интернет-магазин светодиодного освещения
Пн - Вс с 10:30 до 20:00
Санкт-Петербург, просп. Энгельса, 138, корп. 1, тк ''Стройдвор''

Эффективная мощность двигателя формула


Эффективная мощность двухтактного двигателя

Индикаторная работа, развиваемая газами в цилиндре двигателя, передается посредством поршня и шатунно-мотылевого механизма на коленчатый вал двигателя; Указанная передача работы сопровождается затратой некоторой работы на преодоление внутренних сопротивлений в двигателе, которые называются механическими потерями. Если механические потери отнести к квадратному сантиметру площади поршня, то среднее давление механических потерь будет равно

Если среднее индикаторное давление уменьшить на величину среднего давления механических потерь, то получим так называемое среднее эф­фективное давление ре:

Таким образом, средним эффективным давлением называется такое ус­ловное постоянное давление на поршень, работа которого за один ход порш­ня равна работе действительного переменного давления газов на поршень, развиваемой на фланце коленчатого вала за один цикл.

Соответственно мощность, развиваемая двигателем на фланце коленча­того вала, называемая эффективной мощностью Ne , определится как раз­ность между индикаторной мощностью двигателя и мощностью механи­ческих потерь:

Величина эффективной мощности двигателя зависит от значения инди­каторной мощности и мощности механических потерь.

Как было указано ранее, мощность механических потерь определяется наличием в двигателе различных внутренних сопротивлений. Наиболее существенное значение имеют потери на трение. Потери на трение в различ­ных деталях двигателя различны. Потери на трение поршня и поршневых колец примерно составляют 50—60 % от всей потери на трение; потери на трение в подшипниках коленчатого вала составляют порядка 30—35 % и потери на трение в распределительном механизме равны примерно 10—12%.

Наибольшие потери на трение поршня и поршневых колец объясняют­ся высоким удельным давлением колец на стенки цилиндра и неблагоприят­ными условиями смазки. Испытания быстроходного дизеля показали (по данным Рикардо), что при рz = 56 кГ/см2 среднее давление потерь на трение составляет: первого уплотнительного поршневого кольца 0,175— 0,21 кГ/см2; второго кольца 0,07—0,105 кГ/см2; третьего кольца 0,035— 0,07 кГ/см2 и маслосъемочного кольца 0,035 кГ/см2, а всего комплекта порш­невых колец 0,315—0,42 кГ/см2. При разгрузке поршневых колец от дав­ления газов (проворачивание вала двигателя при снятых цилиндровых крышках) среднее давление потерь трения комплекта этих же колец состав­ляет всего 0,105 кГ/см2. Таким образом, потери трения поршневых колец зависят от величины давления газа за цикл, т. е. чем больше это давление, тем больше потери трения поршневых колец о стенки цилиндра.

Потери трения самого поршня зависят от значения нормального (боко­вого) давления поршня на стенку цилиндра, которое зависит также от дав­ления цикла и от силы инерции масс поступательно движущихся деталей двигателя. Чем больше давление газов, тем больше боковое давление, а потому будут больше потери трения самого поршня. Потери трения порш­ня также зависят от вязкости масляной пленки на стенках цилиндра. Сопро­тивление сдвигу масляной пленки определяет собой значительную часть потери трения поршня и зависит от скорости поршня и от вязкости сма­зочного масла. С увеличением числа оборотов двигателя и вязкости смазоч­ного масла потери вязкостного трения поршня возрастают; они почти не зависят от давления газов.

Потери трения в подшипниках коленчатого вала в основном определяют­ся сопротивлением сдвигу масляного слоя (вязкостное трение), а потому они скорее зависят от скорости скольжения шейки вала относительно сте­нок вкладыша подшипника, чем от давления на шейку вала.

Потери на привод в действие вспомогательных механизмов: водяных, масляных и топливных насосов, регулятора — составляют 1,5—3% от рi. Кроме того, на привод продувочных и наддувочных насосов потери состав­ляют 5—10% от pi.

Насосные потери в четырехтактных двигателях без наддува, затрачивае­мые на осуществление процессов впуска и выпуска, нормально составляют 1,5—2,5 % от рi. При длинных впускных и выпускных трубопроводах, а так­же при выпуске отработавших газов в воду или при установке специальных устройств в выпускном тракте насосные потери могут оказаться значитель­ными.

Вентиляционные потери, определяемые силами сопротивления воздуха движению деталей двигателя, ввиду их малости не учитывают.

У тихоходных судовых дизелей рмeх ? 1,0?1,8 кГ/см2. Для определения рмех быстроходных дизелей рекомендуется следующая формула:

где ст — средняя скорость поршня.

Величина достигнутого среднего эффективного давления у различных судовых двигателей составляет:

Эффективная мощность двигателя, так же как и индикаторная, может определяться по выведенным ранее формулам с заменой pi на ре:

Эффективная мощность двигателя — полная расчетная мощность, гарантируемая заводом-строителем при длительной непрерывной работе в определенных условиях, называется номинальной. Номинальная мощность и номинальное число оборотов вала указываются заводом-строителем в пас­порте двигателя.

