Дьяченко В.Г. Теория двигателей внутреннего сгорания

Подождите немного. Документ загружается.

428

вспомогательных агрегатов, включая и механизм газораспреде-

ления – 25–35 %, на преодоление аэродинамического сопро-

тивления воздуха движению деталей – 1–2 %.

Механические потери в механизмах двигателя, как и мощ-

ность механических потерь (N

мд

= к L

мд

), по абсолютной величи-

не зависят от диаметра цилиндра D, хода поршня S, частоты вра-

щения коленчатого вала n, способа организации рабочих процес-

сов и ряда других факторов, то есть они не могут характеризовать

степень совершенства конструкции различных двигателей по

уровню механических потерь. Более универсальными показате-

лями, характеризующими степень совершенства конструкции

двигателя по уровню механических потерь, являются удельная

работа механических потерь l

мд

[Дж/см

] или среднее давление

механических потерь р

мд

[МПа]:

VLрl

мдмдмд



. (12.20)

Эти показатели не зависят от диаметра цилиндра и хода поршня.

Вследствие большого количества факторов, влияющих на

механические потери, значения l

мд

(р

мд

) для проектируемого дви-

гателя принимаются по экспериментальным данным для двигате-

ля-прототипа. Примерные пределы изменения l

мд

(р

мд

) для раз-

личных типов двигателей на режимах номинальной мощности

представлены в табл. 12.2. В двухтактных двигателях, рабочий

цикл в которых осуществляется в течение двух тактов (одного

оборота коленчатого вала), удельная работа механических потерь

и среднее давление механических потерь меньше, чем в четырех-

тактных примерно в 1,5–2 раза, но мощность механических по-

терь изменяется незначительно (если сравнивать двухтактный и

четырехтактный двигатели с одинаковым литражом).

В конкретном двигателе определяющим фактором измене-

ния р

мд

) является частота вращения коленчатого вала

(рис. 12.4). Изменение нагрузки в двигателях без наддува от ре-

жима холостого хода до максимальной при неизменных частоте

вращения коленчатого вала и тепловом режиме двигателя оказы-

вает незначительное влияние на удельные механические потери

(до 10 %), в двигателях с высоким наддувом – до 15 %.

429

Таблица 12.2 – Удельная работа механических потерь на

режимах номинальной мощности

в двигателях различных типов

Тип двигателя

мд

[Дж/см

] (

мдмд

рl 

)

= 7–11 м/с

= 11–15 м/с

Двигатели с искровым зажиганием:



четырехтактные

0,14–0,21 0,21–0,26



двухтактные

0,08–0,12 0,12–0,18

Дизели:



четырехтактные

0,18–0,25 0,25–0,35



двухтактные

0,10–0,14 0,14–0,20

При конвертации кар-

бюраторного двигателя на

вихрекамерный дизель

удельные механические по-

тери вследствие гидравли-

ческих потерь на перетека-

ние рабочего тела из над-

поршневой полости в до-

полнительную камеру сго-

рания и наоборот, потерь

индикаторной работы на

привод топливного насоса,

увеличения потерь на тре-

ние в поршневой группе

возрастают на 0,04–0,06

Дж/цикл (рис. 12.4). С

уменьшением хода поршня

(отношения S/D) при прочих

равных условиях удельные

потери индикаторной рабо-

ты на трение в поршневой группе практически не изменяются,

так как эти потери, как и рабочий объем цилиндра V

, пропор-

циональны ходу поршня S. Остальные составляющие механиче-

ских потерь (потери на привод вспомогательных механизмов, на

Рисунок 12.4 – Влияние частоты вращения

коленчатого вала на удельную работу

(среднее давление) механических потерь:

1 – двигатель с искровым зажиганием

ВАЗ-2103 (z = 4; S/D = 80/76,  = 8,5);

2 – вихрекамерный дизель ВАЗ-341 (z = 4;

