больше, чем четырехтактного. Следова­ тельно, четырехтактный двигатель для получения той же мощности при указанных выше условиях должен иметь число цилиндров на 40-4-60% больше, чем двухтактный, и соответственно большие вес и габариты. Но в двухтактном двигателе имеется продувочный насос,

240

которого в четырехтактном двигателе нет, что необходимо дополни­ тельно учитывать при сравнении двигателей по весу и габаритам.

При осуществлении рабочего процесса в двухтактных двигателях в отличие от четырехтактных возникает ряд трудностей, которые в основном сводятся к следующим: 1) более высокая тепловая напря­ женность рабочего цилиндра, поршня и поршневых колец вследствиесгорания топлива в цилиндре при каждом обороте коленчатого вала; 2) трудность осуществления хорошего качества процесса выпуска и продувки при разных скоростных режимах; 3) лопаточные и ротор-

но-шестеренчатые нагнетатели при повышении скорости

вращения

вала увеличивают количество и давление подаваемого

воздуха

для продувки не в той пропорции, как это требуется для рабочих процессов в поршневом двигателе. В связи с этим в условиях эксп­ луатации наземного безрельсового транспорта двухтактные двигатели работают хуже; 4) необходимость нагнетателей и подачи значительнобольшего количества сжатого воздуха, чем это требуется для процесса горения, из-за потери части воздуха через выпускные органы во время продувки; 5) использование энергии выпускных газов в газовой тур­ бине для привода нагнетателя в двухтактных двигателях несколькосложнее, так как при малых нагрузках мощность турбины недоста­ точна для нагнетания необходимого количества воздуха; при этом особенно трудно запустить двигатель; 6) при переходе на двухтактный двигатель двойного действия помимо довольно значительного услож­ нения конструкции получаются очень высокие термические напряже­ ния поршневой группы. Кроме того, организация процесса смесеобра­ зования и сгорания при установке боковых форсунок в нижней рабо­ чей полости цилиндра довольно затруднительна из-за штока, соеди­ няющего шатун с поршнем. Поэтому двухтактные двигатели двойного действия весьма ограниченно распространены (лишь в крупных ти­ хоходных установках).

В отношении применения двух- и четырехтактных двигателей мож­ но сделать следующие выводы: 1) двухтактные двигатели с воспламе­ нением от сжатия являются перспективными для судовых и стацио­ нарных установок большой мощности; 2) применение двухтактных двигателей для средств наземного транспорта встречает ряд труднос­ тей, ограничивающих их распространение; 3) довольно перспектив­ ными являются крупные двухтактные газовые двигатели с внутрен­ ним смесеобразованием, где продувка осуществляется чистым возду­ хом и горючий газ подается под небольшим давлением в цилиндр дви­ гателя в конце продувки и в начале сжатия; 4) перспективы двух­ тактных карбюраторных двигателей ограничены применением их в- виде малолитражных двигателей с кривошипно-камерной продувкой (в основном мотоциклетных и лодочных).

Применение наддува. Значительное увеличение литровой мощ­ ности двигателей внутреннего сгорания можно осуществить, приме­ нив наддув, т. е. увеличив вес заряда воздуха подачей его в цилиндр двигателя под значительным давлением.

Для обеспечения высокой экономичности необходимо повысить давления и температуры, которые удобно получать в цилиндре порш-

241

Р и с . 3-8. Схема турбопоршневого двигателя:
1 поршневой двигатель; 2 — выпуск­
ной клапан; 3—газовая турбина; 4— турбокомпрессор; б — впускной клапан

•невой машины: поршневую машину легче приспособить и освоить для работы при высоких давлениях и температурах, чем турбомашины. Однако в качестве такой поршневой машины из всего многообразия двигателей внутреннего сгорания принимаются в основном для этих

целей

лишь

двигатели

с

воспла­

менением от

сжатия, так как они

не

имеют принципиальных огра­

ничений для применения

высоко­

го

давления

наддува и для созда­

ния высоких

противодавлений

на

выпуске.

 

 

 

 

 

 

Область

малых

давлений,

т. е.

нижняя

часть

индикатор­

ной

диаграммы

двигателя,

ме­

нее выгодна для использования в поршневых машинах (для этого требуются большие объемы ци­ линдров, причем соответственно увеличиваются потери на трение). Эту часть процесса сжатия и рас­ ширения при малых давлениях выгоднее осуществлять в лопаточ­ ных машинах (центробежных, осе­ вых компрессорах и газовых тур­ бинах), которые более эффективны для работы с большими объемами газа при относительно низких давлениях и температурах. Повы­ шение давления и температуры выпускных газов, обусловленное работой поршневого двигателя с высоким наддувом, не является препятствием для применения турбины, так как по условию прочности лопаток современные газовые турбины могут надежно работать при температуре 1100 К.