Наибольшая мощность, которую двигатель может развивать, называет­ся максимальной эффективной мощностью двигателя.

Эффективная мощность, при которой двигатель имеет наименьший удельный эффективный расход топлива, называется нормальной эффектив­ной мощностью. Наиболее продолжительный эксплуатационный режим ра­боты двигателя на судне должен соответствовать нормальной эффективной мощности его, или близкой к этой мощности, так как при любой другой мощности удельный эффективный расход топлива будет больше. Минималь­ная эксплуатационная мощность — наименьшая мощность двигателя, на которой он может длительно работать без ограничения времени. Величина этой мощности определяет малый ход судна.

Для оценки степени использования рабочего объема цилиндра двига­теля применяется литровая (удельная) мощность.

Литровой мощностью называется отношение эффективной номиналь­ной мощности двигателя к сумме рабочих объемов всех цилиндров, выражен­ной в литрах (к литражу двигателя):

Из данной формулы следует, что при одинаковых ре и п литровая мощ­ность двухтактных двигателей в два раза больше литровой мощности четы­рехтактных двигателей. Указанное соотношение значений литровых мощ­ностей объясняется большей частотой циклов у двухтактных двигателей. С увеличением среднего эффективного давления и числа оборотов двигателя литровая мощность его возрастает, удельный вес и габаритные размеры двигателя уменьшаются. Таким образом, повышение литровой мощности сопровождается увеличением форсировки двигателя.

О степени форсировки двигателя судят по величине kре ст, кГм/см2сек. С увеличением крест, как это будет показано в дальнейшем, возрастает тепловая нагрузка стенок цилиндра, что требует применения более качест­венного смазочного масла и более частых периодических ремонтов.

Если обозначим Ке = кре ст, то

где S—ход поршня.

Отсюда следует, что, уменьшая ход поршня (делая двигатель более короткоходным»), можно, увеличивая литровую мощность двигателя, сте­пень форсировки его оставить без изменения или во всяком случае умень­шить ее рост.

Выполненные судовые дизели имеют следующие значения Nc и Ke:

vdvizhke.ru

Механический коэффициент полезного действия

Механический коэффициент полезного действия, равный отношению среднего эффективного давления к среднему индикаторному, оценивает механические потери в двигателе:

Механический к. п. д. можно выразить и через мощности двигателя:

Таким образом, механический к. п. д. показывает в долях единицы или в процентах ту часть индикатор­ной мощности, которая передается на фланец коленчатого вала.

Анализ механических потерь в двигателе, выполненный нами ранее, позволяет сделать заключение, что значение механического к. п. д. двига­теля зависит: от степени быстроходности двигателя, от величины давления газов цикла и динамики его изменения, от качества изготовления и сборки деталей двигателя, от качества смазочного масла, от теплового состояния двигателя и режима загрузки его, от мощности навешенных вспомогатель­ных механизмов и от сопротивлений во впускной и выпускной системах двигателя.

При прочих равных условиях механический к. п. д. двигателя является функцией отношения среднего эффективного давления к максимальному давлению цикла; чем больше это отношение, тем выше механический к. п. д.

При уменьшении нагрузки на двигатель (сохраняя при этом число оборотов вала неизменным) мощность механических потерь Nmex примерно остается постоянной, а потому относительное ее значение возрастает и ме­ханический к. п. д. падает.

Кривые изменения механического к.п.д.

На рис. 105 приведены кривые изменения механического к. п. д. ?т при полной нагрузке (сплошные кривые) и при 30 % нагрузки (пунктирные кри­вые) двигателя с воспламенением от сжатия (кривая В; ? = 16) и двигателя с воспламенением от искры (кривая А; ? = 6). Данные кривые показывают, что при уменьшении нагрузки на двигатель при неизменном числе оборотов ?т значительно падает. Следует заметить, что при холостом ходе двигателя Ne== 0) из формулы (139а)

Таким образом, режим работы холостого хода можно охарактеризовать как режим, при котором механический к. п. д. равен нулю.

При одном и том же ре (как это видно из рис. 105) с увеличением числа оборотов двигателя (скоростная характеристика) ?т падает, что объясняется более интенсивным относительным ростом мощности механических потерь Nмех, чем эффективной мощности двигателя.

При работе двигателя с наддувом значение ?т изменяется в зависимо­сти от системы и степени наддува. Если двигатель переводится на работу с газотурбинным наддувом, то, как показывают опытные данные, мощность механических потерь Nмех при этом остается неизменной. Обозначим отно­шение ?н = p?н / p?, (степень наддува), где ра — давление в цилиндре в начале сжатия без наддува, а р?н—с наддувом. Можно принять, что отношение Nin / Ni также равно ?н, где Nin — индикаторная мощность двигателя с наддувом, а Ni — без наддува.

Если двигатель имел до наддува механический к. п. д. т. ?m, то при газо­турбинном наддуве он будет иметь:

Полученная формула показывает, что с повышением степени наддува при газотурбинном наддуве механический к. п. д. двигателя возрастает.

