В.В. ПЕРМЯКОВ Индикаторные показатели двигателя

В.В. ПЕРМЯКОВ
ТРАНСПОРТНАЯ ЭНЕРГЕТИКА
ТЕМА 14. ИНДИКАТОРНЫЕ
ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ.
Индикаторные показатели двигателя
На рис. 14.1 приведена действительная индикаторная диаграмма
четырехтактного карбюраторного двигателя без наддува.
Рис. 14.1. Индикаторная диаграмма
четырехтактного
карбюраторного двигателя
Площадь, ограниченная кривой a a f k z1 l b,1
эквивалентна индикаторной работе цикла  Li .
Следовательно, индикаторная работа полного цикла
двигателя без наддува с учетом затраты работы на процесс
газообмена Li газ .
Li д  Li  Li газ
(14.1)
Часть индикаторной работы затрачивается на
преодоление трения в сопряженных движущихся деталях и
привод вспомогательных механизмов. Эти затраты,
называемые механическими потерями
Lм , должны быть вычтены из индикаторной работы.
Разность между индикаторной работой и механическими
потерями представляет собой эффективную работу на
валу двигателя , которая может быть использована
потребителем:
Lе  Li  Lм
(14.2)
Величину Li газв четырехтактном двигателе обычно
включают в механические потери Lм .
Индикаторные показатели показывают совершенство
осуществляемого цикла по теплоиспользованию и связаны
с качеством организации процессов.
Они характеризуют работу, которая совершается газами в
цилиндре двигателя, и зависят от полноты и
своевременности сгорания, от тепловых потерь в систему
охлаждения и с отработавшими газами и имеют показатели
Li , Li н.с, . p, i . pi н, .с . N
, i . , M i ., i .. g i .
При проведении теплового расчета двигателя и
определения его показателей строят расчетную
индикаторную диаграмму за два хода поршня (сжатие и
расширение). Скругление диаграммы в местах,
определяющих переход от одного процесса к другому,
производят по данным исследований аналогичных
двигателей. В расчетной схеме это учитывают специальным
коэффициентом.
Для нескругленной расчетной диаграмме
индикаторная работа цикла
Li н.с . = L + L zb - Lав
(14.3)
z 'z
Обычно определяют работу цикла, приходящуюся на
единицу рабочего объема цилиндра V h (в м3 )
p i нс 
Li нс
(14.4)
Величина pi н.с. называется средним индикаторным
давлением цикла, представляющим собой такое условное
постоянно действующее избыточное давление, при котором
работа газов, совершенная за один ход поршня, равна
индикаторной работе за цикл и для дизельного двигателя
определяется
(14.5)
p i нс
Vh
 
 n1 
1 
1 
1 
 pa
1  n 1  
1  n 1 
 (  1) 
 1 
n 2  1   2  n1  1   1 
Для цикла двигателя с искровым зажиганием, среднее
индикаторное давление для нескругленной диаграммы a c z b
определяется при   1 . В этом случае   и
n1   
1 
1 
1 . (14.6)
pi нс  pa
1  n 1  
1  n 1 

  1  n2  1   2  n1  1   1 
Индикаторная работа (за два такта) действительного
скругленного цикла меньше расчетной на величину,
эквивалентную заштрихованным площадкам. Их величина
зависит от характера протекания процесса сгорания, а
также от момента начала открытия выпускного клапана.
Отклонение действительных значений pi от расчетных
оценивается коэффициентом скругления (полноты)
диаграммы  i .
pi  i  pi нс .
По опытным данным  i=0,920,97. У двигателей с
искровым зажиганием значения  i ближе к верхнему
пределу. У дизелей с разделенными камерами
сгорания (вихрекамерные, предкамерныеи другие)
вследствие наличия дополнительных гидравлических
и тепловых потерь коэффициент  i ближе к нижнему
пределу.
Для действительного цикла двигателей с искровым
зажиганием при расчетах обычно принимаю
p z   0,85 p z.
В двухтактных двигателях pi , подсчитанное по
нескругленной диаграмме для полезной части хода
поршня, пересчитывают на весь ход поршня. С
учетом уменьшения pi по скругленной диаграмме его
значение, отнесенное к всему ходу поршня
pi  i pi нс (1  )
(14.7)
где  - потерянная на продувку часть хода поршня.
По мере уменьшения нагрузки
давление pi снижается и достигает
наименьшее значение при работе
двигателя без нагрузки (холостой ход).
В этом случае вся индикаторная работа
затрачивается на трение, газообмен и
приведение в действие
вспомогательных механизмов ( pi  p м ).
Индикаторная мощность. Индикаторная работа (в Нм),
совершенная в одном цилиндре за один цикл,
Li  pi Vh ,
Число рабочих циклов, совершаемых двигателем за 1 с,
равно2n / (где n— частота вращения коленчатого вала, об/с;
2n — число ходов поршня за 1 с; — тактность