Применение наддува и дальней­ шее увеличение давления надду­ вочного воздуха в двигателях все шире распространяется. Это видно хотя бы из того, что за последние годы из всего мирового выпуска двухтактных судовых двигателей

более половины — с наддувом В особенности большой интерес представляет турбопоршневой двигатель (рис.3-8), где цилиндры

поршневого двигателя наддуваются воздухом, получаемым от лопа­ точной машины, а энергия выпускных газов после поршневого двига­ теля используется в газовой турбине.

242

Турбопоршневые двигатели имеют большие перспективы для при­ менения на различных судах морского флота, на тепловозах и других транспортных машинах. По габаритам они получаются более компакт­ ными, а их вес на единицу мощности гораздо меньше, чем у обычных двигателей внутреннего сгорания.

§ 3-4. Термодинамические циклы двигателей внутреннего сгорания

Д Л Я оценки степени совершенства процессов, составляющих раз­ личные термодинамические схемы, а также степени совершенства действительных процессов, протекающих в двигателе, рассматривают сначала термодинамические циклы, где исключены все потери, кроме неизбежной отдачи тепла холодильнику, без которой невозможно превращение теплоты в механическую работу. Термодинамические циклы, представляя упрощенную тепловую схему, облегчают теоре­ тическое исследование различных теплосиловых установок и дают возможность сопоставлять экономичность циклов тепловых двигате­ лей.

При рассмотрении термодинамических циклов двигателей внутрен­

него сгорания делаются следующие четыре допущения:

 

1. Химический состав рабочего тела за время протекания

цикла

не изменяется. Тем самым процесс сгорания топлива заменяется

про­

цессом подвода тепла извне и, следовательно, не учитываются потери,

возникающие при

сгорании топлива в цилиндре двигателя.

2. Процессы

сжатия и расширения протекают адиабатно, т. е.

без теплообмена с окружающей средой.

3. Количество рабочего тела при протекании цикла не изменяется. Поэтому не учитываются потери, возникающие при наполнении ци­

линдра

свежим

зарядом

и

 

 

 

 

 

при

удалении из

цилиндра

от­

 

 

 

 

 

работавших

газов.

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Теплоемкость

рабочего

 

 

 

 

 

тела

не

зависит

от температу­

 

 

 

 

 

ры,

т.

е.

принимается,

что

 

 

 

 

 

рабочим

телом является идеаль­

 

 

 

 

 

ный

газ.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Термодинамические

циклы,

 

 

 

 

 

как

можно

видеть,

не

отража­

 

 

 

 

 

ют

полностью

действительных

 

 

 

 

 

процессов, происходящих в

дви­

Рис.

3-9. Смешанный цикл

в

р—V-

гателях. Поэтому

они

недоста­

 

и

Т—s-диаграммах

 

 

точны для решения всех вопро­

 

 

 

 

 

сов,

стоящих

перед

теорией

 

 

 

 

 

двигателей,

и

не

отражают зависимости

рабочего

процесса

от сгорания

топлива,

конструктивных

размеров двигателя,

числа

оборотов и ряда специфических явлений, характерных для различных типов реальных двигателей. Однако изучение термодинамических циклов дает возможность установить относительное влияние особен-

243

тюстей вида кругового процесса, степени сжатия, степени повышения давления, степени предварительного расширения, степени промежу­ точного охлаждения и других факторов на основные показатели дви­ гателя.

В результате исследования термодинамических циклов выявляет­ ся возможность максимального повышения экономичности теплового двигателя, устанавливаются наиболее выгодные схемы превращения теплоты в механическую работу и определяются желательные направ­ ления развития тепловых двигателей.

Для современных двигателей внутреннего сгорания наибольший интерес представляют смешанный, изохронный и обобщенный комби­ нированный термодинамические циклы. Эти три цикла в основном -охватывают термодинамические схемы всех современных двигателей внутреннего сгорания. По смешанному циклу рассчитываются дизели, по изохронному — все двигатели с искровым зажиганием, а по ком­ бинированному — турбопоршневые двигатели.

