Как найти мощность дизеля

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, мм²;
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/см²;
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.

MirMarine – образовательный морской сайт для моряков.
На нашем сайте вы найдете статьи по судостроению, судоремонту и истории мирового морского флота. Характеристики судовых двигателей, особенности устройства вспомогательных механизмов и систем.

Морская история

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:

Qm = Qe + Qохл + Qгаз + Qнб, Форм. 1

где:

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.

Qe = Qi + Qм, Форм. 2

где:

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 ~ 15 %.

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:

Ni = pmi FS n60mi, кВт,

p_mi — среднее индикаторное давление в цилиндре, kПА;
F = πD²/4 — площадь поршня, м²;
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:

Ni =pmi·Vs·n0,06mi, кВт, Форм. 3

где:

V_s = FS – рабочий объем цилиндра, м³

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/см², то формула индикаторной мощности может быть записана в виде:

Ni = pmiFSn·10460·75mi, или Ni = pmi·Vs·n0.45mi, илс Форм. 4

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

Ni = pmi·Vs·n0.441mi, илс. Фом. 5

В практике часто используется другая разновидность этой формулы:

Ni =C · pmi·n·i, илс, Форм. 6

где:

С = V_s/(0,441m) — постоянная цилиндра.

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:

Ni =Σ Niц.

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:

Ni =Ni – Nм Форм. 7

По аналогии с зависимостью (Формула 5) можно записать:

Ni = pe·Vs·n0.441mi, элс, Форм. 8

где:

p_e — среднее эффективное давление, бар.

Среднее эффективное давление меньше среднего индикаторного давления на величину p_м:

pe = pmi – pм. Форм. 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 = πD²/4;
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:

где:

F_i — площадь диаграммы, мм;
l — длина диаграммы, мм;
M_p — масштабный коэффициент индикатора, мм/кг/см².

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:

Lсж=nI–1–1 PcVc–PaVa, Форм. 11

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

Lp′=PzVz–Vc, Форм. 12

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

Lp″=n2–1–1 PzVz–PbVb. Форм. 13

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

Li=Lp′+Lp″+Lсж. Форм. 14

Подставляя значения слагаемых правой части, можно получить:

Li=PzVcVzVc–1+PzVzn2–1·1–PbVbPzVz–PcVcn1–1·1–PaVaPcVc.

Так как:

Pz=λ Pc;

Vz=ρ Vc;

PbVb/PzVz=Tb/Tz=Vz/Vbn2–1=1/εm2–1;

PaVa/PcVc=Ta/Tc=Vc/Van1–1=1/εmI–1;

То:

Li=λPcρVc·1n2–1·1–1δn2–1–PcVc·1n1–1·1–1εn1–1+λPcVc·ρ–1.

Или:

Li=PcVc·λρ·1n2–1·1–1δn2–1–1n1–1·1–1εni–1+λρ–1. Форм. 15

В 4-тактном двигателе среднее индикаторное давление определяется равенством (Принцип действия ДВС, основные понятияВычисление среднего индикаторного давления):

pmi = Li/Vs.

Тогда теоретическое давление расчетного цикла определится как (с учетом соотношения

Vc/Vs = 1/ε–1

Pit=Pcε–1·λρ·1n2–1·1–1δn2–1–1n1–1·1–1εn1–1+λρ–1. Форм. 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:

Li=PitVполезн. Форм. 17

Поскольку

Vполезн=VS1–ψs,

то:

Pit=Pcε–1·λρ·1n2–1·1–1δn2–1–1n1–1·1–1εn1–1+λρ–1·1–ψs. Форм. 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:

pmi=pit ξ. Форм. 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:

ξ = 0.95 ÷ 0.97.

В 2-х тактных двигателях с неуправляемым выпуском, когда выпускные окна закрываются позже продувочных, Рабочие процессы дизелейпроцесс 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:

ξ = 0.94 ÷ 0.96.

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 понятияВычисление полного объема цилиндра) для термического КПД цикла со смешанным подводом тепла:

ηt=1—1εk–1 ·λρk–1λ–1+kλρ–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:

ηt=(Qг—Qx)/Qг≈(QT—Qгаз)/QТ. Форм. 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:

ηi=(QГ—QХ)/QГ—QТП/QГ=Q i/QТ. Форм. 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:

ηi=3 600·NiGm·Qн, Форм. 22

где:

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:

ηI = ηt ηio.

