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

книги из ГПНТБ / Чернышев А.Н. Корабельные двигатели внутреннего сгорания. (Теория рабочих процессов поршневого двигателя) учебное пособие

.pdf
Скачиваний:
18
Добавлен:
29.10.2023
Размер:
8.6 Mб
Скачать

Для количественной оценки необходимо располагать опыт­ ными данными, которые обычно представляются в виде зави­ симостей

 

= f

( ff-де)

ч

Ртр

 

(Яде)

 

или

 

(Ст )

 

Ртр = *

 

_ Злдв

средняя скорость поршня;

Здесьcm =-tj^ s2- м/сек -

30

 

 

 

5 - ход поршня.

На рис. 50 показана

одна из

таких зависимостей для

Рис.

30. Зависимость

р__

от средней

скорости

поршня

дизеля

 

в ш ц р

я йЕ-

 

двигателя

размерности «V.

При

пдв -0

р

 

>• 0 ,

что объяс-

 

оо

 

 

' те

 

 

няется наличием трения покоя. Так как пользоваться графи­ ками не всегда удобно, их иногда заменяет аналитическими зависимостями. Так, рассматриваемая кривая может быть приближенно заменена ломаной, состоящей из отдельных пря­ мых, каждая из которых описывается уравнением вида

Ртр = а + 6Сш

(99)

Очевидно, что для каждого участка коэффициенты а и

вразличны, причем

 

а - отрезок, отсекаемый прямой

на оси ординат;

 

в - угловой коэффициент.

 

 

 

Более того, на некоторых участках ломаной

коэффициент

а

может принимать отрицательное

значение,

что свиде­

тельствует о быстром увеличении среднего давления трения при возрастании оборотов.

Совершенно очевидна полная зависимость коэффициентов а и в от конструктивных особенностей двигателей. Доста­ точно сослаться на такой пример: при переходе от двигате­

ля 8ЧН^ к бЧН^ увеличение диаметра коленчатого

вала, а

следовательно

окружной скорости, замена сплава подиипников

с баббита

на

свинцовистув бронзу, изменение конструкций

навесных

вспомогательных агрегатов и т .д . привели

к суще­

ственному изменению коэффициентов а й в .

 

В табл. 4

приведены ориентировочные значения

коэффици­

ентов для некоторых корабельных дизелей различного конст­ руктивного оформления и быстроходности.

 

 

Т а б л и ц а 4

Ориентировочные

значения коэффициентов для

определения р

некоторых дизелей

в диапазоне

ид* "

~ 1.1)Яд*м<ш.

 

Марка дизеля

а

в

I

г

3

8ЧН§§ (9Д)

0,6

0,1

тгт

 

 

 

Продолжение табл. 4

 

I

2

3

6ЧН ^

(типа Д-42)

-1 .7

0,49

Т2ЧН ^

(типа М-50)

0,25

0,1

6Д Л

(37Д)

0,5

0,125

ДН

(типа Д100)

0,35

0,12

типа ДН

(40Д, ПД45

0,357

0,1358

и д р .)

 

 

 

 

типа ЧН

 

-0,87

0,17

Мощности, потребляемая компрессором и отдаваемая на вал дизеля турбиной

В зависимости от схемы наддува компрессоры и турбины могут иметь с дизелем кинематическую или газовую связь (двигатели со свободным турбокомпрессором). При определе­ нии механических потерь по уравнению (95) необходимо учи­ тывать мощности (средние давления или работу) только тех турбин и компрессоров, которые связаны с валом дизеля ки­ нематически и потому либо отдают (турбины), либо потребля ют часть индикаторном мощности, развиваемо! дизелем (ком­ прессоры).

Расчет мощности турбины и компрессора, равно как и вы бор параметров, характеризующих их работу и эффективность изложены в пособии по основам теории газотурбинного надду ва дизеле! [5];

122

Работа насосных ходов

Как ухе известно, линии давлений впуска и выпуска в цилиндре четырехтактного дизеля могут иметь различное взаимное расположение в зависимости от соотношения давле­

ний

перед цилиндром р

и за

цилиндром р г , а также ве­

личины гидравлических

потерь

в клапанах.

Суммарная рабо­

та,

совершаемая за ходы выпуска и наполнения, может быть

как

отрицательной,

так

и положительной.

 

 

Если давление

в цилиндре

в процессе

выпуска больме,

чем давление во время наполнения, - работа насосных ходов отрицательная, в равенстве (95) , N*,. и ркх имеет отрицательные значения и суммируются с затратами на тре­

ние.