Смешанный цикл. На рис. 3-9 приведены р—V - и Т—s-диа­ граммы смешанного термодинамического цикла. Линиями обозначе­

ны:

а — с — адиабатное сжатие в цилиндре поршневого двигателя;

с—г

— подвод тепла Ц\ при постоянном объеме; г'—z — подвод тепла

Цх при постоянном давлении; z—b — адиабатное расширение в цилинд­

ре двигателя; b—а — отвод тепла q2

при постоянном

объеме.

 

 

 

 

 

Основные параметры

цикла:

 

 

 

 

е = Va/Vc

степень

сжатия;

 

давления;

 

 

 

 

I. =

PzlPc

— степень

повышения

 

 

 

p—Vz/Vz:

= VZIVC

степень

предварительного

расширения;

 

 

 

5 =

Vb/Vz— степень

последующего расширения;

 

 

 

 

k = cpjcv

— показатель

адиабаты.

 

 

 

 

 

Параметры е, р и б связаны

между

собой

 

соотношением

 

 

 

 

р8 = (VJVC)

(Vb!Vz)

= VbIVc.

 

 

 

Так как Vа

= Vь, то р8 = г.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Количество

подведенного.тепла

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Я =

Я[ + Я\-

 

 

 

 

 

 

Количество отведенного тепла q2.

 

 

 

 

 

 

Работа

цикла

 

Ь( = Я\— Яг-

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выражая qx и q2 черэз соответствующие

температуры

в харак­

терных точках цикла и принимая

постоянными теплоемкости,

по­

лучаем:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Ч[ = с(?V — Тс)\

q\ = ср (Tz

— TZ');

 

 

 

q, = с, (7V -

Тс) + ср (Tz -

7V) = cv[Tz'-Tc

 

+ k (Tz -

7V)].

 

 

 

 

 

Яг = сг,

 

(Tb-Ta).

 

 

 

 

 

Температуры

в характерных

точках

цикла

можно

выразить

че­

рез температуру в начале сжатия Та

и соответствующие параметры:

244

 

 

 

Тс = Та

{VJV.r1

=

 

V

;

 

 

 

Тг.

= Тс г./рс)

=

Т;к =

7 > * - ' ;

 

 

 

7 г = 7V (1/,/Уг .) =

7>р =

7а АР г*-ь

 

 

П

= ^

(VJV„)*-i

= TJh™

=

Га Х? (s'-VS*-1 ),

 

а

так как г/8 — р, то

можно

написать

 

 

 

 

 

 

 

 

Tb

=

W -

 

 

 

 

qx

Подставляя

найденные значения

Тс,

7>, Tz

и Ть в

выражения

и <72 и производя

соответствующие преобразования,

получаем:

 

 

<7t = с ^ з * - 1 [Х -

1 +

kl(9-

1)];

(3-1)

 

 

 

K = c J a № - \ ) .

 

 

(3-2)

Важной характеристикой любого цикла является его термический к.п.д., представляющий собой отношение тепла, преобразованного в механическую работы, ко всему количеству подведенного тепла; к.п.д. термодинамического цикла

\ = ЧЯ\ = (Яг ~ <7z)/7i'= 1 Яг'Яу

Подставляя значения qt и q2 из (3-1) и (3-2), получаем после сокраще­ ний формулу для определения термического к.п.д. смешанного цикла

^ = 1 —(Хр* — l y t e 1 * - ^ [X — 1 + £ Ц р - 1 ) ] } .

(3-3)

Изохорный цикл.

Изохорный термодинамический цикл в коор­

динатах р V и Т—s

изображен на рис. 3-10.

 

Все тепло в отличие от смешанного цикла подводится при постоян­

ном объеме

 

 

 

 

 

 

Ях = Я\-

 

Так как в-изохорном цикле степень предварительного расшире­

ния р = 1, то

 

 

 

 

qi = cvTae^

(X -

1), q2 = cvTa (X -

1).

Аналогично предыдущему получим термический к. п. д. изохор-

ного цикла:

 

Y], =

1 — l/s*-i.

(3-4)

 

 

Сравним между собой оба цикла при равных е и qi и одинаковых

параметрах рабочего тела в начале сжатия (рис. 3-11).

 

В цикле а—с—z—Ь

все тепло подводится при V = const;

в цикле а—с—z'—z4—6j

часть тепла подводится

при

V = const, а

часть — при р = const.

Площадка /—a—с—z2

в

Т—s-диаграмме

представляет количество подведенного тепла qt в изохорном цикле, площадка 1а—с—z'—zt3 — количество подведенного тепла в сме­ шанном цикле. Так как для обоих циклов были приняты равные ко-

245

личества подведенного тепла,

то

можно заметить,

что

площадка

1а—с—z2 — равна площадке

/ — а — с — z — z t 3 .