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:

ηe = QГ – QХ/QГ – QТ.П./QГ – QМ/QГ = Qe/Qm. Форм. 23

По аналогии с формулой 22 можно записать:

ηe=3 600·NeGm·Qн. Форм. 24

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

ηе=ηi ηм=ηt ηio ηм. Форм. 25

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

ηм =ηе/ηi; Форм. 26

ηм =Ne/Ni=(Ni—Nм)/NI=1—Nм/Ni; Форм. 27

ηм = Pе/Pi = 1–Рм/Pmi. Форм. 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:

ηм=1—pм/pmi=1—(pтр—pн)/pmi=1+(pн—pтр)/pmi>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 η_m	0,75 ÷ 0,85	0,85 ÷ 0,95	0,70 ÷ 0,85	0,86 ÷ 0,96
Индикаторный η_i	0,47 ÷ 0,50	0,44 ÷ 0,51	0,47 ÷ 0,50	0,44 ÷ 0,55
Эффективный η_e	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:

ge = Gт/Ne; gi =Gт/Ni . Форм. 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:

ηi= 3 600/(gi QН), или gi = 3 600/QН ηi. Форм. 30

Аналогично:

ge = 3 600/(Qн ηe) Форм. 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:

Vч = Vs ηН (n 60 i)/m, м3/час. Форм. 32

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

L0″

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

V1 = α L0′ , м3/кг, Форм. 33

где:

L0″
— 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:

Gт = Vч/V1 = (Vs ηН n 60 i)/(m α L0‘‘). Форм. 34

Поскольку индикаторная мощность двигателя равна:

Ni = pmi (Vs n i)/(0,45 m)

то удельный индикаторный расход топлива g_i определится равенством:

gi = Gт/Ni = (Vs ηН 60 n i/(m α L0″)) (0,45 m/(pmi Vs n i)) = 27 ηН/(pmi α L0″).

Так как:

L0″ = L0′ νs = μB Lo νs;

νs = RTs/(Ps 104) = 29,3 Ts/(Ps 104);

μB= 28,97 кг/моль;

где:

L_o – теоретически необходимое количество воздуха, моль/кг;
ν_s — удельный объем воздуха при параметрах P_s, T_s, кг/м³,

то:

L0″ = 28,97 Lo 29,3 Ts/(Ps 104) = Lo Ts/(11,8 Ps). Форм. 35

Подставив это значение

L0″

в формулу для определения g_i, окончательно получим:

gi = 318,4·ηн·Psα·L0·pmi·Ts, кг/илс–час. Форм. 36

В последней зависимости приняты размерности величин:

Ps кг/см2, Ts K, pmi кг/см2, Lo – кмоль/кг.

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:

gi = 433·ηн·Psα·L0·pmi·Ts кг/кВт–час. Форм. 32

У современных судовых дизелей удельные расходы топлива находятся в пределах:

gi = 156 ÷ 197 г/кВт–час (115 ÷ 145 г/илс–час);

ge = 166 ÷ 218 г/кВт–час (122 ÷ 160 г/элс–час).

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).

Сноски

Источник

ГЛАВА
5

ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ

§ 5.1. ПАРАМЕТРЫ,
ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ

Среднее индикаторное
давление и индикаторная мощность.
Под средним индикаторным давлением p_i
понимают
такое условное постоянное давление,
которое, действуя на поршень в течение
одного рабочего хода, совершает работу,
равную индикаторной работе газов в
цилиндре за рабочий цикл.

Согласно определению,
среднее индикаторное давление (Па) равно
отношению индикаторной работы L_i
газов за цикл к единице рабочего
объема V_h
цилиндра,
т. е.

. (5.1)

При наличии
индикаторной диаграммы, снятой с
двигателя (рис. 5.1), среднее индикаторное
давление можно определить по формуле

. (5.2)

где
F
— полезная
площадь индикаторной диаграммы, м²;
l
— длина индикаторной диаграммы, м;
т —
масштаб давления индикаторной диаграммы,
Па/м.

Среднее индикаторное
давление при полной нагрузке у
четырехтактных карбюраторных
двигателей 8·10⁵…12·10⁵
Па, у четырехтактных дизелей —
7,5·10⁵…10·10⁵
Па, у двухтактных дизелей — 6·105…9·10⁵
Па.