В том случае, когда газотурбонагнетатель кинематически связан с валом самого двигателя, отношение ?К = Nк / Ni может быть больше, меньше или равно отношению ?T = NT / Ni в зависимости от степени использования энергии отработавших газов двигателя. Здесь Nк — мощность, потребляе­мая наддувочным компрессором, а NT —мощность, развиваемая турбиной.

В этом случае, т. е. когда газотурбонагнетатель связан кинематически : валом двигателя, условный механический к. п. д. будет равен

где ?тд—механический к. п. д. собственно двигателя.

При ?T > ?К разность (?Т — ?К) называется положительным небалансом, а при ?т<?к(?к — ?Т) называется отрицательным небалансом.

Судовые дизели имеют следующие значения механического к. п. д.

vdvizhke.ru

Анализ параметров, влияющих на повышение мощности двигателя

Область применения дизелей в судовых установках непрерывно расши­ряется, а потому повышение мощности их является одним из важнейших вопросов современного судового дизелестроения. Для выявления возмож­ных путей повышения агрегатной мощности судовых дизелей рассмотрим выражение эффективной мощности

Как показывает эта формула, эффективная мощность двигателя зависит от диаметра цилиндра, средней скорости поршня, числа рабочих ходов поршней всех цилиндров двигателя за один оборот вала (i = kz), среднего индикатор­ного давления и механического к. п. д. Увеличение каждого из указанных параметров повышает агрегатную мощность двигателя.

Увеличение диаметра цилиндра, как это мы отмечали и ранее, повышает тепловую нагрузку стенок цилиндра, повышает нагрузку на поршень и на подшипники шатунно-мотылевого механизма, увеличивает массы дви­жущихся деталей, а следовательно, силы инерции их; увеличивает габарит­ные размеры и вес двигателя, а значит и стоимость. Кроме этого, изготов­ление цилиндров с большими диаметрами связано с технологическими трудностями. Вот почему увеличение максимального диаметра цилиндра в судовом дизелестроении происходило медленно. Значительный период времени наибольший диаметр, равный 900 мм, имел двухтактный дизель фирмы «Зульцер» с ходом поршня 1550 мм и с цилиндровой мощностью 2000 э. л. с.

Несмотря на это, последнее время некоторые дизелестроительные заводы приступили к выпуску судовых дизелей с увеличенными диаметрами ци­линдра.

Фирма «Бурмейстер и Вайн» с 1967 г. строит судовые двухтактные дизели с диаметром цилиндра 980 мм и ходом поршня 2000 мм. Цилиндровая мощ­ность этого дизеля составляет 3570 л. с. при п = 100 об/мин и ре = 10,8 кГ 1см2. Агрегатная мощность указанного дизеля в двенадцатици­линдровом исполнении равна 42 800 л. с. и является наибольшей мощностью в данное время.

Фирма «Зульцер» также приступила к выпуску двухтактных судовых дизелей с диаметром цилиндра 1050 мм и ходом поршня 1800 мм. Цилиндро­вая мощность дизеля 3200 л. с. (п = 103 об/мин, ре = 9,84 кГ/см).

Фирмы МАН и «Фиат» в 1967 г. начали испытания судовых двухтакт­ных дизелей с диаметрами цилиндра 1050 и 1060 мм; их цилиндровая мощ­ность 3500—4000 л. с.

Увеличение средней скорости поршня повышает тепловую и динамиче­скую напряженность двигателя и износ трущихся деталей его. По мере по­вышения средней скорости поршня срок службы двигателя сокращается, что вызывает увеличение стоимости его эксплуатации. Наибольшее число выпускаемых в данное время судовых дизелей имеет среднюю скорость поршня 6—6,5 м/сек. Более высокую скорость имеют двигатели многооборотные с небольшими размерами цилиндров. Дальнейшее повышение средней скорости поршня связано с успехами в области повышения износостойкости трущихся поверхностей деталей двигателя. Следует заметить, что в послед­ние годы наблюдается тенденция к расширению области применения средне­оборотных судовых дизелей. Так, фирмы «Пилстик», «Зульцер», МАН, «Фер­бенкс-Морзе» стали выпускать дизели с агрегатной мощностью до 12 000 л. с. при 400—475 об/мин.

Увеличение числа рабочих ходов поршня за один оборот вала опреде­ляется увеличением числа цилиндров и тактностью двигателя. Применение двухтактных двигателей позволяет значительно повысить агрегатную мощ­ность. Современные мощные судовые дизели строятся только двухтактными. Число цилиндров при однорядном расположении достигает 12. В быстро­ходных двигателях (с малыми размерами цилиндра) при неоднорядном рас­положении цилиндров число их доходит до 18; 24; 30 и больше.

Дальнейшее увеличение механического к. п. д. судовых двигателей возможно как за счет повышения качества изготовления и сборки деталей двигателя, улучшения смазки трущихся деталей, так и за счет уменьшения мощности механических потерь двигателя в целом.

Наиболее эффективным средством увеличения мощности двигателя яв­ляется повышение среднего индикаторного давления его. Среднее индика­торное давление может быть повышено за счет улучшения протекания ра­бочего цикла двигателя и за счет повышения весового заряда воздуха, по­ступающего в цилиндр, или, как последнее называют, за счет наддува двига­теля.

