книги из ГПНТБ / Нигматулин И.Н. Тепловые двигатели учеб. пособие
.pdf4) NK |
— мощность, расходуемая не |
необратимые потери продувоч |
ного |
агрегата; 5) JVB H — мощность, |
расходуемая на вентиляционные |
потери (потери, возникающие при вращении коленчатого вала и махо вика в воздушной среде, при движении шатуна и др.).
Таким образом, мощность механических потерь |
|
Nu = NT0 + NBC + NH + NK + NBH. |
(3-112) |
Величина механических потерь зависит в основном от конструк ции, технологии изготовления и качества материала деталей двига теля. Самыми значительными являются потери на трение в отдельных
звеньях; |
|
в двигателях |
без |
наддува |
NTp |
составляет |
обычно 60-=-75% |
||||||||
всех |
механических |
потерь. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Часть среднего индикаторного давления, которая тратится на |
|||||||||||||||
преодоление |
механических |
сопротивлений |
самого |
двигателя, назы |
|||||||||||
вается средним давлением механических потерь |
ры. |
По |
аналогии с |
||||||||||||
мощностью |
механических |
потерь, |
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
Ры = Ртр + |
Рве + |
Рн + |
Рк + Рвн- |
|
|
(3-113) |
|||||
Зная |
р м , |
можно найти |
мощность |
механических |
потерь |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
_ |
PuVhni |
|
|
|
|
(3-114) |
|
|
|
|
|
|
|
|
^ м |
~ |
3-е-10' " |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Полезно |
используемая |
часть |
среднего |
индикаторного |
давления |
||||||||||
называется средним |
эффективным давлением: |
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
Ре |
= |
Рг—Рм- |
|
|
|
|
(3-115) |
|
Значения среднего эффективного давления ре, |
Н/м2 , для сущест |
||||||||||||||
вующих двигателей при номинальной нагрузке: |
|
|
|
||||||||||||
|
Для |
|
четырехтактных |
дизелей: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
без |
наддува |
|
|
|
|
|
|
|
|
(5,24-7) 10s |
||||
|
с |
наддувом |
|
|
|
|
|
|
|
|
(74-18) |
106 |
|||
|
Для |
двухтактных |
дизелей: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
без |
наддува |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
с |
прямоточной |
продувкой |
|
|
|
|
|
(54-6,5) |
105 |
||||
|
|
с |
другими системами |
продувки |
|
|
|
|
(44-5,5) 105 |
||||||
|
|
с |
наддувом |
|
|
|
|
|
|
|
|
(74-13) |
106 |
||
|
Для |
карбюраторных |
двигателей: |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
без наддува |
|
|
|
|
|
|
|
|
(6,54-9) 108 |
|||||
|
с |
наддувом |
|
|
|
|
|
|
|
|
(94-16) 10в |
||||
|
Д л я |
|
газовых двигателей |
|
|
|
|
|
|
(64-7,5) 10s |
|||||
Аналогично формулам индикаторной мощности, выражения для |
|||||||||||||||
определения |
эффективной |
мощности, кВт |
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
^ - - S ^ i o r - . |
|
|
< 3 " 1 1 6 > |
||||
для |
четырехтактных |
двигателей |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
peVhni |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
N e = |
120-Ю» |
' |
|
|
|
( 3 " 1 1 7 > |
||
290
для двухтактных двигателей
N |
РеУнп1 |
( 3 _ 1 1 8 ) |
е60-10»
для двухтактных двигателей двойного действия |
|
Ne = [peBVh + Р е л (yh - Уш т )] ш7(60 • 10»), |
(3-119) |
где ре — среднее эффективное давление, Н/м2 ; Vh — рабочий объем цилиндра, л; i — число цилиндров двигателя; п — число оборотов коленчатого вала в минуту; реВ, реН — среднее эффективное давление соответственно в верхней и нижней полостях, Н/м2 .
