![](/user_photo/_userpic.png)
книги из ГПНТБ / Брук М.А. Инженерные основы эксплуатации корабельных дизелей учебник
.pdfTi — температура внутренней поверхности стенки;
F— поверхность стенки, ж2;
т— время, ч.
Суммарный коэффициент теплоотдачи от газов к стенке
аг = |
ас + ал, |
(50) |
где ал — коэффициент теплоотдачи лучеиспусканием;, |
||
ас — коэффициент теплоотдачи от газа |
к стенкам |
|
цилнндра соп рикосновеиием. |
|
|
Для подсчета аг обычно пользуются эмпирическими |
||
формулами Эйхельберга, |
Брилинга — Нуссельта или |
|
различными их модификациями. |
|
Эти формулы составлены на основании частных экс периментов и не могут служить обоснованными зависи мостями, вскрывающими общие закономерности тепло передачи в дизелях разных типов.
Возможность распространения подобных формул на
другие типы двигателей связана с необходимостью каж дый раз экспериментально подбирать коэффициенты.
В общем виде формула Брилинга—Нуссельта может
быть написана следующим образом: |
|
||
з |
____ |
|
|
= 0,99 У |
р\ Тт (а + ЬСт) [ккал/м3 ■ ч•град], |
(51) |
|
где рг — давление |
газа, кгс/см2-, |
|
|
у Брилинга а = 2,45, |
b = 0,185; |
|
|
у Нуссельта а = 1,0, |
b — 1,24. |
|
|
Формула Эйхельберга имеет несколько видоизменен-- |
|||
ную структуру: |
|
з __ |
|
|
|
(52) |
|
аг= 2,1 У р гТг ■У Ст [ккал/м? • ч•град]. |
В формулах (51) и (52) влияние лучеиспускания не учитывается и полагается, что вся теплота передается конвекционным теплообменом.
Вместе с тем имеются данные, указывающие на то, что значительная часть теплоты передается лучеиспус канием.
Исследования, проведенные на дизелях Д50 и ДЮО, показали [28], что теплоотдача лучеиспусканием со ставляет в среднем 15—16% общей теплоотдачи и пре
небрегать ею нельзя, так как это вносит весьма су щественные погрешности в расчет.
70
Н. Т. Ожгихин предложил все разновидности формул для определения аг свести к одному общему виду:
as — АТтС1,1у”'. |
(53) |
Здесь давление pv заменено плотностью газа уг, яв ляющейся функцией давления и температуры. Следова
тельно, в формулу (53) входят те же физические пара метры, что и в формулы (51) и (52).
Так как все эти параметры изменяются в широких пределах с периодом колебаний, равным продолжитель ности рабочего цикла, то величины аг и теплового пото ка также изменяются циклически.
Выше делалось допущение о стационарности тепло вого потока. Для того чтобы замена нестационарного теплового потока стационарнымбыла обоснована с точ ки зрения количественных результатов расчета, необхо
димо обусловить равенство количеств теплоты стацио нарного и нестационарного потоков за цикл:
|
яг.ор (Д\а |
^1ср)т0 = / |
аг {Tv |
^l) dx = |
Q4, |
(54) |
|
|
|
о |
|
|
|
|
|
где |
Qp — количество теплоты, которое передается по |
||||||
|
верхности стенок цилиндра за один цикл; |
||||||
|
Тт.з — средняя заменяющая |
температура |
газа, |
||||
|
представляющая собой такую среднюю за |
||||||
|
цикл температуру газа, которая позволяет |
||||||
|
при расчете количества |
теплоты Qa заме |
|||||
|
нить действительный нестационарный по |
||||||
|
ток условным стационарным потоком; |
|
|||||
7 \ер |
и Г , —среднее и мгновенное |
значения |
температу |
||||
|
ры стенки со стороны газов; |
|
|
||||