Индикаторной
мощностью N_i
(кВт) двигателя
называют работу, совершаемую газами
в цилиндрах двигателя в единицу времени,
т. е.

, (5.3)

где
р_i
— среднее
индикаторное давление, Па; V_h
— рабочий
объем цилиндра, м³;
п —
частота вращения коленчатого вала,
об/с; τ
— тактность двигателя (τ=4
— для четырехтактных двигателей и τ=2
— для двухтактных); i
— число
цилиндров.

Рабочий объем (м³)
цилиндра

V_h=nD²S/4, (5.4)

где D
— диаметр
цилиндра, м; S
— ход поршня,
м.

Если известны
степень сжатия е двигателя и объем V_c
камеры
сгорания, то рабочий объем V_h
цилиндра
может быть определен по формуле

V_h=(-1)V_c, (5.5)

где 
— степень сжатия, равная отношению
полного объема V_a
цилиндра к
объему V_c
камеры
сгорания, т. е.

Эффективная
мощность двигателя и среднее эффективное
давление. Эффективной мощностью N_e
называют
мощность, снимаемую с коленчатого
вала двигателя для получения полезной
работы.

Эффективная
мощность меньше индикаторной мощности
N_i
на величину
мощности N_M
механических
потерь, т. е.

N_e=N_i—N_M. (5.6)
.

Механические
потери в двигателе оцениваются
механическим кпд η_м
который
представляет собой отношение эффективной
мощности к индикаторной:

. (5.7)

Для современных
двигателей механический кпд составляет
0,72…0,9. Зная механический кпд, можно
определить эффективную мощность

N_e=η_мN_i. (5.8
)

Эффективная
мощность N_e
(кВт) двигателя
аналогично индикаторной мощности
может быть выражена через среднее
эффективное давление:

. (5.9
)

Среднее эффективное
давление р_е
равно разности
между средним индикаторным давлением
p_i
и средним давлением р_м
механических
потерь:

p_e=p_i—p_м. (5.10)

Зная механический
кпд, можно определить среднее эффективное
давление (Па):

р_е=η_мр_i. (5.11)

Среднее эффективное
давление при максимальной мощности у
четырехтактных карбюраторных двигателей
составляет 6,5·10⁵…9,5·10⁵
Па, у четырехтактных дизелей —
6·10⁵…8·10⁵
Па, у двухтактных дизелей — 5·10⁵…7,5·10⁵
Па.

Литровая мощность
двигателя.
Литровой мощностью двигателя N_л,
(кВт/м³)
называют отношение эффективной мощности
N_е
к литражу
двигателя iV_h:

. (5.12)

Индикаторный
кпд и удельный индикаторный расход
топлива.
Экономичность действительного рабочего
цикла двигателя оценивается
индикаторным кпд η_i
и удельным индикаторным расходом
топлива b_i.

Индикаторный кпд
η_i
оценивает степень использования теплоты
в действительном цикле с учетом всех
тепловых потерь и представляет собой
отношение теплоты, эквивалентной
полезной индикаторной работе, ко
всей затраченной теплоте:

. (5.13)

где N_i
— индикаторная
мощность, кВт; В
— расход
топлива, кг/с; Q
— низшая теплота сгорания топлива,
кДж/кг.

Удельный индикаторный
расход топлива b_i,
[кг/(кВт·ч)]
представляет собой отношение расхода
топлива В к
индикаторной мощности N_i.

b_i=B·3600/N_i. (5.14)

Значения
η_i
и b_i
для двигателей
при их работе на номинальном режиме
приведены в табл. 5.1.

Таблица 5.1

Тип двигателей	Индикаторный кпд	Эффективный кпд	Удельный индикаторный расход топлива b_i г/(кВт·ч)	Удельный эффективный расход топлива b_eг/(кВт·ч)
Карбюраторные	0,26…0,38	0,25…0,32	230…300	280…325
Дизели	0,43…0,52	0,35…0,45	160…200	190…240

Эффективный кпд
и удельный эффективный расход топлива.
Экономичность работы двигателя в целом
оценивается эффективным кпд
η_е
и удельным эффективным расходом топлива
b_е.

