Индикаторная мощность цилиндра двигателя формула

Индикаторная и эффективная мощности

Индикаторной мощностью N i называют мощность, развиваемую газами внутри цилиндра двигателя. Единицами измерения мощности являются лошадиные силы (л. с.) или киловатты (квт); 1 л. с. = 0,7355 квт.

Для определения индикаторной мощности двигателя необходимо знать среднее индикаторное давление p i т. е. такое условное постоянное по величине давление, которое, действуя на поршень в течение только одного такта сгорание—расширение, могло бы совершить работу, равную работе газов в цилиндре за весь цикл.

Это давление p i можно подсчитать по полезной площади индикаторной диаграммы (на рис. 1 и 2 она заштрихована). Для карбюраторных двигателей величина р i составляет 8—12 кг/см 2 , а для дизельных — 7,5—10,5 кг/см 2 .

Если известно p i, то индикаторную мощность четырехтактного двигателя можно выразить следующей формулой:

где p i — среднее индикаторное давление, кг/см 2 ;
V л — сумма рабочих объемов всех цилиндров (литраж) двигателя дм3 или л;
n — число оборотов коленчатого вала в минуту.

Литраж двигателя определяется по формуле:

где π — постоянное число, равное 3,14;
D — диаметр поршня, дм;
S — ход поршня, дм;
i — число цилиндров двигателя.

Эффективной мощностью N e называют мощность, получаемую на коленчатом валу двигателя. Она меньше индикаторной мощности N i на величину мощности, затрачиваемой на трение в двигателе (трение поршней о стенки цилиндров, шеек коленчатого вала о подшипники и др.) и приведение в действие вспомогательных механизмов (газораспределительного механизма, вентилятора, водяного, масляного и топливного насосов, генератора и др.).

Для определения величины эффективной мощности двигателя можно воспользоваться приведенной выше формулой для индикаторной мощности, заменив в ней среднее индикаторное давление p i средним эффективным давлением р е (р е меньше p i на величину механических потерь в двигателе).

На практике эффективную мощность N е определяют путем испытания двигателя на тормозных стендах (электрических или гидравлических), пользуясь следующей формулой:

где М е — крутящий момент двигателя, кгм, равный произведению окружной силы на маховике на радиус маховика;
n — число оборотов коленчатого вала в минуту.

Эффективная мощность повышается с увеличением крутящего момента и числа оборотов коленчатого вала (до некоторого предела).

Эффективная мощность и крутящий момент тем больше, чем больше:

1. литраж двигателя (т. е. диаметр и число цилиндров, длина хода поршня);
2. наполнение цилиндров, которое повышается при усовершенствовании камер сгорания, уменьшении сопротивления впускной и выпускной систем, снижении подогрева горючей смеси, установке многокамерных карбюраторов и общем улучшении конструкции двигателя;
3. степень сжатия, так как при ее повышении увеличивается скорость горения рабочей смеси, повышается температура и давление газов в начале такта сгорание — расширение, уменьшается количество тепла, уходящего с отработавшими газами и охлаждающей жидкостью.

Предельные значения степени сжатия ограничиваются свойствами применяемого топлива — октановым числом бензина.

Эффективная мощность изменяется с изменением угла опережения зажигания. Наивыгоднейшая величина этого угла зависит от числа оборотов коленчатого вала, нагрузки двигателя, сорта топлива и состава смеси.

Эффективная мощность тем больше, чем меньше потери на трение в двигателе и приведение в действие вспомогательных механизмов двигателя.

Литровой мощностью называют наибольшую эффективную мощность, получаемую с одного литра рабочего объема цилиндров двигателя.

Литровая мощность карбюраторных двигателей современных легковых автомобилей достигает 40—50 л. c. / л.

Одним из способов повышения, эффективной мощности двигателя без существенного увеличения его веса является наддув. Так, Ярославский моторный завод производит V-образные четырехтактные дизельные двигатели с турбонаддувом: 8-цилиндровые ЯМЗ-238Н (300—320 л. с.) и 12-цилиндровые ЯМЗ-240Н (500—520 л. с.).

Статья из книги «Устройство грузового автомобиля». Читайте также другие статьи из

Источник

Работа и мощность двигателей: среднее индикаторное давление

В процессе расширения, под воздействием расширяющихся газов, поршень перемещается и тепловая (внутренняя) энергия газов преобразуется в механическую работу. Величина этой работы за один цикл определяется произведением силы давления газов на перемещение поршня, равного его ходу. Однако сила давления газов на поршень непостоянна и уменьшается в период перемещения поршня. В процессе сжатия воздуха в цилиндре перемещение поршня связано с затратой механической работы. Величина этой работы равна произведению силы давления воздуха и перемещения поршня. Причем эта сила также непостоянна и увеличивается по мере приближения поршня к мертвой точке.

Полезная механическая работа равна разности работ расширения и сжатия. Эта работа, полученная внутри цилиндра двигателя за один цикл, называется индикаторной работой Ai. При определении Аi используют индикаторную диаграмму, показывающую в масштабе величину давления в цилиндре при любом положении поршня; диаграмму снимают с помощью индикатора давления.