Зависимость (3-116) позволяет определить рабочий объем цилинд ра, л:
v * = - ^ r 3 0 ' 1 0 e - |
( 3 ' 1 2 0 > |
Задаваясь отношением S/D, можно определить диаметр D и ход поршня 5. Если положить SID — е, то
|
|
D = V |
щ ш |
*м- |
Для современных |
быстроходных |
двигателей е — 0,7 4- 1,3; для |
||
тихоходных |
е = 1,3-f-2,0. |
|
|
|
Средняя |
скорость |
поршня |
(м/с) |
|
Sn
г-
т30 '
где S — ход поршня, м; п — число оборотов в минуту.
Литровая и удельная поршневая мощность двигателя. Литровая
мощность двигателя выражает его эффективную мощность, приходя
щуюся на |
1 л рабочего объема |
цилиндра: |
|
|
Na = |
Ne/{iVh). |
(3-121) |
Подставляя |
значение Ne из (3-116), получаем |
|
|
|
М»=ТШ¥- |
<3-122> |
|
Литровая мощность характеризует степень использования рабоче го объема цилиндров двигателя и показывает возможные пути повы шения мощности двигателя при сохранении основных размеров ци линдра.
Удельная поршневая мощность выражает эффективную мощность, приходящуюся на единицу площади поршня двигателя (обычно на 1 Дм2 ):
. . ^ = оЖоч- |
<3-123> |
10* |
291 |
Заменяя значения Ne, а также используя приведенное выше вы ражение средней скорости поршня, получаем (кВт/дм2 )
|
|
|
л 7 |
PenS |
|
|
|
или |
|
|
|
|
|
(3-124) |
|
|
|
|
Nn |
|
|
|
|
где ре — среднее эффективное давление, |
Н/м2 ; 5 — ход поршня, м; |
||||||
Ст |
— средняя |
скорость поршня, м/с. |
|
|
|
||
|
Значения удельной |
поршневой |
мощности, кВт/дм2 : |
|
|||
|
Д л я дизелей: |
|
|
|
|
|
|
|
четырехтактных |
|
|
|
64-60 |
|
|
|
двухтактных |
|
|
|
84-60 |
|
|
|
Д л я карбюраторных |
двигателей (автомобильные) |
204-60 |
||||
|
Удельная масса двигателя. Удельная |
масса |
двигателя |
выражает |
|||
массу двигателя, приходящуюся на 1 кВт мощности: |
|
||||||
|
|
|
g= GlNe, |
|
|
(3-125) |
|
где |
G •— сухая |
масса |
двигателя, |
кг; Ne |
— эффективная |
мощность |
|
двигателя, кВт. |
|
|
|
|
|
||
Коэффициент полезного действия и удельный расход топлива.
Для оценки экономичности и определения значений потерь при пре вращении одного вида энергии в другую в двигателях внутреннего сгорания используются следующие коэффициенты полезного действия.
Термический коэффициент полезного действия г), учитывает ве личину неизбежных потерь (передачу тепла холодному источнику) при превращении тепла в механическую работу в данном термодина мическом цикле:
^ = QT epM /QHP • |
(3-126) |
Относительно-индикаторный коэффициент полезного действия — отношение количества тепла, эквивалентного индикаторной работе, к количеству тепла, эквивалентного работе термодинамического цик ла; характеризует степень совершенства рабочих процессов данного двигателя:
•»lo = Q t / Q t e p - |
(3-127) |
Механический коэффициент полезного действия — отношение эф фективной мощности к индикаторной; оценивает все механические потери в двигателе. Его часто определяют как отношение среднего эффективного давления к индикаторному:
•n* = QJQi = NJNi |
= pJpl. |
(3-128) |
|
Так как ре = pt—ры и Ne |
= Nt—N„, |
то для механического к.п.д. |
|
можно записать и следующие |
выражения: |
|
|
tU = 1 —NJNi = 1 |
—pJPi. |
|
|
292
Индикаторный коэффициент полезного действия определяется как отношение количества тепла, эквивалентного индикаторной работе, к низшей теплоте сгорания топлива:
rlt = Ql/Ql = rurkt. |
(3-129) |
Эффективный коэффициент полезного действия является отноше нием количества тепла, эквивалентного эффективной работе, к низ шей теплоте сгорания топлива:
fie = = Win = W ) M - (3-130)
Анализ приведенных к.п.д. показывает, что наибольшими являют ся термодинамические потери, обусловливаемые циклом, по которому данный двигатель работает. Существенное значение имеют также по тери от несовершенства процесса и механические потери.