Совершенствование рабочего цикла двигателя может быть осуществлено различными путями, к числу которых относятся: повышение степени сжатия у двигателя, улучшение качества смесеобразования и повышение интенси­фикации процесса сгорания топлива. Выполненные исследования показы­вают, что повышение степени сжатия примерно до 12 значительно увеличи­вает среднее индикаторное давление. При дальнейшем повышении степени сжатия рост среднего индикаторного давления происходит медленно, а мак­симальное давление цикла возрастает быстро.

Наряду с глубокими исследованиями в области общей теории процессов сгорания у нас в Советском Союзе выполнено большое количество работ по интенсификации процесса сгорания топлива, протекающего в цилиндре дизеля. В результате этих исследований установлено влияние испаряемости топлива, физико-химических свойств топлива, интенсифицирующих приса­док к топливу, газовых присадок к воздуху на процесс сгорания топлива в цилиндре дизеля. Меньше была исследована возможность повышения мощ­ности дизеля и его экономичности путем присадок к воздуху горючих при­родных газов или различных фракций жидкого топлива.

Особенность цикла с присадкой топлива к сжимаемому заряду воздуха заключается в том, что в период процесса сжатия имеет место подготовка к низкотемпературному многостадийному процессу самовоспламенения. Характер, или, вернее, интенсивность этой подготовки в цилиндре дизеля зависит от концентрации и природы добавочного топлива (присадки).

Момент самовоспламенения (образование «горячего» взрыва) при этом будет определяться накоплением необходимой концентрации активных про­дуктов окисления. Топливо, вводимое в цилиндр через форсунку (основное топливо) в конце процесса сжатия, увеличивает необходимую концентрацию активных продуктов и тем самым определяет момент самовоспламенения смеси. Протекание процесса сгорания происходит с лучшим использованием воздуха, т. е. с меньшим коэффициентом избытка воздуха. Нами выполнено исследование работы судового дизеля с присадкой к воздуху горючего газа (пропан-бутановая смесь) и жидкого дизельного топлива [24]. Исследования проводились с судовым дизелем марки ЗД6. Добавочное топливо (присадка) вводилось во всасывающий коллектор двигателя. Горючий газ (пропан-бутановая смесь) вводился во всасывающий коллектор непосредственно из бал­лона, где он находился под давлением в жидком виде. Дизельное добавочное топливо специальным насосом вначале впрыскивалось в камеру (трубу), расположенную в выпускном коллекторе, где оно испарялось, и потом пары его оттуда поступали (засасывались) во всасывающий коллектор двигателя. Результаты выполненных нами исследований позволили сделать следующие заключения.

Впрыскивание жидкого добавочного дизельного топлива в камеру (трубу), расположенную в выхлопном коллекторе, вполне обеспечивает образование однородной смеси паров топлива с воздухом во впускном тракте двигателя.

Присадка как газообразного топлива, так и паров жидкого топлива к воздушному заряду цилиндра интенсифицирует процесс сгорания топ­лива, сокращая его продолжительность. При этом степень сокращения про­должительности процесса сгорания в основном зависит от количества и свойств добавочного топлива. Чем больше цетановое число дизельного топлива, тем значительнее степень сокращения продолжительности про­цесса сгорания при одинаковом коли­честве добавочного топлива. Для ди­зельного топлива наивыгоднейшее ко­личество добавочного топлива (при­садки к воздуху) составляет примерно 50% от суммарного расхода топлива.

При наивыгоднейшем количестве добавочного топлива и неизменной мощности двигателя температура отработавших газов уменьшается, окраска их почти полностью исчезает и отсутствуют отложения нагара на стенках камеры сгорания цилиндра. У исследуемого двигателя ЗД6 удельный эф­фективный расход дизельного топлива при этом снизился с 0,163 до 0,159 кг/э. л. с·ч.

Степень форсирования мощности двигателя данным методом зависит от значения допустимого максимального давления цикла и скорости нараста­ния давления при сгорании. При умеренных значениях максимального дав­ления цикла (рz? 70 кГ/см2) и скорости нарастания давления (?p / ?? = 4,0 ? 4,5 кГ/см2/°п. к. в.) мощность двигателя 3Д6 путем присадки дизельного топлива к воздушному заряду может быть повышена па 25—30% за счет уменьшения коэффициента избытка воздуха при горении до 1,65; удельный эффективный расход топлива при этом остается примерно без изменения.

Если добавить к воздушному заряду пропан-бутановую газовую смесь, мощность двигателя повышается до 35%; при этом эффективный к. п. д. повышается.

Для осуществления данного метода не нужны сложные специальные агрегаты, как, например, наддувочные агрегаты, и не требуется конструк­тивных изменений самого двигателя.

Применение присадки топлива к воздушному заряду особенно может повысить эффективность работы судовых дизелей на вязких сортах жидкого топлива.