На рис. 15 представлена индикаторная диаграмма двухтактного двигателя. Заштрихованная площадь диаграмммы (в масштабе) как раз и равна индикаторной работе. Индикаторную работу можно определить следующим образом: сначала при помощи планиметра найти площадь диаграммы F мм2 И измерить длину диаграммы l мм; разделив F на l, получим среднюю высоту h мм; площадь прямоугольника высотой h равна площади диаграммы. Так как площади равны, то и величины работ равны. Разделив высоту h на масштаб пружины индикатора m мм2/бар, получим среднее давление на цикл.

Среднее давление в цилиндре за цикл называется средним индикаторным давлением Pi бар (10 5 H/m2):

При подсчете Pi четырехтактного двигателя следовало бы учитывать отрицательную площадь диаграммы, ограниченную кривыми процессов впуска и выпуска (рис. 16). Практически эта отрицательная работа, связанная с насосными потерями, не учитывается, так как величина ее очень мала. У четырехтактного двигателя рабочий цикл совершается за два оборота коленчатого вала и среднее индикаторное давление Рi за цикл будет в два раза меньше, чем у подобного ему двухтактного двигателя. Однако для возможности сравнения четырехтактных и двухтактных двигателей при определении Рi четырехтактного двигателя процессами впуска и выпуска пренебрегают. При расчете мощности это обстоятельство учитывается введением в знаменатель формулы коэффициента тактности z = 2. Для двухтактного двигателя z = 1.

Итак, мощность цилиндра двигателя (кВт)

При условии равенства среднего индикаторного давления всех цилиндров мощность двигателя равна (i – число цилиндров)

и обозначив неизменную для конкретно рассматриваемого двигателя величину:

представим мощность выражением

Среднее индикаторное давление и средняя скорость поршня это основные характеристики двигателя. Среднее индикаторное давление является показателем тепловой напряженности двигателя. Средняя скорость поршня характеризует его динамическую напряженность и является основным показателем моторесурса.

Среднее индикаторное давление составляет у дизелей (бар):

• без наддува — Рi = 5÷7
• мощных малооборотных с наддувом — Рi = 8÷12
• среднеоборотных с наддувом Рi = 15÷20
• форсированных с высоким наддувом Рi 22÷28

Средняя скорость поршня у мощных малооборотных дизелей достигает:Сm = 5÷6,8 м/с.

Средняя скорость поршня у среднеоборотных Сm = 8÷10 м/с.

Эффективная мощность двигателя, т.е. мощность, передаваемая потребителю, меньше индикаторной на величину механических потерь, при передаче мощности от цилиндра к фланцу коленчатого вала. Эти потери учитываются механическим коэффициентом полезного действия ɳ м:

Произведение Pi ɳ м = Ре носит название среднего эффективного давления. Учитывая это, эффективную мощность (кВт) двигателя можно выразить формулой:

Источник

Методы определения мощности дизеля

Известны несколько способов определения мощности дизеля. На практике наибольшее распространение получили два способа — это определение мощности с помощью пиметра и определение мощности по индикаторным диаграммам.

Определение мощности с помощью пиметра производится у дизелей, не имеющих индикаторных приводов. Пиметр показывает среднее по времени давление газов в цилиндре — Р_т. Между Р_т (по времени) и Р_i (по ходу поршня) существует зависимость, определенная для конкретного дизеля и построенная по результатам стендовых испытаний. Пиметр, который применяли при стендовых испытаниях конкретного дизеля, и полученная графическая зависимость Р_i от Р_т должны находиться на судне. После замера Р_т по графику определяют Р_i и далее мощность цилиндра и двигателя определяют по известным формулам.

Механики, проработавшие многие годы на дизелях, не имеющих индикаторных приводов, попав на судно с ГД, имеющим индикаторные приводы, испытывают определенные затруднения при индицировании ГД. Приведенная ниже информация может помочь механику быстрее вникнуть в суть индицирования и порядок его выполнения.

Индицирование ГД и определение его основных параметров проводится в соответствии с требованиями заводской инструкции или судовладельца, но не реже, чем через 400 часов работы.

Кроме этого, индицирование должно производиться в следующих случаях:

• при обнаружении ненормальной работы одного или нескольких цилиндров;
• после регулировки топливоподачи, замены форсунки или ТНВД, после ремонта или замены цилиндровой крышки или втулки;
• после перехода на новый сорт топлива.
• Индицирование должно производиться на установившемся номинальном режиме или близком к нему, но не менее 85% номинального.

Давление в конце сжатия Р_с следует измерять согласно заводской инструкции. При отсутствии указаний в инструкции измерение надо производить при выключенном ТНВД и мощности дизеля, не превышающей 75% номинальной, либо определение Р_с производится по развернутой индикаторной диаграмме.

Перед снятием индикаторных диаграмм необходимо проверить правильность установки индикаторных приводов, состояние и работу самого индикатора, смазать его.

Правильность установки индикаторных приводов проверяется с помощью диаграмм сжатия. Нормальная установка индикаторного привода — это когда линия расширения в точности совпадает с линией сжатия. Расположение линии расширения ниже или выше линии сжатия свидетельствует о том, что эксцентрик индикаторного привода необходимо разворачивать по или против направления вращения распределительного вала.

При снятии индикаторных диаграмм индикатор сильно нагревается, и ему надо периодически давать остыть.

На снятой индикаторной диаграмме должны быть указаны название судна, дизель (правый, левый или др.), номер цилиндра, дата и время снятия диаграммы, масштаб пружины индикатора, число оборотов коленвала дизеля в минуту, длина и площадь диаграммы, значение Р_i, P_z, Р_с, t° выпускных газов, скорость судна.