 

цикле

Количество отведенного холодильнику тепла в

изохорном

определяется на Тs-диаграмме

площадкой /—а—b2,

а в смешан­

ном цикле — площадкой 1а—br3. Видно, что площадка

1а-—Ьг

—3 больше площадки 1а—Ь—2;

следовательно,

количество

отве­

денного тепла в смешанном цикле

больше, чем в изохорном,

на ве­

личину

 

 

 

 

 

=Ягалчш ?2изох>

изображенную на диаграмме заштрихованной площадкой 2—b-Ьх3. Отсюда следует, что работа и термический к.п.д. при изохорном ци­ кле больше, чем при смешанном цикле.

На рис. 3-11 пунктиром показан еще изобарный цикл а—с—z2b2, где все тепло подводится при р = const. Из Т— s-диаграммы видно, что количество тепла, отведенного при изобарном цикле, больше, чем при смешанном цикле, на величину площадки 3Ь±—Ъг4. Сле­ довательно, работа и к.п.д. изобарного цикла будут меньше, чем в каждом из рассмотренных выше двух циклов, и среди всех трех цик­ лов смешанный цикл занимает в этом отношении промежуточное поло­ жение.

Из диаграммы рис. 3-11, построенной в предположении равенства соответствующих е и qi для всех трех циклов, видно, что в изохорном цикле значения максимальных давлений и температуры больше, а давления и температуры конца расширения меньше, чем в смешанном цикле. В действительности же двигатели, работающие по изохорному циклу, имеют е = 5-^-9, а двигатели, работающие по смешанному циклу, е = 134-20. Сравнение между собой этих циклов при одина­ ковой степени сжатия представляет,чисто теоретический интерес,

246

поэтому термодинамические

циклы

различных

двигателей нужно

сравнивать

при

различных

реальных

значениях

степени

сжатия.

Если сравним оба цикла

при равных значениях

qy и одинаковых

параметрах

рабочего тела в начале сжатия, но при

разных

е, то кар­

тина будет совершенно другая

(рис. 3-12). Площадка /—а—Ci—z{ 3

в Т—s-диаграмме

представляет

количество подведенного

тепла qt

в изохорном цикле, площадка /—а—с—z—z2 — количество под­ веденного тепла в смешанном цикле. Так как для обоих циклов были

приняты одинаковые количества подведенного тепла qlt

то, следова­

тельно, эти площадки равны между собой. Количество

отведенного

Я

 

s

Рис. 3-12, Смешанный и изохорный циклы при разных значениях е

тепла холодильнику в изохорном цикле определяется на Т—s-диа­ грамме площадкой Jа—bt3, а в смешанном цикле — площадкой /—а—Ъ2. Видно, что площадка 1а—Ь43 больше площадки /—а—Ъ2; следовательно, количество отведенного тепла в изохор­ ном цикле больше, чем в смешанном, на величину, изображенную на диаграмме заштрихованной площадкой 2Ь—bt3.

Отсюда следует, что в смешанном цикле при значительно большем е по сравнению с изохорным и работа, и термический к.п.д. гораздо больше, чем эти же параметры в изохорном цикле.

Обычно в двигателях, работающих по изохорному циклу (карбю­ раторных), количество подведенного тепла за цикл qi больше (коэф­ фициент избытка воздуха а меньше), чем у двигателей, работающих по смешанному циклу (дизелей). В связи с этим и температура конца сгорания в карбюраторных двигателях бывает выше, чем в дизелях. На рис. 3-12 площадкой а—ct—z2Ьг—а показан такой цикл соответ­ ственно в р—V- и Т—s-диаграммах.

247

Исследование влияния отдельных параметров на термический к. п. д. цикла

Величина к.п.д. изохорного цикла, как видно из (3-4), определяет­ ся степенью сжатия s и показателем адиабаты k. Степень сжатия яв­ ляется конструктивным параметром, а показатель адиабаты зависит от температуры процесса и от природы рабочего тела. На рис. 3-13 приведены кривые зависимости термического к.п.д. изохорного цикла от степени сжатия е для различных значений показателя адиабаты k,

Ь

0,6

12

OA

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

800

1200

WOO

2000

дикдж/кг

в

8

12

16

 

 

2,2В

1.7

1,35

1,1 ос

Рис.

3-13.

Изменение t\t

Рис.