Это имеет место при

рг =» pVJ< и рг =• ркц (диаграммы

на

рис.

31).

 

 

 

Если давление в цилиндре при выпуске на больней части

пути

поршня оказывается

меньше, чем при наполнении, то

ра­

бота насосных ходов положительная, минусовый знак перед соответствующими членами равенства (95) сохраняется и Ьнж, Ннх , рях суммируются с затратами на трение. Положитель­ ная работа насосных ходов бывает в тех редких случаях, когда давление наддува много больше давления газа за ци­ линдрами, и наблюдается, как правило, только в двигателях

без газовых

турбин (с механическим приводом компрессора

от вала дизеля).

 

 

 

Среднее

давление насосных ходов в кГ/смг

или кГм/м3

 

я

vh

 

( 100)

имеет ту же физическую

сущность, что и

,

и при нали­

чии опытных диаграмм насосных ходов получается как частное от деления площади диаграммы на основание Vfc с учетом масштабов.

При отсутствии опытных данных, но при известных значе-

Т23

Рис. 31. Диа­ граммы насос­ ных ходов при различных от­ ношениях гхк

а для

* » ' ■

6 ДЛЯ

— =1

Рки. 1 •

в для

12*

ниях рг и рт среднее давление насосных ходов может быть ориентировочно оценено с помощью равенства

Р«*

р" - рГ ,

(1М)

где рС€п=0,8*0,9 - коэффициент,

характеризующий

среднюю

за ход наполнения величину гидравлических потерь во впуск­ ных клапанах;

д^ м/7-1,1*1,2 - коэффициент, характеризующий осредненную величину гидравлических потерь в клапанах за ход вы­

пуска;

аП

рц - осредненная величина давления в цилиндре за

процесс впуска; рц - осредненная величина давления в цилиндре за

процесс выпуска.

Другими словами, названные коэффициенты учитывают от­

личие

площадей под линиями

выпуска и наполнения,

эквива­

 

 

 

 

 

 

лентных соответству­

 

 

 

 

 

 

ющим работам, от

 

САС

 

 

 

площадей

под линия-

 

0,2

 

 

 

ми рг и ркц .

 

 

0

 

 

 

Если

Х*пР

-

0,2

 

 

 

>ХеилРг> то среднее

-

0,

6 -

 

 

 

давление

насосных хо­

 

 

 

дов - величина поло­

 

1,

0 -

 

 

 

-

 

 

 

жительная,

и наобо­

-

1,4

 

 

 

рот.

 

 

 

 

 

 

Ориентировочное

 

 

 

 

 

 

- ‘•“ оФ

 

 

^ рг/р,^

значение

и знак рЯх

 

 

можно также

оценить

 

 

Рис. 32. Зависимость среднего

с помощью графика

 

 

на рис.

32,

постро­

давления насосных

ходов от

отноше­

ния Рг /Ркц

 

 

енного

на

основании

 

 

о - по данным Д. А. Портнова,

обработки

опытных

 

 

• -

по данным

заводских

испытаний

диаграмм

насосных

(обработка автора)

 

ходов.

125

При известном рмх мощность насосных ходов

определя-

ется по формуле

 

 

Nнх ~ VЬ.Пм 2

Ркх

(102)

0 ,9

 

Итак, р„~ для выполненных двигателей более всего за-

Рт

висит от отношения ■=— , которое изменяется в процессе

гхц

эксплуатации дизеля в самых широких пределах, вследствие чего величина среднего давления насосных ходов в отдель­ ных случаях достигает 7*9$ от и становится соизмери­ мой с рт)в.

§ 21. Эффективные показатели дизеля

Эффективные работа, мощность и среднее давление могут быть выражены равенствами

=

,

 

Ne= Nl “ N *

(103)

Pe * Pi ~ Pju. ’ ^

По аналогии c i рд средним эффективным давлением называется условное, постоянное по величине давление, ко­ торое, действуя на поршень в течение одного хода расширевня, совершило бы работу, равную работе на валу двигателя эа один цикл

и л и

ГиГм

(104)

 

 

I м *

 

Это подтверждается рис. S3. Эффективная мощность на валу дизеля

Vh пдЛ z к

р. л .с.

(105)

0,Ь5

 

 

U 6

В с и с т е м е CU

К* =

Vfc П д л Z к р * к е т ,

 

0,6

где ре в б а р а х .

Эффективный коэффициент

полезного действия

А Се

A L?c

Л Т к г т о п а

АЬг_____

Че ~ Ни 0?