Определение мощности дизеля по индикаторной диаграмме проводится в следующей последовательности:

• с помощью планиметра определяется площадь индикаторной диаграммы F, мм 2 ;
• с помощью масштабной линейки, входящей в комплект индикатора, определяется длина диаграммы 1, мм;
• по формуле:

определяется величина Рi, где m — масштаб пружины индикатора, мм/кг/см 2 ;

зная Рi, определяют мощность цилиндра и дизеля в целом по формуле: N_i = C • P_i • n • i, где: — постоянная цилиндра;

Д — диаметр цилиндра, см;

S — ход поршня, мм;

m — коэффициент тактности дизеля;

m = 0,5 — для четырехтактного ДВС;

m = 1,0 — для двухтактных ДВС;

n — частота вращения коленвала дизеля, об/мин;

i — число цилиндров.

Источник

Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя

В идеальном поршневом двигателе подводимое тепло частично превращается в полезную работу, частично отдается холодному источнику.

В реальном двигателе тепло, выделяющееся при сгорании топлива, частично переходит в так называемую “эффективную” работу; остальная часть составляет тепловые потери двигателя. Под эффективной работой понимают полезную работу, совершаемую двигателем на фланце отбора мощности.

Тепловой баланс судового дизеля и его составляющие

Характер распределения тепла в двигателе по основным статьям может быть оценен на основе внешнего теплового баланса. Баланс составляется по данным экспериментальных исследований двигателя на различных установившихся режимах его работы (когда стабилизируется тепловое состояние). Тепловой баланс может быть абсолютным, выраженным в абсолютных единицах (ккал/час, кДж/час), или удельным, когда каждая составляющая баланса относится к единице мощности двигателя. В обоих случаях баланс можно выразить в % или долях от общего количества тепла, способного выделиться от сгорания всего топлива, подаваемого в цилиндры.

Уравнение баланса тепла имеет вид:

Q m = Q e + Q о х л + Q г а з + Q н б , Ф о р м . 1

• Q_т — располагаемое тепло топлива, сгоревшего в рабочих цилиндрах;
• Q_e — тепло, эквивалентное эффективной работе;
• Q_охл — тепло, отводимое в охлаждающую жидкость;
• Q_газ — тепло, уходящее с отработавшими газами;
• Q_нб — “невязка” баланса.

Q e = Q i + Q м , Ф о р м . 2

• Q_i и Q_м — доли тепла, идущие соответственно на совершение индикаторной работы в цилиндре дизеля и на преодоление механических потерь (сил трения в цилиндро-поршневой группе, в подшипниках, привод навешанных на двигатель механизмов и т. д.).

Тепло, израсходованное на механические потери Q_мех , переходит в основном в охлаждающую жидкость. Тепло от трения поршня и поршневых колец по втулке цилиндра отводится через тело втулки в охлаждающую воду. Тепло от трения в подшипниках поглощается циркуляционным маслом и затем отдается охлаждающей воде в масляном холодильнике. Отдельно тепло Q_м при внешнем балансе не определяется — оно учитывается членом Q_охл . Доля тепла механических потерь, не воспринимаемая охлаждающей жидкостью, включается в член Q_нб (насосные потери, привод навешанных механизмов).

Член Q_охл , кроме тепла трения, учитывает тепло, передаваемое от горячих газов к стенкам цилиндровой втулки, крышке, поршню, распылителю форсунки и отводимую в охлаждающую среду (воду, топливо, масло). Величина Q_нб учитывает частично механические потери, а также потери от неполноты сгорания топлива, потери в окружающую среду (воздух) и невязку баланса из-за недостаточной точности определения основных статей баланса.

Распределение располагаемого тепла Q_т по составляющим членам теплового баланса зависит от типа двигателя, его нагрузки, степени быстроходности, способа охлаждения, размерности и т. д. Процентное соотношение статей внешнего баланса современного малооборотного дизеля с газотурбинным наддувом при его работе на номинальной нагрузке имеет вид: Q_e = 38 ÷ 52 %, Q_охл = 19 ÷ 26 %, Q_газ = 26 ÷ 42 % . У двигателя без надула Q_e = 29 ÷ 42 %, Q_охл = 20 ÷ 35 %, Q_газ = 25 ÷ 40 % .

Форсирование двигателя по частоте вращения или по наддуву уменьшает относительные потери в охлаждающую среду, однако увеличивает потери с выпускными газами. У двигателей с газотурбинным наддувом такое перераспределение статей баланса выгодно, так как позволяет использовать энергию газов в турбине для повышения давления продувочного воздуха. У маломощных двигателей с небольшими диаметрами цилиндров потери в охлаждающую среду больше за счет относительно большей поверхности охлаждения. При снижении нагрузки дизеля доля тепла, отводимого в охлаждающую среду, возрастает, за счет чего снижается доля эффективно используемого тепла Q_e .

При прочих равных условиях, баланс тепла в 2-х и 4-тактных дизелях примерно одинаков. Однако, учитывая более высокий уровень форсировки по наддуву современных 4-тактных ДВС, можно отметить дальнейшее уменьшение в них доли Q_охл (до 10 ÷ 18 %).