аг. ср |
и аг — среднее и мгновенное |
значения |
коэффици |
||||
|
ента теплоотдачи от газов к стенке; |
|
|||||
|
Tv — мгновенное значение температуры газа; |
||||||
|
т0 — продолжительность одного цикла. |
|
|||||
Раскрыв скобки в формуле (54), получим |
|
|
|||||
|
яг.орТу а Тц |
яг.ор ^lcp^o== |
"о |
|
~0 |
|
(55) |
|
^v-Tyd x |
J' o-y Tx d x . |
|||||
|
|
|
о |
|
о |
|
|
Так как колебание температур на поверхности стенок за цикл невелико, можно принять Т{ = Т1ср
71
Примем
'О |
|
f |
<*г с!х = а г. ср т 0, |
О |
|
тогда |
|
"о |
|
J ”ar 7\ |
d x = агср Т ]с т0, |
о |
|
поэтому |
|
лг. ср Т
1 г. ;
откуда средняя заменяющая температура газа
"о
|* «V Гг rft
Ттл = |
^ ----------= |
М 0ад _ |
(56) |
|
аГ.ор *4) |
аГ.ор |
|
Числитель формулы (56) представляет собой пло |
|||
щадь под кривой |
arTr= f l(x), |
знаменатель— площадь |
под кривой аг= !2{х). Для построения кривой arTr=fi(x) необходимо знать мгновенные значения аг и Тг. На
рис. 14 изображены кривые изменения Тт, аг, (Ттаг) и поверхности теплопередачи Fv четырехтактного дизеля. Кривые изменения Тт и аг за цикл у четырехтактного и двухтактного двигателей подобны.
Чем больше давление наддува, тем выше значение всех теплопередаточных функций двигателя.
Для построения кривых теплопередачи необходимо иметь индикаторную диаграмму двигателя и кривую из менения поверхности F<f, = f(q) или объема V = / '(ф). Пользуясь уравнением состояния, можно построить кри вую 7’г = /з ( т ). Зная значения рг и Тг, можно, пользуясь
формулами (51) и (52), |
построить кривые |
“г= /а (") |
и (ar 7r) = /i (т), |
а затем, плаииметрируя площади под кривыми, опреде лить величины
аг.ор> ^”г.ср И Тт 3.
Средняя Заменяющая температура газа всегда выше средней температуры газа за цикл и обычно составляет
Тг.з = (1 ,3 ^ 1 ,6 )Т г.ор.
72
т'и
■ о
оа
Передача теплоты через стенку и от стенки к охладителю. Определение температуры стенки
Удельным тепловым потоком называется количество теплоты, которое проходит в единицу времени через еди ницу поверхности станки:
q = — [ккал/м2• ч]. |
(57) |
Fz
Для установившихся условий работы двигателя вели чина теплового потока не изменяется при передаче теп
лоты от газов к стенке, через стенку и от стенки к охлаж дающей воде:
Я—яг (Тг Т}) — (Тj Т2) = |
aD(Тд |
Та), (58) |
где X — коэффициент теплопроводности материала стен |
||
ки, ккал/м2 ■ град ■ ч; |
|
|
б — толщина стенки, м; |
стенки |
к воде, |
ав — коэффициент теплоотдачи от |
||
ккал/м2 • град • ч; |
|
|
Тв — температура охлаждающей воды. |
будут равны: |
||
Температурные напоры из формулы (58) |
|||
а) ТР — T1 = |
q/ar; |
|
|
б ) |
T i — |
о/ Х; |
(59) |
в) |
T2 — TB= |
q/aB. |
|
Суммируя частные температурные напоры, получим полный температурный напор при передаче теплоты от газов к охлаждающей воде:
7'P- 7 ' B= <7(-i- + |
-^ + - Y |
(60) |
|||
|
|
\ аг |
X |
ав / |
|
Удельный тепловой поток из формулы (60) будет |
|||||
равен: |
|
|
|
|
|
q = |
Tv~ Tв |
= Ц Т Г- Т В), |
(61) |
||
—аГ |
+ 6/ Х + |
—ав |
|
|
|
где/с — общий коэффициент теплопередачи от газа к охлаждающей воде;
74
Л = Х + 5_-f X представляет |
собой |
общее |
термическое |
||||||||
к ar |
I |
aDсопротивление теплопередаче. |
|
||||||||
С учетом нестационарности |