Расход топлива двигателем, отнесенный к единице работы, назы вают удельным расходом топлива. Различают при этом:
а) удельный индикаторный расход топлива gt |
— отношение часо |
||
вого расхода топлива |
G4 к индикаторной |
мощности двигателя, |
|
кг/кВт-ч: |
|
|
|
|
gt = G4/Nt; |
|
(3-131) |
б) удельный эффективный расход топлива |
ge |
— отношение часо |
|
вого расхода топлива G4 |
к эффективной мощности двигателя, кг/кВт-ч: |
||
|
ge = G4/Ne. |
|
(3-132) |
Расход газовых топлив выражается в объемных единицах; поэтому выражение для удельного индикаторного vt и эффективного ve расхо да газового топлива (нм3 /кВт-ч) имеют следующий вид:
|
|
vt = V4lNi, |
(3-133) |
|
|
ve = V4INe. |
(3-134) |
Используя приведенные понятия, можно получить следующие |
|||
выражения |
коэффициентов |
полезного действия. |
|
Индикаторный к.п.д. |
|
|
|
|
17» |
= 3 6 0 0 Ntl{G4Ql), |
(3-135) |
где G4QH — количество затраченного тепла |
за 1 ч. |
||
Подставляя значение g} |
из (3-131), получаем для двигателей, ра |
||
ботающих |
на жидком топливе: |
|
|
индикаторный к.п.д. |
|
|
|
|
|
ч\, = 3600/(g,QS); |
(3-136) |
удельный |
индикаторный расход топлива |
|
|
|
gt = 3600/(7j{ QP). |
(3-137) |
|
293
Для газовых двигателей — соответственно:
щ = |
3600 Л У ^ Я н ) ; |
|
|
7]г |
= |
Зб00/(с/г Ян р ); |
(3-138) |
of |
= 3 6 0 0 / ( Т | , Я Р ) . |
|
|
Аналогично можно получить выражения для эффективного к. п. д. и удельного эффективного расхода топлива:
vje |
= |
3600 |
AV(G4 Q„P ); |
|
|
\ |
= |
3 6 0 0 |
/ f e e Q ° ) ; |
[ |
(3-139) |
^ = |
3 6 0 0 / ( ^ Н Р ) . |
|
|
||
Для газовых двигателей:
Y1, = |
3600 |
NJ{V4HI)\ |
|
|
Ъ |
= |
Зб00 / ( о е Я р ); |
(3-140) |
|
ve |
= |
3600/(r,e tf,p ). |
|
|
Приведенными выражениями для определения giy vt, ge, ve, г;г и t}e пользуются при испытании двигателей, когда путем замера опреде
ляют часовой расход топлива, а также индикаторную и |
эффективную |
|||
мощности. При тепловых расчетах |
пользоваться этими |
уравнениями |
||
непосредственно не представляется |
возможным, так как |
неизвестными |
||
являются и расход топлива, и к.п.д.; поэтому |
индикаторный |
к.п.д. У]{ |
||
и удельный индикаторный расход топлива gt |
определяются |
по извест |
||
ным величинам a, r\v и рг. |
|
|
|
|
Индикаторный к.п.д. можно выразить еще следующей зависи мостью:
|
•41 = LAAGQI), |
(3-141) |
||
где L t — индикаторная работа за цикл, кДж; |
A G — расход топлива |
|||
за цикл, кг; |
— низшая |
теплота |
сгорания топлива, кДж/кг. |
|
Значение |
индикаторной |
работы |
|
|
|
|
L t = |
PiVh, |
|
где Pi — среднее индикаторное давление, Н/м2 ; Vh — рабочий объем цилиндра, м3 .
На основании характеристического уравнения
P*Vht\v = R &GM0TK
можно записать
AGM0TK
PK^V
294
где р к |
и Тк — соответственно |
давление |
и температура |
воздуха |
перед |
цилиндром двигателя; |
М0 — количество горючей |
смеси; |
|
R„. = 8,314 кДж/кмоль-К. |
|
|
|
|
Тогда |
|
|
|
|
|
1 , = 8,314 |
P i A G M a T " |
; |
|
|
' |
Р к > |
|
|
подставив значение L t в (3-141), получаем
P>MJK
Ч, = 8,314-
QH p«y\v
При отсутствии наддува для четырехтактных двигателей
рк = р0 и Тк = Т0.