S/D = 80/76,  = 23); 3 – дизель СМД-14

(z = 4; S/D = 140/120,  = 16,5); 4 – дизель

Д-70 (z = 16; S/D = 270/240,  = 13)

м д

МПА

0,04

0,08

0,12

0,16

0,20

м д

Дж/см

)

n10

–

,об/мин

430

трение в подшипниках, на аэродинамическое сопротивление

движению деталей) сохраняются по абсолютной величине прак-

тически постоянными, но удельные значения этих составляющих

возрастают примерно обратно пропорционально уменьшению

хода поршня. Например, при неизменной частоте вращения ко-

ленчатого вала уменьшение хода поршня в одноцилиндровом че-

тырехтактном дизеле с неразделенной камерой сгорания (S/D =

= 140/125,  = 16) со 140 до 90 мм [1] и в четырехцилиндровом

четырехтактном карбюраторном двигателе (S/D = 80/76,  = 8,5) с

80 до 49,5 мм [2] практически не повлияло на значение удельной

работы механических потерь в поршневой группе. Остальные со-

ставляющие удельных механических потерь при этом несколько

возросли вследствие уменьшения рабочего объема цилиндра [1].

По экспериментальным данным для различных типов четы-

рехтактных двигателей [1, 2, 3] зависимость среднего давления

механических потерь в МПа (удельной работы механических по-

терь за цикл в Дж/цикл) для режимов номинальной мощности

может быть представлена уравнением:

мд

baр  , (12.21)

где a, b – постоянные коэффициенты для определенного типа

двигателя:

 для двигателей с искровым зажиганием с частотой вра-

щения коленчатого вала 4000–6000 об/мин a  0,08; b 0,15;

 5000 об/мин;

 для дизелей легковых автомобилей с частотой вращения

коленчатого вала 4000–5000 об/мин a  0,10; b 0,15; n

 4000

об/мин;

 для автотракторных дизелей с неразделенной камерой

сгорания и частотой вращения коленчатого вала 1500–3000

об/мин a  0,06; b 0,15; n

 2000 об/мин; (для автотракторных

дизелей с разделенной камерой сгорания a = 0,08);

 для дизелей с частотой вращения коленчатого вала 500–

1500 об/мин a  0,08; b 0,15; n

 1000 об/мин.

Эти зависимости могут быть использованы при выполнении

курсовых и дипломных проектов для предварительной оценки

431

уровня значений среднего давления механических потерь. Затем

полученные значения р

мд

) уточняются по данным экспери-

ментальных исследований двигателей-прототипов, которые были

поставлены на производство в течение последнего десятилетия,

так как развитие двигателестроения характеризуется непрерыв-

ным совершенствованием конструкции деталей и двигателей в

целом, технологии их производства, использованием новых ма-

териалов, покрытий, масел и т.д.

§3. Эффективные показатели

К эффективным показателям двигателя относятся:

 эффективная работа на выходном валу двигателя за цикл,

Дж/цикл:

= L

– (L

мд

+ L

н.п

+ L

); (12.22)

 удельная эффективная работа на выходном валу двигателя

(эффективная работа на выходном валу двигателя в Дж, отнесен-

ная к единице рабочего объема, обычно к 1 см

рабочего объема)

или среднее эффективное давление в МПа:

hеее

VLрl  ; (12.23)

 эффективная мощность, развиваемая двигателем на вы-

ходном валу в кВт:





ее

LкN , (12.24)

где z





– количество рабочих циклов в цилиндрах двига-

теля за 1 с;  – коэффициент тактности (для двухтактных двига-

телей  = 1, для четырехтактных – 2);

 эффективный КПД (доля теплоты топлива, преобразован-

ная в полезную работу)

ннчнц

3600

QgQB

ее



; (12.25)

где В

, В

– подача топлива за цикл и часовой расход топлива;

eчe

NBg



– удельный эффективный расход топлива, кг/(кВтч).