теплового потока фор |
||||||||||
мула (61) |
может быть представлена в виде |
|
|
||||||||
|
|
|
<7 = |
Tv., |
— Tv |
|
|
|
(62) |
||
|
|
|
1 |
|
8 |
|
1 • |
|
|||
|
|
|
|
аР.С]) |
+ |
j |
+ |
ЛП |
|
|
|
|
|
|
|
|
Л- |
|
|
|
|||
Просуммируем |
выражения б и |
в формулы |
(59) и |
||||||||
получим |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
+ |
7 - )[°К], |
|
(63) |
||
откуда |
q = {T l—Tn)K1, |
|
|
|
|
|
|
(64) |
|||
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где /С[= ----- -■ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
- + — |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
X |
а„ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Приравняем правые, части формулы (64) и первого |
|||||||||||
выражения формулы (58): |
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
®г{Тт — Т \) = |
Ki(T i — Т в), |
|
|
||||||
откуда |
получаем |
формулу |
|
для |
расчета |
температуры |
|||||
стенки со стороны газа: |
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
гр __ ЯрТр -)- k\Tv |
• |
|
(65) |
||||
|
|
|
|
1 1— |
|
П |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
“ г ~Г 'г1 |
|
|
|
|
||
Заменяем мгновенные значения |
аг и Ti |
на |
средние, |
а температуру Тг на среднюю заменяющую температуру Тг.з, тогда
T’icp— |
“ г.ор Т г.з "Т k ] T v |
(66) |
|
|
аг.ср "Т |
Другая формула для подсчета 7\ может быть получена
суммированием выражений б и в формулы |
(59): |
T1 = q ( j - + - ^ j + Tv. |
(67) |
Температура стенки со стороны охлаждающей воды |
|
получается из выражения а формулы (59): |
|
Т%= — |
' (68). |
“ о |
|
75
■ или из выражения б формулы (59)'.
T ^ T . - q j - . . |
(69) |
Для определения температуры Д по формуле (67) нужно знать величины X и aD.
Коэффициент теплопроводности X зависит от материа ла, из которого изготовлена деталь.
Величина au определяется по эмпирической формуле:
а„ == 300 -)- 1800 Y w [ккал/м2 • град • ч],
где w —0,25-4-2,0 м/сек — скорость воды.
Если во время работы двигателя на стенках откла дываются накипь, нагар, лаковые пленки, то результа том этого будет возрастание термического сопротивле ния и уменьшение общего коэффициента теплопередачи.
Чем больше толщина лаковой пленки на внутренней поверхности поршня и меньше коэффициент теплопро водности отложений, тем больше термическое сопротив ление и тем больше при прочих равных условиях темпе ратура стенки со стороны газа.
Коэффициент теплопроводности лаковых отложений примерно в 400 раз меньше коэффициента теплопровод ности чугуна и составляет 0,09-4-0,1 ккал/м - ч • град, по этому даже тонкий слой лака на внутренних поверхно стях поршня может вызвать его перегрев.
Для подсчета температур Т{ и Т% нужно знать ве личину удельного теплового потока q.
Значение q может быть определено эксперимен
тально.
Приближенное значение q может быть определено, если выразить тепловой поток через параметры рабочего
процесса с учетом доли а общего количества выделив шейся при сгорании теплоты, которая переходит в ох
лаждающую воду: |
|
|
_а Qt__ |
а НцGT |
(70) |
F4 |
F4 |
|
где Hv — низшая теплотворная способность топлива; GT — часовой расход топлива, кг/ч;
76
Рц— полная охлаждаемая поверхность рабочего ци линдра, м2.