Эффективный кпд
η_е
оценивает степень использования теплоты
топлива с учетом всех видов потерь
(как тепловых, так и механических) и
представляет собой отношение теплоты,
эквивалентной полезной эффективной
работе, ко всей затраченной теплоте:

. (5.15)

Если известны
индикаторный кпд и механический кпд,
то

η_е=η_iη_м. (5.16)

Удельный эффективный
расход топлива b_е
[кг/(кВт·ч)]
представляет собой отношение расхода
топлива В к
эффективной мощности N_e:

b_e=B·3600/N_e. (5.17)

Значения η_е
и b_е
для двигателей
при их работе на номинальном режиме
приведены в табл. 5.1.

Расход (кг/с)
воздуха, проходящего через двигатель:

M_в=2V_hη_Vniρ_в/τ, (5.18)

где V_h
— рабочий
объем цилиндра, м³;
η_V
— коэффициент
наполнения цилиндров; п
— частота
вращения коленчатого вала, об/с; i
— число цилиндров; ρ_в
— плотность
воздуха, кг/м³;
m
— тактность двигателя.

Задача 5.1.
Определить индикаторную и эффективную
мощности восьмицилиндрового
четырехтактного карбюраторного
двигателя, если среднее индикаторное
давление p_i=7,5·10⁵
Па, диаметр цилиндра D=0,1
м, ход поршня S=0,095
м, частота вращения коленчатого вала
n=3000
об/мин и механический кпд η_м=0,8.

Ответ: N_i=112,5
кВт; N_e=90
кВт.

Задача 5.2.
Определить
эффективную мощность и удельный
эффективный расход топлива восьмицилиндрового
четырехтактного дизельного двигателя,
если среднее индикаторное давление
р_i=7,5·10⁵
Па, степень сжатия =16,5,
объем камеры сгорания V_c=12·10^-5
м³,
угловая скорость вращения коленчатого
вала w=220
рад/с, механический кпд η_м=0,8
и расход топлива B=1,02·10^-2
кг/с.

Решение:
Среднее эффективное давление определяем
по формуле (5.11):

р_е=η_мр_i
=7,5·10⁵·0,8=6·10⁵
Па.

Рабочий объем
цилиндра, по формуле (5.5),

V_h=(-1)V_c=(16,5-1)12·10^-5=18,6·10^-4
м³.

Частота вращения
коленчатого вала

n=w/(2)=220/(2·3,14)=35
об/с.

Эффективная
мощность двигателя, по формуле (5.9),

=156
кВт.

Удельный эффективный
расход топлива, по формуле (5.17),

b_e=B·3600/N_e=1,02·10^-2·3600/156=0,235
кг/(кВт·ч).

Задача 5.3.
Определить удельный эффективный расход
топлива шестицилиндрового
четырехтактного дизельного двигателя,
если среднее эффективное давление
p_е=7,2·10⁵
Па, полный объем цилиндра V_a=1,9·10^-4
м³,
объем камеры сгорания V_c=6,9·10^-5
м³,
частота вращения коленчатого вала п=37
об/с и расход
топлива В=3,8·10^-3
кг/с.

Ответ: b_е=0,238
кг/(кВт·ч).

Задача 5.4.
Определить индикаторную мощность и
среднее индикаторное давление
четырехцилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если эффективная
мощность N_e=100
кВт, угловая скорость вращения коленчатого
вала w=157
рад/с, степень сжатия =15,
объем камеры сгорания V_c=2,5·10^-4
м³
и механический кпд η_м=0,84.

Ответ: N_i=119
кВт; p_i=6,8·10⁵
Па.

Задача 5.5.
Определить
индикаторную мощность и удельный
индикаторный расход топлива
шестицилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если среднее
эффективное давление p_e=6,2·10⁵
Па, диаметр
цилиндра D=0,11
м, ход поршня S=0,14
м, средняя скорость поршня с_т=8,4
м/с, расход топлива B=5,53·10^-3
кг/с и механический кпд η_м=0,82.

Ответ: N_i=90,5
кВт; b_i=0,220
кг/(кВт·ч).

Задача 5.6.
Определить диаметр цилиндра и ход поршня
четырехцилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если эффективная
мощность N_e=80
кВт, среднее эффективное давление
p_e=6·10⁵
Па, частота
вращения коленчатого вала п=1800
об/мин и средняя скорость поршня с_т=9,6
м/с.

Ответ: D=0,135
м; B=0,16
м.

Задача 5.7.
Определить мощность механических потерь
восьмицилиндрового четырехтактного
карбюраторного двигателя, если
среднее индикаторное давление р_e=1,5·10⁵
Па, диаметр цилиндра D=0,1
м, ход поршня S=0,095
м, частота вращения коленчатого вала
n=50
об/с и механический кпд η_м=0,8.