Имея в виду, что для дизелей М0 = aL0, а для карбюраторных двигателей М = aL0 -f-l/mT и для газовых двигателей М 0 = aL0 + 1, получаем следующие формулы для определения индикаторного к.п.д.:
для дизелей
|
i)» = |
|
ptaLBTK |
|
|
|
(3-142) |
||
|
8,314' |
|
\ |
|
|
||||
|
|
|
Q H |
РК |
|
|
|
|
|
для |
карбюраторных двигателей |
|
|
|
|
|
|
||
|
o r , , , . |
Pi(aLo+ |
|
|
1/"1т)Тк |
(3-143) |
|||
|
•Ч, = 8,314 |
— |
|
|
|
||||
Для |
газовых двигателей, |
считая |
теплоту |
сгорания 1 кмоля |
газа |
||||
равной |
22,4 Нц кДж/кмоль, |
получаем |
|
|
|
|
|
||
|
Y)f = 0,371 |
Pi (aLa |
+ |
1) |
Тк |
|
(3-144) |
||
Значения -ць г\е и удельных |
расходов топлива для различных дви |
||||||||
гателей |
даны в табл. 3-8. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а |
3-8 |
|
Значения к. п. д. и удельных расходов |
топлива для различных |
|
|||||||
|
двигателей |
при номинальной нагрузке |
|
|
|||||
|
|
|
% |
|
|
% |
g., г/(кВтч) |
ge, г/(кВт-ч) |
|
|
Двигатели |
|
|
V |
V., |
V |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
1 |
нм3 /(кВт-ч) |
|
|
|
|
|
|
|
|
нм8 /(кВт-ч) |
|
|
Четырехтактные дизели: |
|
40-г-50 |
|
304--42 |
1804-200 |
2004-280 |
|||
|
|
|
|
||||||
Двухтактные дизели: |
|
40452 |
|
354- •45 |
1604-200 |
1904-250 |
|||
|
38448 |
|
30440 |
1854-230 |
2204-290 |
||||
|
|
|
|
||||||
|
|
|
"0449 |
|
31441 |
1804-220 |
2104-270 |
||
|
|
|
25 н-35 |
|
22430 |
2404-340 |
2804-390 |
||
|
|
|
26434 |
|
22430 |
(0,314-0,40) |
(0,344-0,46) |
||
295
П р и м е ч а н и е . Для газовых двигателей приведены данные для |
природного |
|||||
газа следующего |
состава: |
С Н 4 = 9 8 % ; |
С 2 Н в + С з Н 8 = 0 , 5 |
%; |
C 4 H 8 - f - C 5 H 1 2 =0,08%, |
|
N 2 = l , 1 8 % ; С О 2 |
= 0 , 3 % |
и # £ = 35300 |
к Д ж / м 3 . |
|
|
|
§ 3-11. Тепловой баланс двигателя |
|
|
|
|||
Распределение тепла, которое выделяется |
при |
сгорании |
топлива |
|||
в цилиндре двигателя, на отдельные составляющие и количественные значения этих составляющих отражает тепловой баланс двигателя.