В современных силовых установках теплоходов теплота, уходящая с газами и с водой, частично утилизируется, что повышает КПД всей установки. Возможности утилизации тепла охлаждающей воды ограничены ввиду невысокого температурного уровня — максимальная температура ее не превышает 65 ÷ 85 °C. Это тепло обычно используется для опреснения забортной воды в вакуумных опреснительных установках. Принципиально это тепло можно использовать в рефрижераторных установках на рефрижераторных судах или для подогрева питательной воды в контуре утилизационного турбогенератора.

Тепло уходящих газов используется для наддува двигателя в газовой турбине; после турбины тепло газов утилизируется в утилизационных котлах. Котлы могут давать горячую воду или пар низкого давления (2 ÷ 7 бар) для бытовых нужд, пар для работы вспомогательных механизмов (в том числе для утилизационного турбогенератора) или разогрева нефтепродуктов. По данным фирмы Зульцер, путем утилизации тепла выпускных газов полезное теплоиспользование можно повысить на

Индикаторная и эффективная мощность двигателя

Мощность, соответствующая индикаторной работе цикла, называется индикаторной мощностью. Мощность двигателя равна сумме мощностей всех цилиндров. Если принять, что во всех цилиндрах — одинаковое среднее индикаторное давление, то индикаторная мощность двигателя простого действия, равная индикаторной работе в 1 сек, может быть найдена по формуле:

N i = p m i F S n 60 m i , к В т ,

• p_mi — среднее индикаторное давление в цилиндре, kПА;
• F = πD 2 /4 — площадь поршня, м 2 ;
• S — ход поршня, м;
• n — частота вращения коленчатого вала, об/мин;
• i — число цилиндров;
• m — коэффициент тактности ( m = 1 для 2-тактных ДВС и m = 2 для 4-тактных двигателей).

Если давление дано в мегапаскалях ( p_mi МПа), то формулу можно записать в виде:

N i = p m i · V s · n 0 , 06 m i , к В т , Ф о р м . 3

В практике эксплуатации современного морского флота, в отчетной документации по сей день широко используется внесистемная единица измерения мощности – лошадиная сила (1 л. с. = 75 кгм).

Для перевода лошадиных сил в киловатты (в международную систему единиц) необходимо иметь в виду, что 1 л. с. = 0,736 кВт.

Если давление измеряется в кг/см 2 , то формула индикаторной мощности может быть записана в виде:

N i = p m i F S n · 10 4 60 · 75 m i , и л и N i = p m i · V s · n 0 . 45 m i , и л с Ф о р м . 4

Если среднее индикаторное давление измеряется в барах ( P_mi бар), то формула несколько изменяется:

N i = p m i · V s · n 0 . 441 m i , и л с . Ф о м . 5

В практике часто используется другая разновидность этой формулы:

N i = C · p m i · n · i , и л с , Ф о р м . 6

В практике эксплуатации мощность определяется порознь для каждого цилиндра путем нахождения p_mi по индикаторным диаграммам. Диаграммы снимаются с каждого цилиндра на установившемся режиме работы двигателя. Полная мощность двигателя рассчитывается суммированием моностей цилиндров:

Эффективная мощность двигателя N_e соответствует эффективной работе в единицу времени на фланце отбора мощности. Это есть полезная мощность, отдаваемая потребителю. Эффективная мощность меньше индикаторной на величину мощности механических потерь двигателя N_м :

По аналогии с зависимостью (Формула 5) можно записать:

N i = p e · V s · n 0 . 441 m i , э л с , Ф о р м . 8

Среднее эффективное давление меньше среднего индикаторного давления на величину p_м :

p e = p m i – p м . Ф о р м . 9

Величина p_м — некоторое условное давление, постоянное на протяжении всего рабочего хода поршня, идущие на покрытие механических потерь двигателя.

Как следует из формулы 3, основными факторами, определяющими мощность двигателя, являются:

• Площадь поршня F , равная F = πD 2 /4 ;
• Ход поршня S ;
• Частота вращения n ;
• Коэффициент тактности m ;
• Число цилиндров i ;
• Величина среднего индикаторного давления p_mi .

Наиболее существенное влияние на N_i оказывает диаметр D , входящий в формулу 3 в квадрате. В судовых малооборотных дизелях этот параметр достиг величины D = 0,960 + 1,080 мм. Увеличение диаметра цилиндра вызывает увеличение веса двигателя, его габаритов, из-за чего растут силы инерции, давление на подшипники коленчатого вала, ухудшаются условия охлаждения цилиндров (из-за увеличения толщины материала поршня, втулки, крышки) и смазки цилиндро-поршневой группы. Дальнейшее увеличение диаметра требует решения проблем прочности, теплоотвода и смазки.

Ход поршня и частота вращения связаны с выбранным для двигателя диаметром цилиндра. Так, у малооборотных двигателей долгие годы наблюдалось соотношение S = (1,7 ÷ 2,0)D , а n определялось при заданных размерах D и S допустимым уровнем центробежных сил и средними скоростями движения поршня, равными C_m = 6,5 ÷ 7,0 м/с. В 80-е годы наметилась тенденция создания дизелей с S/D > 2 и с пониженной частотой вращения при повышенной до 8,0-8,5 м/с средней скорости поршня. Примером могут служить длинноходовые модели фирмы Бурмейстер и Вайн: в одном из двигателей S70 МС при D = 700 мм, S = 2 800 мм, S/D = 4, n = 91 об/мин , средняя скорость движения поршня равна C_m = 8,5 м/с .