432

Важным показателем, характеризующим эффективность

преобразования индикаторной работы газов в цилиндрах двига-

теля в работу на валу двигателя, является механический КПД

двигателя

ihi

ррр

Vpк

нн.пмд



 , (12.26)

где

Vк

lр

нн

 – среднее давление механических потерь

(удельная работа механических потерь) на привод нагнетателя,

Па.

Механический КПД зависит от уровня механических по-

терь, насосных потерь, потерь на привод нагнетателя (в двигате-

лях с механическим наддувом) и нагрузки. На режиме холостого

хода (N

= 0, 

= 0) индикаторная работа газов полностью расхо-

дуется на собственные нужды:

= L

мд

+ L

н.п

+ L

(12/27)

или

= N

мд

+ N

н.п

+ N

, (12/28)

где

 – потеря индикаторной работы газов на привод на-

гнетателя, приходящаяся на 1 цикл, Дж/цикл; N

мд

, N

н.п

, N

– мощ-

ность, расходуемая на механические потери, насосные потери и

на привод нагнетателя.

Эффективный КПД характеризует степень совершенства ра-

бочих процессов двигателя (через индикаторный КПД) и степень

совершенства конструкции двигателя по уровню механических

потерь (через механический КПД):

нч

36003600







iе

; (12.29)

Поскольку в условиях эксплуатации двигатель обычно работает в

широком диапазоне изменения частоты вращения коленчатого

вала и нагрузки, в зоне определяющих (по расходу топлива) ре-

жимов работы двигателя эффективный КПД должен быть близ-

ким к максимальному значению.

433

В зависимости от типа двигателя эффективные показатели

двигателя изменяются в широких пределах (табл. 12.3).

Таблица 12.3 – Эффективные показатели различных

двигателей на режимах номинальной мощности

Тип двигателя

Показатели

Дж/см

МПа



кг/(кВтч)

Четырехтактные

с искровым зажиганием

0,7–0,9 0,7–0,9 0,25–0,30

0,272–0,325

Четырехтактные дизе

ли:



без наддува

0,6–0,7 0,6–0,7 0,30–0,40

0,215–0,285



с наддувом

1,0–2,3 1,0–2,3 0,35–0,45

0,190–0,245

Двухтактные дизели:



с наддувом

0,6–1,2 0,6–1,2 0,40–0,50

0,170–0,190

В современных тихоходных двухтактных дизелях с газотур-

бинным наддувом достигнуты значения индикаторного КПД

0,50–0,55, эффективного КПД – 0,45–0,50. Повышение эффек-

тивного КПД в автотракторных двигателях до значений 0,40–0,45

возможно только при использовании нетрадиционных решений

по организации рабочих процессов и конструкции. Например,

при использовании цикла с продолженным расширением, в кото-

ром степень расширения продуктов сгорания в 1,5–2,5 раза

больше действительной степени сжатия, эффективный КПД

двигателя с искровым зажиганием может быть повышен до

0,40–0,45.

§4. Составляющие теплового баланса

Тепловой баланс двигателя характеризует распределение

теплоты, выделяющейся при сгорании топлива, поступившего в

двигатель, на отдельные составляющие.

В качестве граничной поверхности при составлении тепло-

вого баланса принимают поверхности стенок надпоршневой по-

лости (внутренний тепловой баланс) или поверхность, ограничи-

434

вающую объем, в котором находится двигатель со всеми вспомо-

гательными агрегатами (внешний тепловой баланс). Абсолютные

значения тепловых потоков через граничные поверхности, соот-

ветствующие определенному режиму работы двигателя в течение

1 часа или 1 с, определяют в кДж.