Тепловой баланс составляют в кДж для 1 кг (а в газовых двигате
лях — для 1 нм3) израсходованного |
топлива, |
а |
также |
для тепла, |
|||
затраченного при получении 1 кВт-ч эффективной |
работы, или же для |
||||||
тепла, затраченного за 1 ч работы двигателя. |
|
|
|
||||
Уравнение теплового |
баланса для |
1 кг жидкого топлива |
|||||
QH = |
Q E |
+ |
QOXA + <2газ + |
Qn-неп + |
QOCT'. |
(3-145) |
|
для 1 нм3 газового |
топлива |
|
|
|
|
||
HI = |
Qe |
+ |
Q0 X J I +',Qr a 3 + |
Qn.nen + |
QOCT, |
[(3-146) |
|
где QS И Hi — теплота |
сгорания 1 кг (1 нм3 ) топлива, т. е. располагае |
||||||
мое тепло, введенное в двигатель с топливом, |
кДж/кг; |
Qe — тепло, |
|||||
эквивалентное эффективной работе двигателя, |
кДж/кг; |
Q 0 M — т е п л о , |
|||||
унесенное с охлаждающим агентом (жидкостью или воздухом), кДж/кг; <2газ — тепло, унесенное с выпускными газами, т. е. тепло, израсхо дованное на повышение энтальпии выпускных газов, кДж/кг; Qn .H e n—
тепло, потерянное от неполноты |
сгорания топлива, кДж/кг; Q0 C T —• |
|||
остаточный член теплового баланса, кДж/кг. |
Уравнение |
теплового |
||
баланса можно выразить и в процентах: |
|
|
||
Че + |
<7охл + <7газ + |
<7п.„еп + <7ост = |
Ю 0 % , |
(3-147) |
где |
|
|
|
|
qe = (QJQ») |
ЮО°/о; q0XR |
< ( Q 0 M / Q £ ) 100% и т. д. |
|
|
Отдельные члены теплового баланса определяются следующим образом.
Тепло, эквивалентное эффективной работе двигателя, для жидких топлив
Qe |
= QH rje = |
3600 NJG4; |
(3-148) |
|
для газовых топлив |
|
|
|
|
Qe |
= |
HI V e = |
3600 Ne/V4. |
(3-149) |
Нетрудно видеть, что -це представляет эффективный |
к.п.д. |
|||
Для комбинированных |
турбопоршневых двигателей |
|||
Qe = |
|
Ql У\ек = |
3600 NJG4, |
(3-150) |
296
где NeK и t\eV — соответственно эффективная |
мощность и |
эффектив |
ный к.п.д. всей комбинированной силовой установки. |
|
|
Охлаждение двигателя, т. е. отвод тепла |
от цилиндра, |
головки,, |
а в теплонапряженных и в крупных двигателях — иногда и от поршня, необходимо для обеспечения определенных допустимых температур стенок. Превышение этих температур помимо ухудшения экономич ности вследствие снижения коэффициента наполнения вызывает раз личные нарушения в работе двигателя: ухудшение смазки и пригорание поршневых колец, коробление деталей, понижение механической прочности материалов головки и цилиндра двигателя. Перегрев дви гателей с искровым зажиганием сопровождается появлением прежде временных вспышек и детонации. Таким образом, потери тепла с охлаждением неизбежны. Количество отводимого от двигателя тепла при этом составляет 15-f-30% от всего тепла, внесенного с топливом.
При жидкостном охлаждении количество тепла, унесенного с ох
лаждающим |
агентом, |
определяется |
выражением |
|
|
|
|
|
|||||||||
|
Q-охл = |
(1*VG4 ) |
с(tBblx |
- tm) |
+ (WJG4) |
см |
(t"Bblx |
- |
t"BX), |
(3-151) |
|||||||
где W4 |
— часовой расход |
воды, |
идущей |
на |
охлаждение двигателя |
||||||||||||
(без охлаждения |
поршня); |
Wu |
— часовой |
расход масла |
или воды |
на |
|||||||||||
охлаждение |
поршня; tBX |
и |
tBh!X—температура |
|
воды, входящей |
и вы |
|||||||||||
ходящей |
из двигателя; |
^ х |
и ^ ы х — |
температура масла или воды, вхо |
|||||||||||||
дящих |
и |
выходящих |
из |
|
поршня; |
|
с — теплоемкость |
охлаждающего |
|||||||||
агента |
|
[для |
воды |
|
с — 4,19 |
кДж/кг-°С; |
для |
|
масла |
см |
= |
||||||
= 2,4 |
кДж/(кг-°С)1. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Для комбинированных турбопоршневых двигателей добавляется третий член, учитывающий охлаждение компрессора и промежуточно го холодильника и количество тепла, унесенного с охлаждающим агентом:
|
|
Сохл = (WVG,) с(tBta |
- |
tBX) + (Wn/G4) |
х |
|
|
||||||
|
|
X си |
(tnBUX - |
О |
+ |
(WK/G4) |
с {tin— |
^вх), |
|
(3-152) |
|||
где |
WK |
— часовой |
расход |
воды, |
идущей |
на охлаждение компрессора |
|||||||
и |
промежуточных |
холодильников; |
|
Гвых—температура |
воды |
после |
|||||||
компрессора и промежуточного |
холодильника; |
f^x |
— температура |
||||||||||
свежей воды, входящей в промежуточный холодильник. |
|
|
|||||||||||
|
Тепло, унесенное с выпускными |
газами, |
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
Qr a 3 |
= Мс'р |
tp — Mucptu, |
|
|
(3-153) |
|||||
где М — количество продуктов |
сгорания; М0 — количество горючей |
||||||||||||
смеси; |
/ р — температура |
газов |
после |
двигателя; |
t0 |
— температура |
|||||||
горючей смеси (свежего заряда). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
Для |
комбинированных |
двигателей |
/ р |
— температура |
газов |
после |
||||||
газовой |
турбины, ^0 — температура |
заряда перед |
компрессором. |
||||||||||
|
При |
неполном |
сгорании жидкого |
топлива могут |
быть получены |
||||||||
сажа С и СО.