двигателя— число ходов поршня за цикл). Индикаторная
мощность двигателя Вт имеющего i цилиндров
(14.8)
2
Ni 

pi  i Vh  n
Если в формуле (14.10) выразитьpi в МПа, рабочий
объем цилиндраVh в л, а n в об/мин, то получим
индикаторную мощность двигателя в кВт
pi  i  Vh  n
Ni 
30 
(14.9)
Индикаторный КПД и удельный
индикаторный расход топлива. Индикаторный
КПД  i можно определить, если известна
индикаторная работа, совершаемая двигателем.
Для этого при испытании необходимо получить
индикаторную диаграмму.
По подсчитанной площади F (мм2) индикаторной
диаграммы и определенному тарировкой
масштабу давления m (мм/МПа) определяют
среднее индикаторное давление
F
(14.10)
pi 
lm
где l - длина отрезка на диаграмме,
соответствующего ходу поршня, мм.
Если в процессе испытания определены
индикаторная мощность двигателя и количество
израсходованного в час топлива, то удельный
индикаторный расход топлива [в г/ (кВтч)] может быть
подсчитан по формуле
G т 10 3
(14.11)
gi 
Ni
где G т - расход топлива, подсчитанный при испытании
двигателя на заданном установившемся режиме (N i =
const при и n = const), кг/ч.
Если известна теплота сгорания топлива, то
индикаторный КПД
1
(14.12)
i 
H и gi
где H и - в Дж/кг, а g-i в кг/Дж.
Значения pi, ,i g i приведены в таблице 14.1.
Таблица 14.1
i
g i , г/(кВтч)
0,9…1,2
0,3…0,4
273…205
4х тактные дизели
без наддува
с наддувом
0,75…1,0
5
до 2,5
0,42…0,50
202…170
2х тактные дизели
без наддува
с наддувом
0,5…0,7
до 1,5
0,40…0,47
212…180
Тип двигателя
4х тактные с
искровым
зажиганием
pi
, МПа
Механические потери и механический КПД
Под механическими потерями понимают потери
на все виды механического трения, осуществление
газообмена, привод вспомогательных механизмов
(водяного, масляного, топливного насосов,
вентилятора, генератора и пр.), вентиляционные
потери, связанные с движением деталей двигателя
при больших скоростях в среде воздушномасляной эмульсии и воздуха, а также на привод
компрессора. В дизелях с разделенными камерами
сгорания к механическим потерям относят обычно
также газодинамические потери на перетекание
заряда между полостями камеры сгорания.
По аналогии с понятием рi вводится понятие о
среднем давлении механических потерь рмп как об
удельной работе механических потерь при
осуществлении одного цикла, т.е. цикловой работе
потерь, приходящейся на единицу рабочего
объема цилиндра:
рмп  р тр  р газ  рвсп.м  рвент  рпр.к
где ртр — на трение; р газ— на газообмен; рвсп.м — на
привод вспомогательных механизмов;р вент — на
вентиляцию; рпр.к — на привод компрессора.
Основная часть механических потерь — потери
на трение ртр (до 80%). Большая часть потерь на
трение приходится на пары поршень — гильза,
поршневые кольца — гильза (45...55% всех
механических потерь). Потери на трение в
подшипниках составляют до 20% от всех
механических потерь.
Потери на трение идут от силы инерции, газовых сил и
сил упругости (колец, пружин). Для определения ртр имеет
существенное значение оценка средних по времени
значений действующих на деталь усилий. Средние по
времени значения модуля сил инерции обычно больше
средних по времени газовых сил, особенно для
четырехтактных двигателей, хотя максимальные значения
газовых сил в 2...5 раз могут превышать максимальные
значения сил инерции. Большое влияние на потери от
трения оказывают силы упругости поршневых колец,
которые не зависят от режима работы двигателя. В течение
короткого интервала времени действия наибольших
газовых сил резко возрастает сила, с которой поршневые
кольца, особенно верхнее, прижимаются к гильзе. Мала в
этот период и скорость движения кольца. Это приводит к
изменению режима трения и увеличенному износу гильзы в
зоне, примерно соответствующей положению поршня в
ВМТ.
На ртр существенное влияние оказывают следующие
факторы:
• тепловой режим двигателя в связи с его влиянием на
вязкость смазки, от которой существенно зависят силы
жидкостного трения;