3-14. Изменение t\t

в зависимо­

изохорного

термодинами­

сти

от

количества

подведенного

теп­

ческого цикла

при различ­

 

 

 

ла

qi

 

 

ных

значениях показателя

 

 

 

 

 

 

 

 

адиабаты

k

 

 

 

 

 

 

 

из которых видно, что при увеличении степени сжатия, а также с рос­ том показателя адиабаты значение к.п.д. увеличивается. Отсюда вы­ текает, что для получения большего к.п.д. и большей удельной рабо­ ты необходимо стремиться к повышению степени сжатия. Но в двига­ телях с искровым зажиганием повышение степени сжатия ограничива­ ется возникновением преждевременной вспышки и явлений детона­ ции.

Изменение величины получаемой работы за цикл связано с соот­ ветствующим изменением количества подведенного тепла, что опреде­ ляет изменения значений максимального давления и температуры цикла. Отсюда следует, что степень повышения давления является параметром, характеризующим количество подведенного тепла и ра­ боту цикла. Между тем, в (3-4) величина К не входит; следовательно, изменение работы (нагрузки) изохорного цикла не влияет на величину его термического к.п.д.

 

В смешанном цикле изменение количества подведенного тепла

влияет на величину

к.п.д. На рис. 3-14 показана такая

зависимость;

при подсчете

были

приняты:

X =

1,6; е =

15, Та = 288

К и k = 1,4.

Из

кривой

i\t

~ f (Qi) видно,

что при К =

const (тогда,

следователь­

но,

и pz =

const) с увеличением

qt (и соответственно работы

цикла

L t

и степени

предварительного

расширения р) термический

к.п.д.

смешанного

цикла

уменьшается,

причем

с возрастанием qx от 1200

до

2000 кДж/кг значение i\t

снижается на величину от 64 до 60,5%.

248

Значение q{ зависит от теплоты сгорания топлива QiJ, теоретически необходимого количества воздуха L 0 и коэффициента избытка воз­ духа а.

 

Для топлива нефтяного

происхождения состава С = 86%,

Н

=

= 13% и О = 1 %

значение

L 0 =

14,3 кг/кг

и

Q£ =42000 кДж/кг.

Поэтому каждому

значению

а соответствует

определенная

величина

qu-

на рис. 3-14 указана такая связь между а и qx.

 

 

 

 

 

ти

Ha рис. 3-15 изображены кривые ~qt смешанного цикла в зависимос­

от е для различных значений степени предварительного

расшире­

 

 

 

ния

р. При р =

1 смешанный

цикл

 

 

 

становится изохорным. На

диаграм­

 

 

 

ме

указаны

пределы

изменения

е

 

 

 

для

дизелей

(область

/,

наиболее

 

 

 

распространенная

—- область

/ / ) ,

 

 

 

карбюраторных

(область

/ / / ,

наи-

t

6 8

10

12 П 16 18 £

 

 

 

 

 

Рис.

3-15.

Кривые % в за­

Рис. 3-16. Кривые

t]t смешанного

висимости

от

степени

сжа­

цикла

в зависимости

от р для

раз­

тия

£ для

различных

вели­

 

 

личных

е

 

чин

степени

предваритель­

 

 

 

 

 

 

ного

расширения

 

 

 

 

 

более

распространенная — область

IV)

и газовых

двигателей V.

В связи

с тем что двигатели,

работающие по смешанному

циклу,

имеют е больше, чем двигатели,

работающие по изохорному

циклу,

первые имеют и более высокий термический к.п.д.

 

 

Кривые

рис. 3-16

иллюстрируют

зависимость термического

к.п.д.

смешанного цикла от степени предварительного расширения для раз­ личных е при постоянном количестве подведенного тепла qx. Как вид­

но,

т}( с увеличением р уменьшается,

причем такая зависимость

по

мере возрастания р становится более

заметной. Однако y\t при р

=

=

1,4 и при р = 1,0 различаются между собой менее чем на 1 %, что

практически не влияет на к.п.д. установки. Следовательно, работа и среднее давление цикла при изменении р — в указанных пределах, но при <7i = const будут практически неизменными.

На основании вышеизложенного можно сделать следующий прак­ тический вывод. При повышении р до 1,4 уменьшение т]г и L ,по срав­

нению с их значениями при р =

1 не превысит

1 %. В то же время К

при р = 1,4 будет значительно

меньше, чем

при р = 1.

Поэтому

выгоднее эксплуатировать двигатель при р = 1,4, чем при р =

1,0, так

как при меньшем давлении сгорания облегчаются условия работы ша-

249

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