Ответ: N_M=22,4
кВт.

Задача 5.8.
Определить индикаторную мощность и
мощность механических потерь
шестицилиндрового двухтактного
дизельного двигателя, если среднее
эффективное давление р_e=6,36·10⁵
Па, степень сжатия =16,
объем камеры сгорании V_c=7,8·10^-5
м³,
частота вращения коленчатого вала n=35
об/с
и механический
кпд η_м=0,84.

Ответ: N_i=186
кВт; N_M=29,8
кВт.

Задача 5.9.
Определить
среднее индикаторное давление и среднее
давление механических потерь
восьмицилиндрового четырехтактного
карбюраторного двигателя, если эффективная
мощность N_e=145
кВт, диаметр цилиндра D=0,1
м, ход поршня V_h=0,09м,
средняя скорость поршня с_т=12,0
м/с и механический кпд η_м=0,8.

Ответ: p_i=9,6·10⁵
Па; p_м=1,92·10⁵
Па.

Задача 5.10.
Определить эффективную мощность и
удельный эффективный расход топлива
восьмицилиндрового четырехтактного
карбюраторного двигателя, если
индикаторная работа газов за цикл L_i=649
Дж, диаметр цилиндра D=0,1
м, ход поршня
S=0,095
м, средняя скорость поршня с_m=9,5
м/с, механический кпд η_м=0,85
и расход топлива В=9,1·10^-3
кг/с.

Ответ: N_e=110,5
кВт; b_е=0,316
кг/(кВт·ч).

Задача 5.11.
Определить удельные индикаторный и
эффективный расходы топлива
четырехцилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если среднее
индикаторное давление p_i=6,8·10⁵
Па, степень сжатия =15,
полный объем цилиндра V_a=37,5·10^-4
м³,
угловая скорость вращения коленчатого
вала w=157
рад/с, механический кпд η_м=0,84
и расход топлива B=5,95·10^-3
кг/с.

Ответ: b_i=0,180
кг/(кВт·ч); b_е=0,214
кг/(кВт·ч).

Задача 5.12.
Определить эффективную мощность и
мощность механических потерь
шестицилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если среднее
эффективное давление р_e=5,4·10⁵
Па, диаметр цилиндра D=0,108
м, ход поршня S=0,12
м, средняя скорость поршня с_т=8,4
м/с и механический кпд η_м=0,78.

Ответ: N_e=62,4
кВт; N_M=17,6
кВт.

Задача 5.13.
Определить
среднее индикаторное давление и
индикаторную мощность шестицилиндрового
четырехтактного дизельного двигателя,
если диаметр цилиндра D=0,15
м, ход поршня S=0,18
м, частота вращения коленчатого вала
n=1500об/мин.
Индицированием двигателя получена
индикаторная диаграмма полезной
площадью F=l,95·10^-3
м²,
длиной l=0,15
м при масштабе давлений т=0,6·10⁸
Па/м.

Ответ: р_i=7,8·10⁵
Па, N_i=186
кВт.

Задача
5.14. Определить
удельный индикаторный расход топлива
шестицилиндрового четырехтактного
карбюраторного двигателя, если диаметр
цилиндра D=0,082
м, ход поршня S=0,11
м, частота вращения коленчатого вала
n=2800об/мин,
расход топлива B=4,5·10^-3
кг/с. Индицированием двигателя получена
индикаторная диаграмма полезной площадью
F=1,6·10^-3
м²,
длиной l=0,2
м при масштабе давлений m=1108
Па/м.

Решение:
Среднее индикаторное давление определяем
по формуле (5.2):

p_i=Fm/l=1,6·10^—³·1·10⁸/0,2=8·10⁵
Па.

Рабочий объем
цилиндра, по формуле (5.4),

V_h=D²S/4=3,14·0,082²·0,11/4=5,8·10⁴
м³.

Индикаторная
мощность двигателя, по формуле (5.3),

=65
кВт.

Удельный индикаторный
расход топлива, по формуле (5.14),

b_i=B·3600/N_i=4,5·10^-3·3600/65=0,249
кг/(кВт·ч).

