ВНЕШНИЙ ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ

План

14.1. Уравнение теплового баланса.

14.2. Анализ составляющих теплового баланса.

14.3. Тепловая напряженность деталей ДВС.

В ДВС в эффективную работу превращается лишь 20-40% от теплоты сгорания топлива. Остальная часть теплоты в виде различных потерь передается окружающей среде через систему охлаждения, с отработанными газами и теплопередачей от наружных поверхностей двигателя.

Для определения возможностей снижения тепловых потерь двигателя и, следовательно, увеличение его экономичности, получения необходимых данных для расчета систем двигателя необходимо знать, как распределяется теплота сгораемого топлива.

Распределение теплоты на эффективную работу и по отдельным видам тепловых потерь, называют внешним тепловым балансом.

Тепловой баланс двигателя определяется экспериментально в зависимости от различных параметров: числа оборотов, нагрузки, состава смеси и т.д.

Уравнение теплового баланса в абсолютных количествах теплоты (ккал/час) имеет вид:

1) Q_т - теплота от сгорания топлива, введенного в двигатель; Q_т = H_и_* G_т,(ккал/час), H_и - низшая теплота сгорания топлива. G_т - часовой расход топлива на данном режиме.

2) Q_е - теплота, эквивалентная совершенной эффективной работе двигателя; Q_е = 632* N_е (ккал/час); N_е - эффективная мощность (л.с.)

3)Q_охл -теплота, отданная среде через систему охлаждения. Эта составляющая включает теплоту, переданную через стенки цилиндра, камеры сгорания и выпускные патрубки головки цилиндров за весь рабочий цикл, а также большую часть теплоты, образовавшейся от трения поршня и колец о стенки цилиндра. Остальная часть теплоты от трения и теплопередачи в поршень уносится маслом.

где G_w - количество жидкости, циркулирующей в системе охлаждения в единицу времени; С_v - теплоемкость охлаждающей жидкости ( для воды С_v=1); t_wвых и t_wвх - температура охлаждающей жидкости на выходе и входе из двигателя.

4) Q_гф - физическая теплота, уносимая с отработанными газами. Q_гф определяют на испытаниях, обычно при помощи специальных теплообменников, в которых отработавшие газы отдают часть своей теплоты охлаждающей их воде.

5) Q_н._е - часть теплоты топлива, теряемая из-за химической неполноты сгорания при a <1 (обогащенная смесь).a - коэффициент избытка воздуха.

При a >1 величину Q_н._е обычно включают в остаточный член теплового баланса.

6) Q_м - теплота, отводимая масляной системой. Определяется экспериментально масляным теплообменником. Эти потери составляют 1,5-3% от всего тепла топлива, поэтому их часто включают в Q_ост.

7) Q_ост - остаточный член теплового баланса, состоящий из потерь на:

а) работу вспомогательных механизмов;

б) физическую неполноту сгорания при a >1, являющегося результатом недостаточно хорошего смесеобразования;

в) отводом теплоты в масляную систему;

г) теплопередача от наружных поверхностей двигателя;

д) прочие неучтенные потери и неточности теплового баланса.

Для оценки распределения теплоты более наглядным является уравнение теплового баланса, составленное в процентах от теплоты сгораемого топлива:

где: q_е = Q_е/Q_т_* 100%; q_охл = Q_охл/Q_т_* 100% и т.д.

Примерные значения относительных величин внешнего теплового баланса сведены в таблицу 14.1.

Таблица14.1.

Примерные значения относительных величин внешнего теплового баланса

Тип двигателя
С искровым зажиганием	21-32	15-25	30-50	0-30	5-10
Дизель	29-40	20-35	25-40	0-5	3-8

Каждая модель двигателя имеет свой характерный для нее тепловой баланс.

При уменьшении мощности ДВС (прикрытие заслонки) в двигатель поступает все меньшее количество смеси и соответственно сокращается количество выделяемой теплоты, уменьшаются температура и давление газов в цилиндрах. Все это существенно влияет на изменение теплового баланса двигателя. Доля теплоты, идущая на полезную работу q_е, и равная эффективному к.п.д. двигателя, по мере снижения нагрузки уменьшается.

Уменьшение q_е происходит главным образом из-за увеличения относительных потерь на трение, в охлаждающую среду, ухудшение замедления процесса сгорания и обогащения смеси на малых нагрузках (потери на химическую неполноту сгорания).