297,
При сгорании 1 кг углерода в С 0 2 |
выделяется 34000 кДж тепла, |
|||||
а при сгорании в СО — только 10300 кДж тепла; остаются |
невыделен |
|||||
ными при неполном сгорании 1 кг углерода в СО |
|
|
|
|||
34000 — 10300 = 23700 кДж. |
|
|
|
|||
Следовательно, тепло, потерянное |
от неполноты сгорания, |
|
||||
Qn .„en = 34000 срс С + |
23 700 Ф с о |
с , |
(3-154) |
|||
где ф С — доля |
несгоревшего |
углерода, |
||||
оставшегося в |
форме |
сажи; |
фсо —доля |
|||
углерода, |
сгоревшего только в |
СО; |
||||
С — доля |
углерода в топливе. |
|
||||
Коэффициенты фС |
и ф С j определяют |
|||||
ся при экспериментальном исследовании |
||||||
работы двигателя. |
|
|
|
|||
В |
карбюраторных |
двигателях |
при |
|||
а < |
1 неполноту сгорания обычно |
при |
||||
нимают только в форме СО. Потери теп |
||||||
ла в этом |
случае |
|
|
|
||
Рис. 3-25. Схема теплового баланса двигателя:
ния; |
— низшая |
теплота |
|
сгора |
||||||
Qi |
—тепло, эквивалентное |
|||||||||
индикаторной |
работе; • Qe |
— теп |
||||||||
ло, |
эквивалентное |
эффективной |
||||||||
работе; <2охл — тепло, |
унесенное |
|||||||||
охлаждающим |
агентом; <Зг а з |
|||||||||
тепло, |
унесенное |
выпускными |
||||||||
газами за счет повышения эн |
||||||||||
тальпии |
|
отработавших |
|
газов; |
||||||
*3п.неп. — тепло, теряемое от не |
||||||||||
полноты |
сгорания; QOCT |
— оста |
||||||||
точный член |
теплового |
баланса; |
||||||||
Q, — тепло, |
идущее |
на |
подогрев |
|||||||
свежего заряда перед цилиндром |
||||||||||
двигателя; |
Q2 |
— тепло, |
идущее |
|||||||
на |
подогрев |
свежего |
|
заряда |
||||||
охлаждающим |
агентом; |
Q3 — |
||||||||
тепло, идущее на подогрев све |
||||||||||
жего |
заряда |
|
выпускными |
|
газа |
|||||
ми; |
Qt — тепло, отдаваемое |
га |
||||||||
зами |
стенкам |
цилиндра; |
|
Qs — |
||||||
тепло, |
унесенное |
газами |
через |
|||||||
выпускной |
клапан; |
|
Qe — тепло |
|||||||
от трения |
|
поршней |
о |
зеркало |
||||||
цилиндра; |
|
Q7 — тепло, |
идущее |
|||||||
1 от выпускных |
газов |
к охлаж |
||||||||
дающему |
агенту; |
Qs — тепло, |
||||||||
теряемое |
лучеиспусканием |
охла- |
||||||||
. ждающей |
системы; |
Qg — тепло, |
||||||||
теряемое |
|
лучеиспусканием |
вы |
|||||||
пускной |
системы; |
<?ю — тепло, |
||||||||
. эквивалентное |
|
кинетической |
||||||||
энергии |
выпускных |
газов; |
<ЭИ — |
|||||||
тепло, эквивалентное |
механиче |
|||||||||
|
|
ским |
потерям |
|
|
|
||||
<5п.неп = 285000 МсокДж/кг, |
(3-155) |
||||||
где 285 000 |
кДж/моль — теплота Сгора |
||||||
ния 1 моля СО. |
|
|
|
|
|||
|
Так |
как |
согласно |
|
(3-29) |
Мсо = |
|
= |
0,42 |
(1 - a ) L 0 , |
|
|
|
|
|
то |
|
|
|
|
|
|
|
|
Q n . « e « = Н 9 700 (1 - а ) |
Ь0. |
(3-156) |
||||
|
Д л я |
газового топлива |
(при неполно |
||||
те |
сгорания |
газового |
|
топлива |
в форме |
||
СО) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Qn.H en = 285000 Мсо, |
(3-157) |
||||
где М с э — количество |
окиси |
углерода |
|||||
в выпускных |
газах, |