Индикаторная диаграмма дизеля ЗД6 с присадкой топлива к воздушному заряду

На рис. 115 приведена осциллограмма рабочего процесса дизеля ЗД6 с присадкой оптимального количества дизельного топлива к воздушному заряду (50% от всего расхода топлива). Наличие окисления топлива в пе­риод сжатия определяет плавный переход от линии сжатия к процессу сго­рания на приведенной осциллограмме. Максимальное давление у рассма­триваемой осциллограммы равно рz = 73 кГ/см2, и скорость нарастания давления (?p / ??)ср = 3,6 кГ/см2/°п. к. в.

Наиболее распространенным и эффективным способом повышения мощ­ности двигателя в настоящее время является увеличение весового заряда воздуха, т. е. наддув двигателя.

Количественную оценку наддува определяют степенью наддува, пред­ставляющую собой отношение давления в начале сжатия при работе двига­теля с наддувом pан к давлению в начале сжатия без наддува ра.

Величина форсировки мощности двигателя при наддуве и неизменном числе оборотов вала определяется отношением среднего эффективного дав­ления при наддуве рен к среднему эффективному давлению двигателя без наддува ре.

Наддув называют умеренным, когда давление наддувочного воздуха не больше рк ? 1,8—2,0 кГ/см2 и ре = 10—12 кГ/см2, и высоким, когда рк ? 2 кГ/см2 и ре ? 12 кГ/см2.

Значение параметров рабочего цикла дизеля с наддувом в основном определяется величиной давления наддувочного воздуха и степенью сжа­тия у двигателя.

Температура воздуха в начале сжатия при работе двигателя с наддувом Тан, при охлаждении его после нагнетателя примерно равняется температуре воздуха в начале сжатия Та при работе без наддува.

При равных степенях сжатия и при работе с наддувом и без наддува ?н = ?, температура в конце сжатия при наддуве будет равна

где среднее значение показателя политропы сжатия п1 принято в том и дру­гом случае одинаковым.

Давление в конце сжатия при наддуве рс.н будет равно

т. е. возрастает пропорционально степени наддува.

Максимальное давление цикла при наддуве рzн при условии ?н = ? и ?н = ?, возрастет также пропорционально степени наддува:

Таким образом, при рассматриваемых условиях ?н = ?; ?н = ?; ?и = ? среднее индикаторное давление четырехтактного дизеля с наддувом возраста­ет пропорционально степени наддува.

При этом увеличение рi происходит за счет увеличения рz (площадь индикаторной диаграммы возрастает за счет увеличения высоты ее). Удель­ный индикаторный расход топлива примерно остается без изменения, а удельный эффективный расход зависит от способа привода в действие над­дувочного агрегата, т. е. от системы наддува и от степени повышения мощ­ности при наддуве. При газотурбинном наддуве удельный эффективный расход топлива уменьшается за счет увеличения механического к. п. д., как это было показано ранее в формуле (140). Тепловая нагрузка стенок цилиндра при наддуве возрастает вследствие увеличения коэффициента теплоотдачи от газов к стенке цилиндра.

Степень наддува, а следовательно, и степень повышения мощности ограничивается максимально допустимым значением давления рzн, а особенно при условиях ?н = ?; ?н = ?.

В целях возможного повышения степени наддува и снижения роста давления рzn при этом в практике осуществления наддува дизелей степень сжатия ?н и степень повышения давления при сгорании несколько уменьшают. Величина степени повышения давления ?н снижается путем уменьшения угла опережения подачи топлива. При указанных условиях ?н < ? и ?н < ?, найдем значение степени наддува:

Приведем пример, из которого будет видно, насколько можно повысить сте­пень наддува ?н при уменьшении степени сжатия и степени повышения дав­ления.

Имеем: ? = 1,5; ? = 15; рz = 55 кГ/см2; п1 = 1,37 и по условиям проч­ности и удельных давлений допустимо рzн = 65 кГ/см2 и, соответственно, ?н = 1,25. Примем ?н = 12,8, находим

Значение ?н равно принятому ранее.

Таким образом, путем снижения степени сжатия и степени повышения давления при сгорании можно значительно повысить степень наддува. Однако работа двигателя при этом будет происходить при более высоком значении температуры выпускных газов и средней температуры цикла, т. е. с худшим теплоиспользованием в цилиндре. По этой причине в дизелях с наддувом с однокамерным смесеобразованием степень сжатия применяют равной 13—15.

Результаты испытаний четырехтактного вихрекамерного дизеля с наддувом при различных углах опережения подачи топлива

На рис. 116 приведены результаты испытаний быстроходного четырех­тактного дизеля с наддувом (D = 127 мм, S =127 мм и п = 1 250 об/мин), с вихрекамерным смесеобразованием (рк = 1,69 кГ/см2 и tк = 60° С) при различных углах опережения подачи топлива 0 по насосу [18]. Приведен­ные результаты испытаний показывают, что с увеличением угла опережения подачи топлива выше оптимального (9° до ВМТ) удельный эффективный расход топлива ge снижается незначительно, тогда как максимальное дав­ление цикла повышается довольно значительно. Данные испытания подтверждают целесообразность применения малых углов опережения подачи топлива при работе двигателя с наддувом, и во всяком случае меньших, чем при работе двигателя без наддува.