Анализ показывает, что на режиме полной нагрузки, теплота расходуется наиболее полезно: например для тракторного дизеля с турбонаддувом q_е=38%. При увеличении частоты вращения, время теплообмена уменьшается, в тоже время увеличиваются потери теплоты с отработавшими газами, так как процесс сгорания в большей степени переносится на линию расширения (догорание на такте расширения).

Изменение доли теплоты, передаваемой смазочному материалу, обусловлено влиянием нагрузки и частоты вращения двигателя, на внутренние потери.

Анализ составляющих теплового баланса имеет практическое значение. Например, полученные значения Q_охл, Q_м, Q_газ применяют при расчете систем охлаждения, наддува и смазочной системы.

По значению Q_н._сможно судить о степени неполноты сгорания, для решения задачи повышения использование теплоты в двигателе.

Тепловая напряженность двигателя характеризует уровень температуры его основных деталей и определяет допускаемую из условий прочности применяемых материалов, термическую нагрузку для них. Тепловая напряженность характеризует также условия работы трущихся пар.

Теплонапряженность деталей двигателя характеризуется общим температурным уровнем, температурой и перепадом температур в характерных зонах, температурными градиентами, тепловыми потоками и их распределением между элементами деталей.

Показатели тепловой напряженности могут быть получены на основе расчета или экспериментального определения температуры в характерных зонах. Наиболее полная оценка тепловой напряженности двигателя может быть сделана после исследования и анализа их температурных полей, полученных методом конечных элементов.

Современная тенденция развития быстроходных двигателей, характерна стремлением их форсирования по скоростному режиму и среднему эффективному давлению. Такое направление приводит к росту механических и тепловых нагрузок. Последние в основном и определяют предел форсирования двигателя.

В наиболее сложных условиях, по тепловой напряженности находятся огневые днища головки блока цилиндров и поршня, температурные поля которых, характеризуются значительной неравномерностью в различных зонах. Температура поверхности этих деталей и особенно поршня, существенно влияет на условия эксплуатации двигателя и его надежность.

Перегрев поршня вызывает закоксовывание колец, задиры рабочей поверхности поршня и гильзы и другие дефекты.

Вследствие неравномерного поля температур в днище поршня и головке они деформируются, так как степень тепловой напряженности этих деталей не одинакова, то возникают трещины и прогар в отдельных местах.

Предельную температуру поршня из легких сплавов определяют из условия достаточно высоких механических свойств.

Предел прочности на разрыв с увеличением температуры поршня резко падает, начиная с 423 К.

На температуру деталей цилиндропоршневой группы двигателя влияют частота вращения коленчатого вала, среднее эффективное давление, отклонение регулировок, параметры поступающего в двигатель воздуха, противодавление на выпуске отработавших газов, а также параметры охлаждающей жидкости и смазки.

Достижение оптимальных условий по тепловому состоянию форсированного двигателя определяется рациональной конструкцией тепловоспринимающих полостей охлаждения и параметров системы охлаждения.

Большое значение имеет также правильное соотношение между количеством теплоты, отдаваемой в охлаждающую двигатель среду и удаляемой из цилиндра с отработавшими газами.

Особенно в случае газотурбинного наддува рациональное распределение отвода теплоты способствует повышению теплоиспользования и, следовательно, форсированию двигателя.

При этом путем ввода воздуха в цилиндр большего массового количества воздуха и соответственно ( для дизеля) работы на больших нагрузках с более высоким значением коэффициента избытка воздуха можно существенно снизить тепловую напряженность двигателя.

Таким образом, изучение факторов, влияющих на тепловую напряженность ответственных деталей двигателя имеет большое значение для обеспечения надежной его эксплуатации.

Тепловая напряженность основных деталей определяется величиной удельного теплового потока

q = Q/F, Вт/м²,

где Q- количество теплоты, проходящей через рассматриваемую поверхность детали, Вт; F- рассматриваемый участок поверхности, м².

Наиболее напряженными деталями в тепловом отношении в четырехтактном двигателе являются выпускные клапаны.

Продувка цилиндра воздухом в период перекрытия клапанов, которая применяется, например, при наддуве, - эффективный способ охлаждения клапанов.

Широкое применение находит натриевое охлаждение клапанов и интенсивное направленное охлаждение наиболее нагреваемых участков (зона расположения гнезд клапанов, форсунок и т.д.).