У среднеоборотных дизелей диаметры цилиндров достигли значений D = 400 ÷ 650 мм, отношение S/D = 1,0 + 1,2, n = 350 ÷ 750 об/мин при C_m = 7 + 10 м/сек .

Индикаторная мощность увеличивается пропорционально числу цилиндров. Максимальное число цилиндров у рядных двигателей достигает i = 10 ÷ 14 , у V-образных — 20 ÷ 24 . Увеличение числа цилиндров ограничивается длиной двигателя и технологическими трудностями изготовления достаточно жесткого коленчатого вала.

При прочих равных условиях, мощность 2-тактного дизеля ( m = 1 ) в 2 раза больше, чем 4-тактного ( m = 2 ). В действительности при m = 1 часть хода поршня теряется на продувку цилиндра, за счет чего снижается коэффициент η_н , отнесенный ко всему ходу. При этих условиях N_{i m = 1} = (1,75 ÷ 1,85) N_{i m = 2} .

Постоянное возрастание индикаторной мощности у современных двигателей обеспечивается увеличением среднего индикаторного давления p_mi путем форсирования дизелей наддувом и сжиганием большего количества топлива в том же объеме цилиндра. Максимальная цилиндровая мощность у современных малооборотных дизелей достигает N_eц = 5 490 ÷ 6 950 кВт (7 470 ÷ 9 450 элс), у среднеоборотных — 1 100 – 1 325 кВт (1 500 ÷ 1 800 элс) в цилиндре.

Определение среднего индикаторного давления

В условиях эксплуатации среднее индикаторное давление p_mi , определяется путем снятия и планиметрирования индикаторных диаграмм (рис. 1).

Рис. 1 Индикаторная диаграмма двигателя 6L80GF (Т/х «Капитан Димов», 31.07.89, n = 94,5 об/мин )

После определения площади диаграммы p_mi рассчитывается по формуле:

• F_i — площадь диаграммы, мм;
• l — длина диаграммы, мм;
• M_p — масштабный коэффициент индикатора, мм/кг/см 2 .

В электронных системах определения нагрузки цилиндра могут быть сняты развернутая и нормальная (рис. 2) индикаторные диаграммы. Среднее индикаторное давление в таких системах определяется методами приближенного интегрирования. Все необходимые расчеты выполняются по программе без участия механика.

Рис. 2 Нормальная индикаторная диаграмма, снятая электронной системой MALIN 3000

При теоретических расчетах среднее индикаторное давление может быть найдено с помощью теоретической индикаторной диаграммы (путем ее планиметрирования по аналогии с рассмотренным выше) или расчетным путем. Расчетная зависимость для определения p_i впервые выведена проф. Е. К.Мазингом на основе общих уравнений термодинамики.

Как известно, работа политропного сжатия рабочего тела от точки “а” до точки “с” цикла с показателем политропы n₁ определяется равенством:

L с ж = n I – 1 – 1 P c V c – P a V a , Ф о р м . 11

Работа расширения газов при постоянном давлении P_z от точки “z₁“ до точки “z” цикла равна:

L p ′ = P z V z – V c , Ф о р м . 12

Работа политропного расширения в теоретическом цикле от точки “z” до точки “b” с показателем политропы n₂ определится как:

L p ″ = n 2 – 1 – 1 P z V z – P b V b . Ф о р м . 13

Индикаторная работа теоретического цикла равна алгебраической сумме работ расширения и сжатия:

L i = L p ′ + L p ″ + L с ж . Ф о р м . 14

Подставляя значения слагаемых правой части, можно получить:

L i = P z V c V z V c – 1 + P z V z n 2 – 1 · 1 – P b V b P z V z – P c V c n 1 – 1 · 1 – P a V a P c V c .

P b V b / P z V z = T b / T z = V z / V b n 2 – 1 = 1 / ε m 2 – 1 ;

P a V a / P c V c = T a / T c = V c / V a n 1 – 1 = 1 / ε m I – 1 ;

L i = λ P c ρ V c · 1 n 2 – 1 · 1 – 1 δ n 2 – 1 – P c V c · 1 n 1 – 1 · 1 – 1 ε n 1 – 1 + λ P c V c · ρ – 1 .

L i = P c V c · λ ρ · 1 n 2 – 1 · 1 – 1 δ n 2 – 1 – 1 n 1 – 1 · 1 – 1 ε n i – 1 + λ ρ – 1 . Ф о р м . 15

Тогда теоретическое давление расчетного цикла определится как (с учетом соотношения

P i t = P c ε – 1 · λ ρ · 1 n 2 – 1 · 1 – 1 δ n 2 – 1 – 1 n 1 – 1 · 1 – 1 ε n 1 – 1 + λ ρ – 1 . Ф о р м . 16

В 2-тактном двигателе теоретическое индикаторное давление P_it , отнесенное к полному ходу поршня, будет меньше давления, найденного по формуле 16. Это объясняется тем, что индикаторная работа, определяемая равенством (Формула 15), относится к полезному ходу поршня. В 4-тактном двигателе полезный ход может быть принят равным полному. В 2-тактном двигателе необходимо учитывать долю потерянного хода поршня Ψ_s . Тогда теоретическое давление P_it определится из соотношения:

L i = P i t V п о л е з н . Ф о р м . 17

V п о л е з н = V S 1 – ψ s ,

P i t = P c ε – 1 · λ ρ · 1 n 2 – 1 · 1 – 1 δ n 2 – 1 – 1 n 1 – 1 · 1 – 1 ε n 1 – 1 + λ ρ – 1 · 1 – ψ s . Ф о р м . 18

Это — более общее уравнение для расчета теоретического индикаторного давления в 2-тактных двигателях, которое может быть использовано и для расчета высокофорсированных 4-тактных двигателей, у которых пренебрежение потерянным ходом поршня дает большие погрешности.