GK= g,N l = 632,3 |
К/, Pi п k |
632,3 •52,3 Pi Ст D2 k. (71) |
'li Ни |
0,45 |
Дг Ни |
После подстановки выражения (71) в формулу (70) получим
9 = 3,3-101 .а р-^-т- ~ . |
(72) |
■'ll Hi |
|
Если в формулу (70) подставить значение часового расхода топлива, выраженное через эффективные пока затели, то получим встречающуюся в литературе зави симость удельного теплового потока в виде
9 = 3,3- 104-а — |
, |
(73) |
■t\e F ц |
|
|
где 9 = 150 • 103 ч- 300 • 103[/с/сал/л12 • ч]. |
удельным |
тепловым |
Величина q является средним |
потоком за один цикл.
Максимальное значение теплового потока в несколь ко раз больше средней величины. Объясняется это тем, что основная часть теплоты передается стенкам ци линдра во время сгорания и расширения, эти процессы составляют по сравнению с общей продолжительностью рабочего цикла менее одной четверти для четырехтакт ных двигателей и около одной трети для двухтактных двигателей.
Тепловая нагрузка различных участков деталей ци
линдропоршневой группы также неодинакова.
Те участки деталей, на которые непрерывно воздей
ствуют газы, будут испытывать большие тепловые на грузки, чем участки, лишь периодически соприкасающи
еся с газами.
Температурные поля основных деталей
Вследствие значительной неравномерности нагрева деталей двигателя для суждения об их тепловой напря женности недостаточно определить температуру в ка кой-либо одной точке на их поверхности. Необходимо знать распределение температур по всей поверхности и в различных сечениях каждой детали.
77
Наибольшему нагреву подвергаются поршень, втулка, крышка цилиндра и выпускные клапаны, непосредствен но соприкасающиеся с продуктами сгорания.
°с
Рис. 15. Характер распределения температуры в деталях дви гателя:
а и б —•в поршне: в — во втулке цилиндра; / — температура внутренней поверхности втулки; 2 — температура наружной поверхности втулки
Температурные поля деталей могут быть определе ны с достаточной достоверностью лишь эксперименталь ным путем.
Характер распределения температур неохлаждаемого поршня показан на рис. 15, а и рис. 15,6, а втулки ци линдра— на рис. 15, в. ■
В рассматриваемом случае максимальная темпера тура поршня располагается в районе центра днища. По
78
мере удаления к периферии днища температура сни жается. По длине поршня температура снижается в nV правлении от днища к направляющей части.
Максимум температуры втулки цилиндра распола гается в верхней части, по мере удаления от которой температура интенсивно снижается.
Характер изменения температуры поршней и втулки цилиндра, изображенный на рис. 15, не является уни версальным. Закономерности температурного поля обу словлены характером распределения топливного факела в камере сгорания, условиями вихреобразования, особен ностями конструкции и охлаждения деталей двигателя, участвующих в теплопередаче.
Так, например, у поршней двухтактных двигателей с ПДП камера сгорания образуется в пространстве между днищами поршней в средней части втулки. Здесь же рас полагаются форсунки. Распределение. температурного поля обусловлено в данном случае таким направлением топливных факелов, при котором наибольший тепловой поток и максимальная температура располагаются не в центре, а на периферии днища поршня. Это видно на рис. 16 и 17, где изображены температурные поля и кривые распределения теплового потока в днище поршня
двигателя Д 100 на номинальном режиме. |
части |
|||
Максимальная |
температура |
в центральной |
||
днища |
выпускного |
поршня равна |
325° С, а на |
перифе |
рии у |
внешней кромки температура достигает |
520° С. |
Радиальный перепад температур составляет примерно
20° С на 1 см.
В геометрически идентичных точках температура вы пускного поршня выше на 30—50° С, чем температура продувочного поршня. Внутренняя поверхность поршня, охлаждаемая маслом, имеет максимальную температуру 260°С и минимальную 190—200° С.
Перепад температур по толщине днища изменяется
в широких пределах: |
от 150° С на 1 |
см на периферии |
до 80°С па 1 см в |
центральной |
части поршня. Из |
рис. 1 6 , 0 следует, что по мере удаления от центра порш ня к периферии разность температур закономерно воз
растает.
Минимальный удельный тепловой поток зарегистри рован в центральной части поршня, где он составляет
2 1 0 • 1 03 ккал1мг • ч.
79