Вопросы для самоконтроля:

1.Что называют внешним тепловым балансом?

2. Какие основные виды тепловых потерь вы можете назвать?

3. Каким образом определяется тепловая напряженность деталей ДВС?

4. Для чего служит уравнение теплового баланса?

ЛЕКЦИЯ 15

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

План

15.1. Процесс впуска.

15.2. Процесс сжатия.

15.3. Процесс сгорания.

15.4. Процесс расширения.

15.5. Процесс выпуска.

Тепловой расчет двигателя позволяет аналитически с достаточной степенью точности определить основные параметры вновь проектируемого и модернизируемого двигателя, а также оценить индикаторные и эффективные показатели работы вновь созданного двигателя.

Рабочий цикл рассчитывают для определения индикаторных, эффективных показателей работы двигателя и температурных условий работы деталей, основных размеров, а также выявления усилий, действующих на его детали, построения характеристик и разрешения ряда вопросов динамики двигателя.

При проектировании тракторного или автомобильного двигателя эффективную мощность задают конструктору или определяют методом тягового расчета с учетом выбранного типа двигателя. По эффективной мощности определяют рабочий объем цилиндра и основные размеры двигателя (диаметр цилиндра и ход поршня).

В расчетах основных размеров двигателя требуется знание среднего индикаторного давления р_o. Его значение для проектируемого двигателя находят из индикаторной диаграммы двигателя, принятого в качестве прототипа, или по индикаторной диаграмме, воспроизведенной в результате расчетов и построений действительных циклов двигателя.

Расчет действительных циклов позволяет ознакомиться с явлениями и процессами, протекающими в цилиндрах двигателя, воспроизвести индикаторную диаграмму, по которой определяют среднее индикаторное давление.

В связи с большой сложностью проходящих в цилиндрах процессов в расчетах принимают упрощения и допущения, с тем, чтобы применить обычные термодинамические уравнения.

Результаты теплового расчета в дальнейшем используются при проведении кинематического и динамического расчетов.

При выполнении расчетов задается ряд параметров с учетом пределов их изменений, а также их значений для двигателей, принятых в качестве прототипов.

Процесс впуска

При этом задаются следующими параметрами.

В двигателе без наддува (со свободным впуском) воздух поступает в цилиндры из атмосферы, и при расчете давление окружающей среды принимается равным р_о=0,1 МПа, а температура Т_о=293 К.

В двигателе с наддувом воздух предварительно сжимается до давления р_Н при температуре Т_К1. Давление во впускном трубопроводе двигателя р_К1 меньше р_Н в связи с потерями во впускном тракте. При введении промежуточного охлаждения воздух из нагнетателя поступает в холодильник и затем в цилиндр двигателя с соответствующими давлением и температурой за холодильником, принимаемыми в качестве параметров окружающей среды.

В зависимости от степени наддува принимают давление наддувочного воздуха:

р_К1 = 1,5 р_о - при низком наддуве;

р_К1 = 1,5...2,2 р_О - при среднем наддуве;

р_К1 = 2,2...2,5 р_О - при высоком наддуве.

Температура воздуха за компрессором

где n_к - показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре; n_к = 1,4...1,6 - для поршневых нагнетателей; n_к = 1,55...1,75 - для объемных нагнетателей; n_к = 1,4...2 - для осевых и центробежных нагнетателей.

Перед началом процесса наполнения в объеме V_с камеры сгорания всегда содержится некоторое количество остаточных газов. Их давление зависит от числа и расположения клапанов, сопротивления впускного и выпускного трактов, фаз газораспределения, частоты вращения и нагрузки двигателя и т.д.

Для автотракторных двигателей без наддува и с наддувом при выпуске в атмосферу давление остаточных газов р_Г = 1,05...1,25 р_О. Для двигателей с высокой частотой вращения принимают большие значения р_Г.

Для двигателей с газотурбинным наддувом р_Г = 0,75...0,98 р_К.

Ориентировочные пределы значений р_Г для четырехтактных автотракторных двигателей следующие:

1) для карбюраторных двигателей - 0,102...0,120 МПа;

2) для дизелей без наддува - 0,105...0,125 МПа;

3) для дизелей с наддувом (при давлении наддува р_К_£ 0,2 МПа без промежуточного охлаждения) - 0,75...0,95 р_К;

4) для двухтактных дизелей с прямоточной продувкой - 0,105...0,12 МПа.