Результаты испытаний четырехтактного дизеля с наддувом

На рис. 117 показаны сравнительные результаты испытаний однотип­ного двигателя с предыдущим (D = 120, 5 мм, S = 139,7 мм и п = 1 250 об/мин), но только с неразделенной камерой сгорания [ 18]. Давление и температура наддувочного воздуха, как и в предыдущем случае, равны рк = 1,69 кГ/см2 и tк = 60° С, Наименьший удельный эффективный расход топлива двигатель имеет при угле опережения подачи топлива около 13° и максимальном давлении цикла около 85,5 кГ/см2.

vdvizhke.ru

Измерение эффективной мощности двигателя

Страница 1 из 2

Измерение эффективной мощности двигателя

Важнейшим объектом измерения при испытании двигателя является его эффективная мощность. Для изме­рения крутящего момента, а следовательно, и эффективной мощности двигателя при стендовых испы­таниях применяют тормозные динамометры или просто тормо­зы. С помощью тормозов осуще­ствляется поглощение работы, совершаемой двигателем, и од­новременное измерение среднего значения крутящего момента.

Таким образом, тормозы могут быть применимы при установив­шемся режиме работы двигате­ля. Работа двигателя, при осуще­ствлении нагрузки его тормозом, тратится на преодоление гидравлического сопротивления в гидравлических тормозах и сил электромагнитного взаи­модействия в электрических тормозах. Наибольшее применение в стендо­вых испытаниях двигателей имеют гидравлические тормозы.

Схема гидравлического тормоза

На рис. 181 показана принципиальная схема гидравлического тормоза. На валу тормоза 2, который соединяется с валом двигателя, имеются диски 1, вращающиеся вместе с ним. Корпус тормоза 3, опираясь на подшипники 5, может поворачиваться относительно оси вала тормоза. Полость корпуса тормоза заполняется водой. При вращении вала тормоза 2 вода, увлекаемая дисками 1, стремится повернуть корпус тормоза в том же направлении, а мо­мент РL, создаваемый грузом Р, подвешенным на рычаге 4, противодей­ствует этому.

Таким образом, при установившемся режиме работы двигателя тор­мозной момент, направленный против вращения ротора тормоза, уравнове­шивает равный ему, но противоположно направленный крутящий момент, приложенный к валу тормоза. Совершаемая при этом работа превращается в теплоту, которая нагревает воду, протекающую через тормоз. Груз 6 уравновешивает вес рычага 4.

На рис. 182 приведена конструкция гидравлического тормоза с регу­лированием величины тормозного момента величиной наполнения корпуса его водой. Вода подводится в этом тормозе по трубе 2 и гибкому шлангу 5,а отводится по трубе 3. Груз подвешивается к рычагу 6 на тарелку 1, вес рычага уравновешивается грузом 4. Наряду с указанным рычажным изме­рением тормозного момента применяется измерение и с помощью маятни­ковых весов.

Как известно, эффективная мощность двигателя выражается через кру­тящий момент М и число оборотов вала его n следующей формулой:

Гидравлический тормоз

Если градуировка шкалы (весом) тормоза отнесена к плечу, равному 716,2 мм, то формула для подсчета эффективной мощности двигателя при­нимает вид

где Р — показание тормоза в кГ.

Каждый тормоз имеет свою характеристику — зависимость между мощ­ностью, поглощаемой тормозом, и числом оборотов ротора. Начальный _ участок этой характеристики при максимальном заполнении тормоза прибли­жается к кубической параболе. Верхняя точка участка характеристики соот­ветствует максимальному значению крутящего момента. Кроме того, на характеристике указываются точки, соответствующие максимальной мощ­ности, поглощаемой тормозом, и максимально допустимому числу оборотов ротора его.

Тормозы с регулируемым слоем воды более просты по конструкции, но имеют непостоянство величины тормозного момента, возникающее в ре­зультате самопроизвольных колебаний толщины слоя воды. Поэтому за показания такого тормоза надо принимать среднее значение из нескольких следующих один за другим отсчетов. Гидравлические тормозы, правильно подобранные и находящиеся в хорошем состоянии, позволяют производить измерение крутящего момента вала двигателя с относительной ошибкой, не превышающей 1—2%.

Для измерения эффективной мощности двигателя, установленного на судне, применяются торсионные динамометры (торсиометры), с помощью которых производится измерение угла закручивания вала, передающего крутящий момент двигателя. Зависимость между углом закручивания вала, т. е. угла относительного поворота двух сечений вала, взятых на расстоянии l между ними, и крутящим моментом, приложенным к этому валу, выражается формулой:

Величина относительного смещения фланцев муфт торсиометра в зави­симости от типа его измеряется механическим, оптическим или электри­ческим путем. Существует большое разнообразие конструкций торсиомет­ров, но все они обладают громоздкостью и малой точностью измерения, а по­тому в практике все они нашли весьма малое применение. Наиболее перcпективными являются торсиометры, основанные на применении электри­ческих методов измерения угла закручивания вала. Из их числа следует назвать электротензометрический торсиометр и фотоэлектронный торсио­метр. Электротензометрический торсиометр основан на измерении мгновен­ных значений крутящего момента и числе оборотов вала с помощью метода проволочной тензометрии. Тензомост составляется из четырех датчиков, наклеиваемых на поверхность вала под углом 45° к образующей. Деформа­ция поверхностных волокон вала при его скручивании, а следовательно, и деформация проволоки датчиков вызывает разбаланс моста. Напряжение с измерительной диагонали моста подается на усилитель и регистрируется после усиления с помощью осциллографа или самописца. В результате измерения определяются касательные напряжения на поверхности вала по формуле

Схемы наклейки проволочных датчиков на вал и включения их в цепь усилителя показаны на рис. 183, а и б.