• частота вращения. Увеличение n приводит к росту сил
инерции и относительной скорости перемещения деталей.
В целом потери на трение существенно увеличиваются с
ростомn .
Увеличение нагрузки ведет к росту газовых сил и
повышению температуры деталей. Силы жидкостного
трения при этом уменьшаются из-за снижения вязкости
смазки, а силы граничного трения растут из-за увеличения
газовых сил. Опыт свидетельствует о том, что потери на
трение в дизеле сравнительно мало зависят от нагрузки.
Для снижения потерь на трение уменьшают поверхность
юбок поршней и число поршневых колец, совершенствуют
формы и качество обработки контактных поверхностей
При выполнении правил эксплуатации двигателя потери
на трение вначале снижаются из-за приработки деталей, а
затем стабилизируются.
Потери на газообмен р газсвязаны с неодинаковой
величиной работы впуска и выпуска и тем больше,
чем выше сопротивление впускной и выпускной
систем и больше скорость движения газов. С
ростом частоты вращения потери на газообмен во
всех типах двигателей растут в результате
уменьшения работы впуска и увеличения работы
выталкивания. Связано это с увеличением
перепадов давлений во впускной и выпускной
системах. Среднее давление потерь на
газообмен p газ  Anm ,где А — постоянная; m =
1,7...2,0. В двигателях с искровым зажиганием
потери на газообмен возрастают при уменьшении
нагрузки, так как при этом прикрывается
дроссельная заслонка, увеличивается
сопротивление впускной системы и снижается
положительная работа впуска.
В высокооборотных двигателях с газотурбинным
наддувом среднее давление потерь на газообмен
велико и составляет значительную часть рмп (25%
и более). Связано это с тем, что при установке на
выпуске газовой турбины большой оказывается
работа выталкивания. Поэтому применительно к
двигателям с газотурбинным наддувом развитие
проходных сечений во впускных клапанах за счет
выпускных не всегда целесообразно.
Вентиляционные потери малы, они зависят от
частоты вращения и растут при ее увеличении:
pвент = A1n2, где А1 — постоянная. Потери на привод
вспомогательных механизмов также в основном
зависят от частоты вращения, причем рвсп.м = А2 n2,
где А2 — постоянная. В первом приближении
можно считать, что потери на привод
вспомогательных механизмов не зависят от
нагрузки. Обычно рвсп.м=(0,05...0,10) рм.п.
Увеличение рабочего объема при сохранении отношения
S/D приводит к снижению рмп вследствие следующих
причин:
• если количество и высота колец одинаковы, то силы
давления газов, прижимающие кольца к гильзе, растут
пропорционально D, а площадь поршня —
пропорционально D2 . Так как рмп есть сила механических
потерь, отнесенная к единице площади поршня, то она при
этом снижается;
• уменьшаются удельные (отнесенные к площади поршня)
значения сил инерции;
• уменьшается рвсп.м.
Если снижение потерь на газообмен с ростом pк при
наддуве от приводного компрессора превалирует над
увеличением потерь на трение, их сумма уменьшается с
повышением давления наддува. При этом, однако, растет
среднее давление потерь на привод нагнетателя. При
введении газотурбинного наддува рмп обычно
увеличивается из-за роста потерь на трение и газообмен.
Контрольные вопросы
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
Из каких составляющих состоит индикаторная работа?
Что характеризуют индикаторные показатели?
Что характеризуют эффективные показатели?
Что называется средним индикаторным давлением цикла?
От каких параметров зависит среднее индикаторное давление цикла?
Каким образом оценивается отклонения действительных значений
среднего индикаторного давления от расчетных?
Как определяется индикаторная мощность?
Чему равен индикаторный КПД?
Из чего состоят механические потери?
От каких сил зависят потери на трение?
Как изменяются потери на трение при приработке деталей?
Какова величина потерь на газообмен?
Чему равна эффективная мощность на холостом ходу?
Чему равна индикаторная мощность на холостом ходу?