Расчетное значение среднего индикаторного давления принимается с учетом так называемого “коэффициента скругления” ξ теоретической индикаторной диаграммы:

p m i = p i t ξ . Ф о р м . 19

Теоретической диаграмме придается форма, возможно более близкая к реальной; скругление диаграммы производится от руки (рис. 3).

Рис. 3 Скругление теоретической индикаторной диаграммы

Для 4-тактных двигателей коэффициент скругления, учитывающий уменьшение площади диаграммы в результате скругления, лежит в пределах:

В 2-х тактных двигателях с неуправляемым выпуском, когда выпускные окна закрываются позже продувочных, Рабочие процессы дизелей процесс сжатия начинается после закрытия выпускных окон (рис. 4, а).

Рис. 4 Скругление хвостовой части теоретической индикаторной диаграммы 2-тактного дизеля при неуправляемом (а) и управляемом (б) выпусков

Поэтому теоретическая диаграмма замыкается в точке “b” . В процессе расширения после открытия выпускных окон давление в цилиндре не падает мгновенно — газы продолжают совершать полезную работу. Увеличение работы можно учесть, подрисовав от руки хвостовую часть диаграммы. Это приращение площади хвостовой части компенсирует потери по скруглению диаграммы в районе ВМТ. Поэтому коэффициент скругления для данного случая может быть принят равным 1: ξ = 1 .

У 2-тактных двигателей с управляемым выпуском (рис. 4, б) выпуск газов из цилиндра начинается в точке b ранее расчетной точки “b” (поскольку диаграмма замыкается по моменту начала сжатия — точке “a” ). В этом случае имеются дополнительные потери площади индикаторной диаграммы в ее хвостовой части. Коэффициент скругления находится в пределах:

Среднее индикаторное давление численно равно работе с единицы объема цилиндра, следовательно, не зависит от геометрических размеров цилиндра. Оно зависит от степени наддува и может быть использовано для оценки уровня форсировки двигателя. У 2-тактных дизелей, выпускаемых промышленностью, среднее индикаторное давление находится в пределах:

• p_mi = 0,55 ÷ 0,7 МПа — 2-тактные двигатели без наддува;
• p_mi = 0,7 ÷ 2,1 МПа — судовые двухтактные двигатели с наддувом;
• p_mi = 0,7 ÷ 0,9 МПа — 4-тактные двигатели без наддува;
• p_mi = 1,0 ÷ 2,7 МПа — судовые 4-тактные двигатели с наддувом.

В процессе испытаний опытных двигателей на стенде получены уровни форсировки, характеризуемые p_mi = 4,0 МПа.

Коэффициенты полезного действия и их взаимосвязь

При анализе идеальных циклов дана зависимость ( Принцип действия ДВС, основные понятия Вычисление полного объема цилиндра) для термического КПД цикла со смешанным подводом тепла:

η t = 1 — 1 ε k – 1 · λ ρ k – 1 λ – 1 + k λ ρ – 1 .

Эта зависимость учитывает единственную потерю-передачу тепла холодному источнику Q_x . В реальном двигателе это-тепло с уходящими газами Q_газ . Поэтому можно записать:

η t = ( Q г — Q x ) / Q г ≈ ( Q T — Q г а з ) / Q Т . Ф о р м . 20

Кроме того, в реальном двигателе имеются дополнительные потери тепла Q_mn из-за теплообмена с охлаждающей двигатель жидкостью и с окружающей средой. Все потери тепла в цилиндре реального двигателя учитываются индикаторным коэффициентом полезного действия η_i :

η i = ( Q Г — Q Х ) / Q Г — Q Т П / Q Г = Q i / Q Т . Ф о р м . 21

Индикаторный КПД есть отношение тепла Q_i , эквивалентного индикаторной работе газов в цилиндре, ко всему теплу от сгорания топлива Q_Т . Значение η_i , выраженное через индикаторную мощность N_i , имеет вид:

η i = 3 600 · N i G m · Q н , Ф о р м . 22

• 3 600 N_i — количество тепла, превращенного в полезную работу в цилиндре за 1 час, кДж/час;
• Q_н — теплотворная способность топлива, кДж/кг;
• G_m — часовой расход топлива, кг/час.

Связь между термическим и индикаторным КПД устанавливается с помощью относительного индикаторного коэффициента полезного действия η_io :

Коэффициент η_io учитывает дополнительные потери теплоты в охлаждающую соеду, степень приближения рабочего цикла двигателя к идеальному. Абсолютное значение η_io для дизелей лежит в пределах: η_io = 0,7 ÷ 0,85 .