Схема наклейки проволочных датчиком на вал включение их в цепь усилителя

Фотоэлектронный торсиометр основан на измерении сдвига фаз между сигналами двух датчиков, закрепленных в двух сечениях вала. Специальная электронная схема позволяет преобразовать сигналы от датчиков в прямо­угольные импульсы. Средняя величина тока в цепи регистрирующего при­бора пропорциональна сдвигу фаз токов датчиков, а следовательно, пропор­циональна углу закручивания вала.

Схема торсиометра

Рассмотрим схему установки торсиометра ЛИВТа. На вал 3 с помощью стяжных болтов устанавливаются растры 1 (рис. 184). Они выполняются разъемными, что позволяет монтировать их на валу без разборки валопровода. К поверхности вала растры прижимаются базовыми ножами 2.

Малая поверхность опоры уменьшает погрешность определения базы прибора до ± 0,5 мм. Края растров имеют прямоугольные радиальные про­рези шириной 1 мм, через которые луч света от осветителя 4 проходит к фо­тосопротивлению 5.

При вращении вала прорези растра через определенные промежутки времени пропускают луч света на фотосопротивление, которое в эти моменты генерирует фототок. Таким образом возникают импульсы тока. Нетрудно видеть, что ширина проре­зей и расстояние между ними являются основными параметрами прибора, вли­яющими на точность изме­рения. Действительно, с уменьшением расстояния между прорезями возра­стает число импульсов, что обеспечивает более точное определение угла сдвига фаз.

Кроме того, на точ­ность измерения влияет скорость кромки прорези. Чем больше скорость, тем быстрее будет открываться источник света и тем быстрее во времени возрастает фототок от нуля до своего максимума, иначе, получаем более крутой фронт импульса. Последнее необ­ходимо потому, что триггер, входящий в электрическую схему, срабатывает при достаточной крутизне переднего фронта импульса.

Высота прорезей принимается примерно в 2 раза больше высоты рабо­чего поля фотосопротивления, что исключает влияние радиальных колеба­ний вала на работу прибора. В корпусе осветителя помещена лампочка мощ­ностью 15 вт. Объектив от микроскопа служит для получения отчетливого изображения нити накаливания на поле фотосопротивления. Возникающие импульсы тока не являются строго прямоугольными и не имеют достаточно большую амплитуду для работы измерительного прибора. Поэтому предва­рительно эти импульсы усиливаются и преобразуются в прямоугольные импульсы с достаточной крутизной переднего фронта. Эту функцию выпол­няет усилительно-формирующий блок на полупроводниках. Для нормальной работы триггера сформированные импульсы дифференцируются, в результате чего получаем импульсы с малой длительностью. Эти импульсы поступают на вход триггера. Триггер — это импульсное устройство, имеющее два устойчивых состояния равновесия, которое может переходить от одного состояния равновесия в другое с помощью внешнего воздействия (импульса). Причем при переходе триггера (срабатывании) из одного состояния в другое изменяется величина напряжения на коллекторах полупроводников. При подаче импульсов от двух датчиков в общей цепи триггера в зависимости от фазового сдвига между импульсами течет различный ток, который воздейст­вует на измерительный прибор, вызывая отклонение стрелки последнего. По отклонению стрелки определяют угол закручивания вала.

Этот тип торсиометра позволяет измерить в широком диапазоне скоро­стей крутящий момент с допустимой погрешностью.

Вследствие того что в эксплуатации судовых дизелей до сих пор еще не получил широкого применения прибор для замера крутящего момента греб­ного вала, определение эффективной мощности производится по косвенным

показателям. В качестве косвенных показателей мощности, развиваемой двигателем, приняты его часовой расход топлива и температура отработав­ших газов. Основано это на том, что эффективная мощность и крутящий мо­мент двигателя являются функцией расхода топлива, количественная оцен­ка которой определяется следующими вы­ражениями:

На основании стендовых испытаний головного двигателя указанные зависимости при различных числах оборотов вала представляются графи­чески, как это показано на рис. 185 и 186.

Зависимость расхода топлива от мощности двигателя

Зависимость рахода топлива от крутящего момента двигателя

Как следует из предыдущего, температура отработавших газов (за вы­пускным коллектором) зависит от мощности двигателя, количественную оцен­ку которой, также по данным стендовых испытаний, представляют графи­чески (рис. 187).