Задача 5.15.
Определить индикаторную мощность и
мощность механических потерь
четырехцилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если степень
сжатия =17,
полный объем цилиндра V_а=11,9·10^-4
м³,
угловая скорость вращения коленчатого
вала w=157
рад/с и механический кпд η_м=0,81.
Индицированием двигателя получена
индикаторная диаграмма полезной площадью
F=1,8·10^-3
м²,
длиной l=0,2
м при масштабе давлений т=0,8·10⁸
Па/м.

Ответ: N_i=40,3
кВт; N_M=7,7
кВт.

Задача 5.16.
Определить среднее эффективное давление
и среднее давление механических
потерь двухцилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если эффективная
мощность N_e=18
кВт, диаметр цилиндра D=0,105
м, ход поршня S=0,12
м, частота вращения коленчатого вала
n=30
об/с и механический кпд η_м=0,78.

Ответ: р_е=5,77·10⁵
Па; р_м=1,63·10⁵
Па.

Задача 5.17.
Определить эффективную мощность и
механический кпд шестицилиндрового
четырехтактного дизельного двигателя,
если среднее эффективное давление
p_е=7,2·10⁵
Па, полный объем цилиндра V_a=7,9·10^-4
м³,
объем камеры сгорания V_c=6,9·10^-5
м³,
частота вращения коленчатого вала n=37
об/с и мощность механических потерь
N_M=14,4
кВт.

Ответ: N_e=57,6
кВт; η_м=0,8.

Задача 5.18.
Определить среднюю скорость поршня и
степень сжатия четырехцилиндрового
четырехтактного карбюраторного
двигателя, если эффективная мощность
N_e=51,5
кВт, среднее эффективное давление
р_е=6,45·10⁵
Па, ход поршня
S=0,092
м, частота вращения коленчатого вала
n=4000
об/мин и объем
камеры
сгорания V_c=1·10^-4
м³.

Ответ: с_m=12,3
м/с; =7,0.

Задача 5.19.
Определить угловую скорость вращения
коленчатого вала и степень сжатия
шестицилиндрового четырехтактного
карбюраторного двигателя, если эффективная
мощность N_e=66
кВт, среднее эффективное давление
р_е=6,5·10⁵Па, частота
вращения коленчатого вала п=60
об/с и полный объем цилиндра V_a=6,63·10^-4
м³.

Ответ: w=377
рад/с; =6,7.

Задача 5.20.
Определить индикаторную мощность и
механический кпд восьмицилиндрового
четырехтактного карбюраторного
двигателя, если среднее индикаторное
давление р_е=7,5·10⁵
Па, диаметр цилиндра D=0,1
м, ход поршня S=0,095
м³
средняя скорость поршня с_т=9,5
м/с и мощность
механических потерь N_M=23,5
кВт.

Ответ: N_i=111,8
кВт; η_м=0,79.

Задача 5.21.
Определить
литраж и удельный эффективный расход
топлива шестицилиндрового четырехтактного
карбюраторного двигателя, если
эффективная мощность N_e=52
кВт, среднее эффективное давление
р_е=6,4·10⁵
Па, угловая скорость вращения коленчатого
вала w=314
рад/с и расход топлива B=3,8·10^-3
кг/с.

Ответ: iV_h=32,5·10^-4
м³;
b_е=0,263
кг/(кВт·ч).

Задача 5.22.
Определить
расход топлива четырехцилиндрового
четырехтактного дизельного двигателя,
если среднее индикаторное давление
p_i=6,8·10⁵
Па, частота вращения коленчатого вала
n=25
об/с, степень сжатия =15,
объем камеры сгорания
V_c=2,5·10^-4
м³,
механический кпд η_м=0,84
и удельный эффективный расход топлива
b_e=0,180
кг/(кВт·ч).

Ответ: В=5·10^—³
кг/с.

Задача 5.23.
Определить
расход топлива шестицилиндрового
четырехтактного карбюраторного двигателя
если среднее индикаторное давление
p_i=8·10⁵
Па, диаметр цилиндра D=0,082
м, ход поршня S=0,11
м, средняя скорость поршня с_т=9,9
м/с, механический
кпд η_м=0,85
и удельный эффективный расход топлива
b_e=0,276
кг/(кВт·ч).

Ответ: B=4,08·10^—³
кг/с.