Внутренний тепловой баланс обычно используют при рас-

четных исследованиях рабочих процессов двигателя для опреде-

ления температуры отработавших газов. Уравнение теплового

баланса по внутреннему контуру надпоршневой полости пред-

ставляет собой равенство подведенных и отведенных потоков те-

плоты через граничную поверхность стенок надпоршневой по-

лости за 1 час работы двигателя:

о.гтф.тт.х

QQQQQQ









(12.30)

или





QQQQQQ









т.фо.гтх.т

, (12.31)

где Q

т.х

= В

– теплота сгорания топлива, подведенного в

цилиндр двигателя за 1 час, кДж/час; Q

т.ф

= В

– физиче-

ская теплота топлива, кДж/час; с

, t

– теплоемкость топлива и

температура топлива на входе в надпоршневую полость (с



 2 кДж/(кгград); t

= 40–60 С); Q

= G

pms

– теплота воздуха,

поступившего в цилиндр за 1 час, кДж/час; G

– часовой расход

воздуха через цилиндр, кг/час; с

pms

– средняя удельная массовая

теплоемкость воздуха при постоянном давлении, кДж/(кгК); t

–

температура воздуха на входе в надпоршневую полость, С; Q

= 3600N

– индикаторная работа газов в одном цилиндре двигате-

ля за 1 час, кДж/час; Q

= W

– потери теплоты от рабочего

тела в стенки надпоршневой полости за 1 час, кДж/час; W

– от-

носительные потери теплоты от рабочего тела в стенки надпорш-

невой полости (0,09–0,25);





о.го.гчвог

tсВGQ

рm







– теплота от-

работавших газов, ушедших из надпоршневой полости за 1 час,

кДж/час; с

рmо.г

– средняя удельная массовая теплоемкость отра-

ботавших газов при постоянном давлении, кДж/(кгК); t

о.г

– тем-

пература отработавших газов на выходе из надпоршневой полос-

ти, С.

Значение относительных потерь теплоты от рабочего тела в

стенки надпоршневой полости W

обычно принимается по опыт-

435

ным данным для подобных двигателей и подобных режимов ра-

боты или определяется расчетом при численном моделировании

рабочих процессов в надпоршневой полости. Определив из урав-

нения (12.30) потери теплоты с

отработавшими газами

о.г



, на-

ходим температуру отработав-

ших газов на выходе из над-

поршневой полости.

Уравнение теплового ба-

ланса по внешнему контуру

также представляет собой ра-

венство подведенных и отве-

денных потоков теплоты через

граничную поверхность (по-

верхность объема, в котором

находится двигатель со всеми

вспомогательными агрегатами –

рис. 12.5) за 1 час работы двига-

теля:

остохлмво.гф.тх.т

QQQQQQQQQ











(12.32)

или





остохлмвф.то.гх.т

о.г

QQQQQQQQQ











  

(12.33)

где Q

= 3600N

– эффективная работа на выходном валу дви-

гателя за 1 час, кДж/час;





вв

вод

водв

ttсGQ









– отвод теплоты

в систему охлаждения двигателя в час, кДж/час; G

вод

– расход

воды через двигатель в час, кг/час; с

вод

– теплоемкость воды,

кДж/(кгК);



– температура воды в системе охлаждения дви-

гателя на входе и выходе, С;





мм

ttсGQ









– отвод тепло-

ты в систему смазки двигателя за 1 час, кДж/час; G

– расход

масла через двигатель в час, кг/час; с

– теплоемкость масла,

кДж/(кгК);



– температура масла в системе смазки двига-

теля на входе и выходе из двигателя, С; Q

охл

– отвод теплоты от

охладителя наддувочного воздуха в час, кДж/час; Q

ост

– остаточ-

ный член теплового баланса, кДж/час.

Рисунок 12.5 – Схема распределения

тепловых потоков в комби-

нированном двигателе:

1 – двигатель; 2 – редуктор; 3 – ту

р-

бина; 4 – нагнетатель; 5 – воздухоо

х-

ладитель

охл

Q

о.г

Q

о.г

Q

т.х

т.ф

436

Остаточный член теплового баланса включает в себя потери

теплоты в окружающую среду от наружных поверхностей стенок

двигателя и его агрегатов, неполноту сгорания топлива вследст-

вие недостатка кислорода (  1) или несовершенства процессов

смесеобразования и сгорания (в дизелях с   1,5). В двигателях с

искровым зажиганием остаточный член теплового баланса вклю-

чает в себя и отвод теплоты в систему смазки двигателя Q

по-

скольку в этих двигателях не предусматривается специальная

система охлаждения масла. Масло охлаждается в поддоне карте-

ра набегающим потоком воздуха (автомобильные двигатели) или

потоком воздуха, создаваемого вентилятором. Если левую и пра-

вую части уравнения (12.33) разделить на теплоту сгорания топ-

лива, поступившего в двигатель за 1 час работы (В

Q

), то правая

часть уравнения будет представлять распределение потоков теп-

лоты через граничную поверхность в относительных величинах:

1 = q

+ q

о.г

+ q

охл

+ q

ост

, (12.34)

где q

= 

– доля теплоты топлива, преобразованная в эффек-

тивную работу на выходном валу двигателя; q

о.г

, q

охл

ост

– относительные потери теплоты с отработавшими газами, в

системы охлаждения и смазки двигателя, в воздухоохладителе, в

окружающую среду и вследствие неполноты сгорания.

Составляется тепловой баланс по внешнему контуру по

данным экспериментальных исследований на режимах макси-

мальных нагрузок и используется для расчета параметров агрега-

тов системы охлаждения и смазки двигателя. Тепловой баланс

двигателя по внешнему контуру позволяет также оценить эффек-

тивность преобразования теплоты топлива в механическую рабо-

ту на выходном валу двигателя, оценить возможные резервы по-

вышения эффективного КПД двигателя.

Распределение тепловых потоков через граничную поверх-

ность (внешний тепловой баланс) зависит от типа двигателя, осо-

бенностей его конструкции, режима работы и ряда других факто-

ров (рис. 12.6, 12.7). Например, в двигателях с количественным

регулированием мощности с уменьшением нагрузки (уменьшени-

ем коэффициента наполнения 

, цикловой подачи В

) относи-

тельные потери теплоты в систему охлаждения q

возрастают бо-

лее интенсивно, чем в дизеле. Это обусловлено, прежде всего,

437

более высокими абсолютными значениями температуры рабочего

тела в надпоршневой полости в течение цикла, более высокой

температурой отработавших газов t

о.г

, которые в двигателе с

искровым зажиганием слабо зависят от нагрузки (рис. 12.6). В

дизелях же температура рабочего тела в надпоршневой полости,

температура отработавших газов с уменьшением нагрузки от ре-

жима макси-

мальной мощ-

ности до режи-

ма холостого

хода снижается

в несколько раз.

Следует также

обратить вни-

мание и на тот

факт, что час-

тота вращения

коленчатого ва-

ла существенно

не повлияла на

относительные

потери теплоты

в систему ох-

лаждения дви-

гателей, суще-

ственно отли-

чающихся и по

организации рабочих процессов и по конструкции (в двигателе с

искровым зажиганием n = 5600 об/мин, в дизеле – 1700 об/мин).

В двигателях с искровым зажиганием значительное влияние на

распределение потоков теплоты в тепловом балансе по внешнему

контуру оказывают также потери теплоты вследствие неполноты

сгорания топлива (при   1), входящие в остаточный член теп-

лового баланса.

Эффективность преобразования теплоты топлива в механи-

ческую работу может быть заметно повышена (на 5–6 % от

теплоты сгорания топлива) в комбинированном двигателе с сило-

Рисунок 12.6 – Влияние нагрузки на показатели рабочих

процессов и составляющие теплового баланса

двигателя с искровым зажиганием ВАЗ-2103

при n = 5600 об/мин (z = 4; S/D = 80/76,  = 8,5)

q,%

,МПа

0,2

0,4

0,6

о.г

ост



,МПа

0,8

1,0



0,4

0,8

0,3

0,5



0,34

0,30

0,38

700

900

о.г

,С

0,5

0,7







о.г



, МПа

0,2

0,4

0,6

, Дж/см

,мг/цикл