Зависимость температуры выпускных газов от крутящего момента двигателя

При испытании судна и его силовой установки данные графические зависимости используются как паспортные характеристики, по которым и определяют мощность, развиваемую двигателем. Для этого в испытываемый период работы судна измеряют часовой расход топлива и число оборотов ко­ленчатого вала двигателя, работающего на гребной винт. Откладывая по оси ординат значения Gт на графике (см. рис. 185) или Gт/n на графике (см. рис. 186), на оси абсцисс найдем искомыe Ne или Ме. В качестве допол­нения и проверки эффективную мощность двигателя определяют и по замеренной температуре отработавших газов tг, для чего пользуются графиком, приведенным на рис. 187.

vdvizhke.ru

Коэффициенты полезного действия и их взаимосвязь

При анализе идеальных циклов дана зависимость для термического КПД цикла со смешанным подводом тепла:

ηt= 1 — (1 / ε к-1) (λ p к-1 / (λ -1 + к λ (p-1)). 

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

ηt = (Qг — Qx) / Qг ≈ (Qт — Qгаз) / QТ          (№1)

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

ηi= (Qr — Qx) / Qr — Qт.п. / Qr = Q i / Qт          (№2)

Индикаторный КПД есть отношение тепла, эквивалентного индикаторной работе газов в цилиндре, ко всему теплу от сгорания топлива. Значениеηi, выраженное через индикаторную мощность Ni, имеет вид:

ηi = 3600  Ni / Gт Qн          (№3)

  • где 3600 Ni — количество тепла, превращенное в полезную работу в цилиндре за 1 час, кДж/час;
  • Qн — теплотворная способность топлива, кДж/кг;
  • Gт — часовой расход топлива, кг/час.

Связь между термическим и индикаторным КПД устанавливается с помощью механического коэффициентамполезного действия:

ηio: ηi=ηt ηio

Коэффициент ηio учитывает степень приближения рабочего цикла двигателя к идеальному. Абсолютное значение ηio для дизелей лежит в пределах: ηio=0,7÷0,85.

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

ηе = (Qr — Qx) / Qг — Qт.п. / Qr — Qмех/ Qr — Qe / Qт          (№4)

По аналогии с формулой (№3) можно записать:

ηe =  3600 Ne/Gт Qн          (№5)

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

ηе = ηi ηмех  =  ηt  ηio  ηмех          (№6)

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

ηм  = ηе / ηi          (№7)ηм  = Ne/ Ni  =  (Ni — Nм) / Ni  =  1 — Nм / Ni          (№7’)ηм  =  Ре/ Pi  =  1-Рм / Pmi           (№7”)

Наиболее важным показателем экономичности работы двигателя является эффективный КПД ηе.На величину ηе оказывают влияние:

  • степень сжатия £;
  • нагрузка и частота вращения двигателя;
  • способ и качество смесеобразования;
  • скорость сгорания топлива;
  • угол опережения подачи топливаφнп;
  • величина относительной доли тепла Qoxл;
  • момент начала фазы выпуска;
  • соотношение между Nмех и Ni и т.д.

Возрастание степени сжатия £ приводит к росту термического КПД и через ηt — к возрастанию ηe. О величинах £ 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 с 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 ηi. Рост ηi при увеличении а 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 ηi.

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 Qгаз увеличивается, что приводит к снижению ηi и ηe. 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 Qохл) снижаются, что увеличивает ηi. Это одна из причин, почему не следует держать температуру охлаждения ниже уровня, рекомендованного фирмой -строителем.

Момент начала выпуска газов из цилиндра влияет на долю Qгаз 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 Nмех и Ni, определяющее механический КПД, зависит от уровня форсировки двигателя и его типа. Как видно из формулы (№7’), ηмех увеличивается с увеличением Ni или уменьшением Nмех. Мощность механических потерь конкретного дизеля незначительно зависит от нагрузки двигателя (среднего индикаторного давления Pi), а зависит главным образом от частоты вращения коленчатого вала. Поэтому в двигателях с наддувом ηмех увеличивается, так как индикаторная мощность растет, а мощность механических потерь при неизменной частоте вращения остается той же. В ряде случаев Nмех при наддуве снижается (в частности, при замене приводного нагнетателя воздуха газотурбинным).

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

При неизменном положении топливной рейки двигателя, когда обеспечена примерно постоянная цикловая подача топлива, Рi ≈ const; при увеличении частоты вращения Nмех растет примерно пропорционально n при Pмех = const. Следовательно, если частота вращения изменяется при застопоренной топливной рейке, то механический КПД не изменится: ηмех ≈ const.

Если при равных геометрических размерах и одинаковых частотах вращения в 2-х и 4- тактном двигателях обеспечить Pi = 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 Pмех (формула(№7″)) учитывает все механические потери, в том числе потери насосных ходов поршня Pн: Рмех = Ртр + Рн. Если во время насосных ходов совершается полезная работа за счет предварительно сжатого воздуха, то давление Рн может превысить давление на преодоление сил трения Ртр: Рн > Ртр. Тогда:

ηмех  = 1 — Рмех / Pi = 1 — (Ртр — Рн) / Pi= 1 + (Рн — Ртр) / Pi > 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 ηмех > 1,  ηе > ηi , что противоречит физической сути понятий КПД. К

sea-man.org


Каталог товаров
    .