Все потери в двигателе, включая механические Q_м , учитываются эффективным коэффициентом полезного действия:

η e = Q Г – Q Х / Q Г – Q Т . П . / Q Г – Q М / Q Г = Q e / Q m . Ф о р м . 23

По аналогии с формулой 22 можно записать:

η e = 3 600 · N e G m · Q н . Ф о р м . 24

Связь между индикаторным и эффективным КПД устанавливается с помощью механического коэффициента полезного действия η_м :

η е = η i η м = η t η i o η м . Ф о р м . 25

Механический КПД учитывает все механические потери, входящие в долю Q_м теплового баланса двигателя. Можно написать:

η м = η е / η i ; Ф о р м . 26

η м = N e / N i = ( N i — N м ) / N I = 1 — N м / N i ; Ф о р м . 27

η м = P е / P i = 1 – Р м / P m i . Ф о р м . 28

Наиболее важным показателем экономичности работы двигателя является эффективный КПД η_e , величина котрого определяется значениями η_I, η_м и зависит от конструктивных и эксплуатационных параметров дизеля. На величину η_e оказывают влияние:

• степень сжатия ε ;
• нагрузка и частота вращения двигателя;
• способ и качество смесеобразования;
• скорость сгорания топлива;
• угол опережения подачи топлива φ_нп ;
• величина относительной доли тепла Q_oxл ;
• момент начала фазы выпуска;
• соотношение между N_м и N_i и т. д.

Возрастание степени сжатия ε приводит к росту термического КПД и через η_t — к возрастанию η_e . О величинах ε и соображениях но выбору этого параметра говорилось при рассмотрении процесса сжатия.

Влияние нагрузки и частоты вращения двигателя на экономичность цикла проявляется, прежде всего, через коэффициент избытка воздуха на сгорание α . С увеличением α от 1,3 ÷ 1,8 до 2,5 ÷ 3,0 индикаторный КПД интенсивно растет. Дальнейшее увеличение α до 3 ÷ 3,5 незначительно влияет на изменение величины η_i . Рост η_i при увеличении α объясняется более благоприятными условиями сгорания топлива, смещением процесса сгорания ближе к ВМТ и снижением доли тепла с уходящими газами. Однако при больших α (свыше 3 ÷ 3,5) доля тепла с уходящими газами возрастает, что ведет к уменьшению η_i .

Способ и качество смесеобразования влияет на “местные” значения α в данной точке цилиндра. При плохом распыливании и некачественном смесеобразовании процесс сгорания ухудшается, растягивается на линию расширения, доля Q_газ увеличивается, что приводит к снижению η_i и η_e . К таким же последствиям приводит уменьшение скорости сгорания топлива (при ухудшении его качества) и уменьшение угла опережения подачи топлива.

При повышении температуры охлаждающей воды и масла тепловые потери (доля Q_охл ) снижаются, что увеличивает η_i . Это одна из причин, почему не следует держать температуру охлаждения ниже уровня, рекомендованного фирмой-строителем.

Момент начала выпуска газов из цилиндра влияет на долю Q_газ тепла с уходящими газами и соответственно на индикторный КПД. У двигателей с газотурбинным наддувом угол опережения газовыпуска увеличивается для повышения мощности газовой турбины (чем больше уровень форсировки, тем больше при прочих равных условиях угол опережения газовыпуска). Это неминуемо снижает индикаторный КПД цилиндра. Однако эффективный КПД удается сохранить при форсировке двигателя на том же уровне или даже повысить главным образом за счет увеличения механического КПД.

Соотношение между N_мех и N_i , определяющее механический КПД, зависит от уровня форсировки двигателя и его типа. Как видно из формулы 27, η_м увеличивается с увеличением N_i или уменьшением N_м . Мощность механических потерь конкретного дизеля незначительно зависит от нагрузки двигателя (среднего индикаторного давления p_mi ), а зависит главным образом от частоты вращения коленчатого вала. Поэтому в двигателях с наддувом η_м увеличивается, так как индикаторная мощность растет, а мощность механических потерь при неизменной частоте вращения остается той же. В ряде случаев N_м при наддуве снижается (в частности, при замене приводного нагнетателя воздуха газотурбинным).

При постоянной частоте вращения двигателя с уменьшением его нагрузки p_mi и N_i уменьшаются, N_м практически не изменяется. Механический КПД уменьшается. Наконец, когда N_i упадет до величины N_м , механический КПД станет равным 0. Этот режим носит название “холостого хода” ( N_e = 0 ).

При неизменном положении топливной рейки двигателя, когда обеспечена примерно постоянная цикловая подача топлива, p_mi ≈ const . При увеличении частоты вращения мощность механических потерь N_м растет примерно пропорционально частоте вращения n при p_м = const . Следовательно, если частота вращения изменяется при застопоренной топливной рейке, то механический КПД не изменится: η_м ≈ const .

Если при равных геометрических размерах и одинаковых частотах вращения в 2-х и 4-тактном двигателях обеспечить p_mi = idem , то мощность механических потерь у двигателей также будет одинаковой. Однако механический КПД у 2-тактного двигателя должен быть больше за счет большей индикаторной мощности.

Теоретически механический КПД может оказаться больше 1 у 4-тактного дизеля. Объясняется это тем, что p_м (формула 28) учитывает все механические потери, в том числе потери насосных ходов поршня p_н : p_м = p_тр+ p_н . Если во время насосных ходов совершается полезная работа за счет предварительно сжатого воздуха, то давление p_н может превысить давление на преодоление сил трения p_тр : p_н > p_тр . Тогда:

η м = 1 — p м / p m i = 1 — ( p т р — p н ) / p m i = 1 + ( p н — p т р ) / p m i > 1 .