Задача 5.24.
Определить
литровую мощность и удельный индикаторный
расход топлива восьмицилиндрового
четырехтактного карбюраторного
двигателя, если среднее индикаторное
давление p_i=8·10⁵
Па, диаметр цилиндра D=0,12
м, ход поршня S=0,1
м, угловая скорость вращения коленчатого
вала w=377
рад/с, механический кпд η_м=0,8
и расход топлива B=16·10^-3
кг/с.

Решение:
Рабочий объем цилиндра определяем по
формуле (5.4):

V_h=nD²S/4=3,14·0,12²·0,1/4=11,3·10⁴
м³.

Частота вращения
коленчатого вала

n=w/(2)=377/(2·3,14)=60
об/с.

Индикаторная
мощность двигателя, по формуле (5.3),

=217
кВт.

Эффективная
мощность двигателя, по формуле (5.8),

N_e=η_мN_i=217·0,8=173,6
кВт.

Литровая мощность
двигателя, по формуле (5.12),

=19200
кВт/м³.

Удельный индикаторный
расход топлива, по формуле (5.14),

b_i=B·3600/N_i=16·10^-3·3600/217=0,265
кг/(кВт·ч).

Задача 5.25.
Определить
литровую мощность шестицилиндрового
четырехтактного дизельного двигателя,
если среднее эффективное давление
р_е=1·10⁵
Па, частота вращения коленчатого вала
п=35
об/с, степень сжатия =14,5
и объем камеры сгорания V_с=22·10^-5
м³.

Ответ: N_л=12250
кВт/м³.

Задача 5.26.
Определить
индикаторную мощность и расход топлива
восьмицилиндрового карбюраторного
двигателя, если среднее эффективное
давление р_е=6,56·10⁵
Па, диаметр цилиндра D=0,12
м, ход поршня
S=0,1
м, частота вращения коленчатого вала
n=70
об/с, механический кпд η_м=0,82
и удельный
индикаторный расход топлива b_i=0,265
кг/(кВт·ч).

Ответ: N_i=
253 кВт; В=18,6·10^-2
кг/с.

Задача 5.27.
Определить
частоту вращения коленчатого вала и
удельный эффективный расход топлива
четырехцилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если эффективная
мощность N_e=109
кВт, среднее эффективное давление
р_е=5,6·10⁵
Па, степень сжатия =14,
объем камеры сгорания V_с=2,5·10^-4
м³
и расход топлива B=6,5·10^-3
кг/с.

Ответ: п=30
об/с; b_е=0,215
кг/(кВт·ч).

Задача 5.28.
Определить
эффективный кпд шестицилиндрового
четырехтактного карбюраторного
двигателя, если среднее эффективное
давление р_е=6,2·10⁵
Па, низшая теплота сгорания топлива
Q=44
000 кДж/кг, диаметр цилиндра D=0,092
м, ход поршня S=0,082
м, средняя скорость поршня с_т=8,2
м/с и расход топлива B=4,4·10^-3
кг/с.

Решение:
Рабочий объем цилиндра определяем по
формуле (5.4):

V_h=nD²S/4=3,14·0,092²·0,082/4=5,45·10^-4
м³.

Частота вращения
коленчатого вала

n=c_m/(2S)=8,2/(2·0,082)=50
об/с.

Эффективная
мощность двигателя, по формуле (5.9),

=50,7
кВт.

Эффективный кпд,
по формуле (5.15),

=0,26.

Задача 5.29.
Определить
индикаторный и механический кпд
четырехцилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если среднее
индикаторное давление p_i=6,8·10⁵Па,
низшая теплота сгорания топлива
Q=41800
кДж/кг, угловая скорость вращения
коленчатого вала w=157
рад/с, степень сжатия =15,
объем камеры сгорания V_с=2,5·10^-4
м³,
расход топлива B=6·10^-3
кг/с и эффективный кпд η_e=0,4.

Ответ: η_i=0,476;
η_м=0,84.

Задача 5.30.
Определить
индикаторный кпд шестицилиндрового
двухтактного дизельного двигателя,
если среднее эффективное давление
р_е=6,36·10⁵
Па, низшая теплота сгорания топлива
Q=42000
кДж/кг, степень сжатия =16,
объем камеры сгорания V_с=7,8·10^-5
м³,
частота вращения коленчатого вала
n=2100
об/мин, расход топлива B=1,03·10^-2
кг/с и мощность механических потерь
N_M=29,8
кВт.

Ответ: η_i=0,43.