моль/1нм3 |
газового |
||||
топлива. |
|
|
|
|
|
||
|
Остаточный член |
теплового |
баланса |
||||
включает потери тепла |
в |
окружающую |
|||||
среду от лучеиспускания |
с поверхности |
||||||
двигателя, на нагрев смазочного масла во всех трущихся деталях, с кинетичес кой энергией выпускных газов и пр.:
для жидкого топлива
298
QOCT = Ql —{Qe + Qoxn + Qraa + Qn.HenV, |
(3-158) |
для газового топлива
Q 0 C T = m - ( Q e + Q 0 „ + Q R A 3 + Q N . H E N ) . |
(3-159) |
На рис. 3-25 приведена развернутая схема теплового баланса дви гателя, где показано движение тепловых потоков, включаемых в от дельные члены теплового баланса.
§3-12. Пример теплового расчета рабочего процесса
иопределение основных размеров двигателя
Задачей теплового расчета рабочего процесса двигателя внутрен него сгорания является определение показателей, характеризующих экономичность и эффективность цикла в данных конкретных усло виях и необходимых для расчета деталей на прочность, жесткость и износоустойчивость. На основании теплового расчета можно с доста точной для практики точностью построить индикаторную диаграмму, подсчитать среднее индикаторное давление и по заданной мощности определить размеры и число цилиндров для вновь проектируемых двигателей. Тепловой расчет производят обычно для режима работы двигателя, соответствующего номинальной мощности при наивыгод нейших условиях подвода и сгорания топлива. При необходимости теплового расчета для других режимов работы двигателя (частичная нагрузка или перегрузка) следует учитывать, что ряд параметров — коэффициент избытка воздуха, степень повышения давления, степень предварительного расширения и др. — будут иметь иные значения.
Давление и температура окружающей среды принимаются при от сутствии особых указаний от заказчика стандартными: р0 = 1,013 X X Ю5 Н/м2 , т. е. 760 мм рт. ст.; Т0 = 288 К-
Экспериментальные исследования показывают, что при работе двигателя следующие один за другим рабочие циклы не одинаковы, они различаются газодинамическими условиями, колебаниями давле ний при впрыске топлива, скоростью распространения пламени и рядом других факторов. Возникающие вследствие этого колебания давления сгорания и среднего индикаторного давления смежных ра бочих циклов могут достигать 10% . В связи с этим при расчетах при нимают усредненные значения параметров, полученных в результате анализа ряда циклов при устойчивой работе двигателя.
Наиболее распространенный способ расчета дизелей включает оп ределение параметров конца сгорания, основанное на выборе величин степени повышения давления и давления конца сгорания рг, как это выполнено в примере 3 - 1 . В некоторых случаях выбирают степень предварительного расширения р и далее определяют остальные пара
метры. |
В двигателях |
с искровым |
зажиганием (карбюраторных и га |
зовых) |
при расчете параметров конца сгорания принимают степень |
||
предварительного расширения р = |
1, а затем подсчитывают степень |
||
повышения давления |
Я и давление |
конца сгорания рг. |
|
299