Непременным (но недостаточным) условием этого неравенства является: давление при впуске воздуха в цилиндр должно быть больше, чем давление выталкивания газов. В рассматриваемом случае при η_м > 1, η_е > η_i , что противоречит физической сути понятий КПД. К этому привела нестрого обоснованная традиция учитывать работу насосных ходов поршня механическим КПД.

У выполненных конструкций двигателей численные значения КПД находятся в пределах (таблица)

Численное значение КПД
Наименование КПД	4-тактные среднеоборотные дизели		2-тактные малооборотные дизели
	без наддува	с наддувом	без наддува	с наддувом
Механический ηm	0,75 ÷ 0,85	0,85 ÷ 0,95	0,70 ÷ 0,85	0,86 ÷ 0,96
Индикаторный ηi	0,47 ÷ 0,50	0,44 ÷ 0,51	0,47 ÷ 0,50	0,44 ÷ 0,55
Эффективный ηe	0,37 ÷ 0,40	0,39 ÷ 0,47	0,33 ÷ 0,40	0,39 ÷ 0,52

Удельные расходы топлива

Удельным расходом топлива называется отношение часового расхода топлива G_m к мощности двигателя. Различают удельный эффективный расход топлива g_e и удельный индикаторный расход топлива g_i :

g e = G т / N e ; g i = G т / N i . Ф о р м . 29

Удельные расходы топлива, определенные в процессе эксплуатации, позволяют судить о техническом состоянии дизеля путем сравнения с паспортными параметрами по расходу топлива.

Зная удельные расходы топлива, несложно определить индикаторный и эффективный КПД; для этого перепишем формулу 22 в виде: η_i = 3 600 N_i/(G_m Q_Н), 3 600/(G_m(N_i) -1 Q_Н) . С учетом зависимостей (Формула 29) формула примет вид:

η i = 3 600 / ( g i Q Н ) , и л и g i = 3 600 / Q Н η i . Ф о р м . 30

g e = 3 600 / ( Q н η e ) Ф о р м . 31

Как видно из последних формул, удельные расходы топлива обратно пропорциональны КПД и определяются теми же факторами, рассмотренными в статье Процессы газообмена в СДВС “Процессы газообмена”.

Для теоретических расчетов экономичности рабочих процессов дизелей используется формула удельного индикаторного расхода топлива, выраженная через коэффициент наполнения η_н . Выведем эту зависимость.

Можно написать, что объемный часовой расход воздуха на двигатель при параметрах P_s, T_s равен:

V ч = V s η Н ( n 60 i ) / m , м 3 / ч а с . Ф о р м . 32

Необходимый объем воздуха для сгорания 1 кг топлива V₁ при теоретически необходимом на сгорание объеме

с параметрами P_s, T_s , и коэффициенте избытка воздуха на сгорание α определится зависимостью:

V 1 = α L 0 ′ , м 3 / к г , Ф о р м . 33

— теоретически необходимый объем воздуха для сгорания 1 кг топлива.

Часовой расход топлива равен отношению всего расхода воздуха на двигатель к потребному расходу на сжигание на 1 кг топлива:

G т = V ч / V 1 = ( V s η Н n 60 i ) / ( m α L 0 ‘ ‘ ) . Ф о р м . 34

Поскольку индикаторная мощность двигателя равна:

N i = p m i ( V s n i ) / ( 0 , 45 m )

то удельный индикаторный расход топлива g_i определится равенством:

g i = G т / N i = ( V s η Н 60 n i / ( m α L 0 ″ ) ) ( 0 , 45 m / ( p m i V s n i ) ) = 27 η Н / ( p m i α L 0 ″ ) .

L 0 ″ = L 0 ′ ν s = μ B L o ν s ;

ν s = R T s / ( P s 10 4 ) = 29 , 3 T s / ( P s 10 4 ) ;

• L_o – теоретически необходимое количество воздуха, моль/кг;
• ν_s — удельный объем воздуха при параметрах P_s, T_s , кг/м 3 ,

L 0 ″ = 28 , 97 L o 29 , 3 T s / ( P s 10 4 ) = L o T s / ( 11 , 8 P s ) . Ф о р м . 35

в формулу для определения g_i , окончательно получим:

g i = 318 , 4 · η н · P s α · L 0 · p m i · T s , к г / и л с – ч а с . Ф о р м . 36

В последней зависимости приняты размерности величин:

P s к г / с м 2 , T s K , p m i к г / с м 2 , L o – к м о л ь / к г .

Вид зависимости не изменится, если давление продувочного воздуха и среднее индикаторное давление будут иметь размерность бар или МПа.

Если расход топлива отнести к кВт-час, то при той же размерности исходных величин формула принимает вид:

g i = 433 · η н · P s α · L 0 · p m i · T s к г / к В т – ч а с . Ф о р м . 32

У современных судовых дизелей удельные расходы топлива находятся в пределах:

g i = 156 ÷ 197 г / к В т – ч а с ( 115 ÷ 145 г / и л с – ч а с ) ;

g e = 166 ÷ 218 г / к В т – ч а с ( 122 ÷ 160 г / э л с – ч а с ) .

У высокофорсированных 4-тактных двигателей удельные эффективные расходы топлива достигли 190 г/кВт-час (140 г/элс-час) и даже ниже. Согласно сообщениям ведущих дизелестроительных фирм, минимальные удельные расходы топлива достигнуты у сверхдлинноходовых малооборотных дизелей. Они составляют 166-177 г/кВт-час (122-130 г/элс-час).

Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter

Источник