Задача 5.31.
Определить индикаторный и эффективный
кпд четырехцилиндрового четырехтактного
дизельного двигателя, если степень
сжатия =17,
полный объем цилиндра V_a=11,9·10^-4
м³,
угловая скорость вращения коленчатого
вала w=157
рад/с, низшая теплота сгорания топлива
Q=42600
кДж/кг, расход топлива B=2,2·10^-3
кг/с и механический кпд η_м=0,81.
Индицированием двигателя получена
индикаторная диаграмма полезной площадью
F=1,9·10^-3
м²,
длиной l=0,19
м, при масштабе давлений m=0,72·10⁸Па/м.

Ответ: η_i=0,43;
η_e=0,35.

Задача 5.32.
Определить
расход топлива для восьмицилиндрового
четырехтактного карбюраторного
двигателя, если среднее эффективное
давление р_е=7·10⁵Па,
полный объем цилиндра V_a=7,9·10^-4
м³,
объем камеры сгорания V_c=7,0·10^-5
м³,
частота вращения коленчатого вала
n=53
об/с, низшая теплота сгорания топлива
Q=46000
кДж/кг и эффективный кпд η_e=0,28.

Ответ: B=8,3·10^—³
кг/с.

Задача 5.33.
Определить
расход топлива для шестицилиндрового
четырехтактного дизельного двигателя,
если среднее индикаторное давление
p_i=9·10⁵
Па, полный объем цилиндра V_a=7,9·10^-4
м³,
объем камеры сгорания V_c=6,9·10^-5
м³,
частота вращения коленчатого вала
п=2220
об/мин, низшая теплота сгорания
топлива Q=42800
кДж/кг, эффективный кпд η_e=0,35
и механический кпд η_м=0,84.

Решение:
Рабочий объем цилиндра

V_h=V_a—V_c=1,9·10^—⁴-6,9·10^—⁵=7,2·10^—⁴
м³.

Индикаторный кпд
определяем из формулы (5.16):

η_i=η_е/η_м=0,35/0,84=0,44.

Индикаторная
мощность двигателя, по формуле (5.3),

=72
кВт.

Расход топлива,
по формуле (5.13),

=3,82·10^—³
кг/с.

Задача 5.34.
Определить экономию топлива в процентах,
которую дает замена, карбюраторного
двигателя дизельным яри средней
индикаторной мощности N_i=148
кВт, если индикаторный кпд карбюраторного
двигателя η_i₁=0,34,
дизельного — η_i₂=0,45.
Низшая теплота сгорания бензина Q=43500
кДж/кг, дизельного топлива Q=42600кДж/кг.

Источник

Основные параметры	Тип дизеля (заводское обозначение)
14Д40	2Д100	10Д100	11Д45	1А-5Д49	2Д70	2А-5Д49	1Д49	Д56*
Серия тепловоза	2М62У	2ТЭЗ	2ТЭ10Л(В, М)	ТЭП60	2ТЭ116	2ТЭ116*	ТЭП70, 2ТЭ121	2ТЭ136,ТЭП75	ТЭП80*
Номинальная эффективная мощность, кВт	1470	2200	2940	4400
Обозначение по ГОСТ	12ДН 23/30	10ДН20,7/25,4х2	16ДН23/30	16ЧН26/26	16ЧН24/27	16ЧН26/26	20ЧН26/26	124 Н 32/32
Диаметр цилиндра, мм	230	207	230	260	240	260	320
Ход поршня, мм	300	254×2	300	260	270	260	320
Частота вращения коленчатого вала, об/мин	750	850	750	1000	1100	900
Число цилиндров	12	10	16	20	12
Расположение цилиндров	V-образное	вертикальное рядное	V-образное
Число тактов	2	4
Среднее эффективное давление, МПа	0,8	0,61	0,91	0,89	1,22	1,35	1,6	1,83	1,91
Удельный расход топлива, г/кВт-ч	218	231	218	231	208	205	210	214
Эффективный кпд	0,340	0,364	0,377	Вместе с этой лекцией читают «2 Основные параметры и их характеристики в механотронах продольного управления». 0,364	0,405	0,415	0,398	0,392

Методы определения мощности дизеля

Категории

Морская история

Популярные теги

Рекомендуемые материалы

Тепловой баланс судового дизеля и его составляющие

Индикаторная и эффективная мощность двигателя

Определение среднего индикаторного давления

Коэффициенты полезного действия и их взаимосвязь

Удельные расходы топлива