час

Н«

M r

(105*)

(Юб)

 

представляет собой от-

 

ноиение теплоты, экви­

 

валентной

эффективной

с м

работе на

валу двигате­

 

ля, к низшей расчетной

 

теплоте сгорания

топли­

 

ва, затраченного

на

 

-------------- ------------ —I

 

выполнение этой

работы.

 

 

 

Гм т

 

т ц . ч а с

. к г т о п а

5------------

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 33. К определению сред­

 

-> 1 е

~

э ф ­

него

фективная

работа

в кГм,

эффективного

давления.

 

выполненная в цилиндре

 

 

 

 

 

дизеля за цикл, во

всей двигателе за час или на I

кг

из­

расходованного топлива;

 

 

 

 

 

 

Qr ,

- расход

топлива на

цикл и во всем

двигателе за

час.

В системе Си

1е в дж ,

Н« в дж/кг ,

&Т е кг ,

пере -

 

водной коэффициент

ккал/кГэи

от сут ст вует .

 

Эффективный коэффициент полезного действия учитывает

как

тепловые,

так

и механические потери по всем двигателе.

 

Основной

величиной, с помощью которой

принято

характе­

ризовать экономичность дизеля, является удельный эффектив­

ный расход топлива

ч а с

 

 

9е =

g;

кг

(107)

Ыс

л.с .-час

 

В системе CU Ne в кет и размерность удельного эф

срективного р асход а т о п л и в а q * в кг/хвт-час, причем. qe = i , 36 qe •

Связь мехду 1£е и qe

устанавливается

с помощью зави­

симостей, аналогичных использованным для

индикаторных по­

казателей (см. формулу (94) ,

 

 

Че

632’3_

(108)

Ни.

я е

 

или.

 

3600

 

Ч*

(108*)

и *

гу

 

 

ни

Я,

 

 

 

 

Механическим коэффициентом полезного действия называ­ ется доля индикаторной работы (мощности, среднего индика­ торного давления), преобразованной в эффективную работу (мощность, среднее эффективное давление),

V

= -Ье_ =

.

(109)

U

h L

Ni

Pi

 

Умножая числитель

и знаменатель уравнения (ХОб)

для

I кг израсходованного

топлива на

L L- , получаем

 

Ч<

A L i L L ^ h -

И..

„ .

(но)

Hu

I .

Т .

LM.4l

 

 

L i

l i

Ни

 

 

Это уравнение устанавливает

связь между

эффективным,

индикаторным и механическим коэффициентами полезного дей­ ствия и позволяет получить соотновение

a . (H I)

еЧм

В табл. 5 приведены значения 1 ,t[e и qe , соответ­ ствующие номинальным режимам работы дизелей и карбюратор­ ных двигателей.

Обращает на себя внимание нирокий диапазон изменения показателей, что объясняется различной форсировкой, быст­ роходностью и совершенством дизелей, находящихся в эксплуа­ тации.

Т28

 

 

 

 

 

Т а б л и ц а

5

 

Сравнительные

данные по

.,

7-[е и

qe

 

Тип

Чм.

Че

л-

* г

 

двигателя

Че л.с. час

Че хят -час

Четырехтакт­

 

0,3*0,45

0,21 *0,14

0,286*0,191

ный

0,8*0,95

Двухтактный

0,75*0,85

0,3*0,41

0,21*0,155

0,286*0,212

Карбюратор­

0,7

*0,85

0,225*0,3

0,28*0,21

0,38*0,286

ный

Более высокие

значения ^ и це

четырехтактных дизе­

 

лей объясняются тек, что:

1)в двухтактном двигателе вследствие больших ipa температура газа в выпускном коллекторе и NT меньше, а разность N*-Nr и больше, чем у четырехтактного (см. формулу (9 5 ));

2)двухтактные двигатели меньше форсированы, что не­ избежно должно при прочих равных условиях приводить к уменьшению 11м .

Действительно,

 

 

 

 

 

 

fj

Ре

Р е ____*

*___

 

 

( п о \

Чм

Pi

Ре+Рм ~

i +

?±L

1 . 0 *

'

 

 

откуда

следует, что, если

Ре

Ve

 

по мощности

в двух различных

(или по ре

) двигателях

(или рм ) одинаковы,

боль­

ше там,

где

больше

(рв) .

 

 

 

 

Из

того

же равенства

( I I 2)

следует,

что

при

одинако­

вых Ме()э,)

больше

там, где

меньше blJti(pJ^ ) .

 

§ 22. Размеры цилиндра и удельная мощность дизеля

Во многих случаях одной из конечных целей расчета ра-

129

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