Температура остаточных газов Т_Г в зависимости от конструкции двигателя и режимов работы для четырехтактных двигателей принимается в следующих пределах:

1) для карбюраторных двигателей - 900-1100 К;

2) для дизелей без наддува и с наддувом (при р_К_£ 0,2 МПа без охлаждения воздуха) - 600...900 К;

3) для газовых двигателей - 750-1000 К;

4) для двухтактных дизелей с прямоточной продувкой - 600...900 К.

Выбирая значение Т_Г следует учитывать, что при увеличении частоты вращения температура остаточных газов возрастает, при увеличении степени сжатия и угла опережения зажигания снижается.

Под давлением в конце впуска р_а подразумевается среднее значение давления за процесс впуска. Давление р_а для двигателей без наддува всегда ниже, а для двигателей с наддувом всегда выше атмосферного. Теоретически определение р_а затруднено.

По экспериментальным данным давление впуска р_а равно:

1) для карбюраторных двигателей при номинальном режиме р_а=0,07...0,09 МПа;

2) для дизелей с наддувом р_а = 0,15...0,2 МПа и более;

3) для четырехтактных дизелей при давлении наддува р_К_£ 0,2 МПа и без охлаждения воздуха р_а = 0,9...0,96 р_К;

4) для двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой р_а принимают равным атмосферному;

5) для двухтактных двигателей с прямоточной продувкой р_а = 0,85...1,05 р_к.

Давление в конце впуска может быть приближенно определено:

р_а = р_к – р_а или р_а = р_о – р_а.

Потери давления р_а за счет сопротивления впускной системы и уменьшению скорости движения заряда в цилиндре приближенно определяют из уравнения Бернулли:

По опытным данным для современных автомобильных двигателей при номинальном режиме

где e _ВП = 50...130 м/с - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы.

Плотность заряда на впуске (кг/м³):

где R_В = 287 Дж/(кг_град) - удельная газовая постоянная воздуха; r _О - плотность заряда на впуске без наддува (при р_К = р_О и r _о = r _К).

У четырехтактных двигателей без наддува значение находится в пределах:

1) для карбюраторных двигателей - 0,05...0,2 р_о;

2) для дизелей без наддува - 0,03...0,18 р_о;

3) для дизелей с наддувом - 0,03...0,2 р_о.

Температура в конце впуска с некоторым приближением определяется:

Т учитывает подогрев заряда от нагретых деталей двигателя. Повышение Т улучшает процесс испарения топлива, но снижает плотность заряда.

Для четырехтактных двигателей значения Т принимают:

1) для карбюраторных двигателей - -5...+25 ;

2) для дизелей без наддува - +20...+40 ;

3) для дизелей с наддувом - 0...+10 ;

4) для двухтактных дизелей с прямоточной продувкой +5...+10 .

Для двигателей без наддува Т_К! = Т_о.

Значение Т_а у современных двигателей:

1) для карбюраторных двигателей - 320...380 К;

2) для дизелей без наддува - 310...350 К;

3) для четырехтактных дизелей с наддувом и двухтактных дизелей - 320...400 К.

g _Г - коэффициент остаточных газов.

1) для бензиновых и газовых двигателей без наддува - 0,04...0,08;

2) для дизелей без наддува и с наддувом - 0,03...0,06;

3) для двухтактных дизелей - 0,04...0,10.

Коэффициент наполнения определяется

Для четырехтактных двигателей h _V равно:

1) для карбюраторных двигателей - 0,75...0,85;

2) для дизелей без наддува - 0,8...0,9;

3) для дизелей с наддувом - 0,8...0,95;

4) для двухтактных дизелей - 0,75...0,85.

Коэффициент остаточных газов

Для двигателей без наддува р_К = р_О и Т_К = Т_О.

Процесс сжатия

Ориентировочные значения степени сжатия e для современных автотракторных двигателей:

1) для карбюраторных двигателей - 6...9;

2) для дизелей без наддува - 16..20;

3) для дизелей с наддувом - 12...15;

4) для отдельных высокофорсированных автомобильных карбюраторных двигателей - 11.

В реальном двигателе процесс сжатия протекает по сложному закону, с переменным показателем политропы сжатия. На практике параметры процесса сжатия расчитывают упрощенно, принимая постоянное среднее значение показателя политропы.

Давление и температура в конце сжатия определяются

Для современных двигателей показатель политропы равен:

1) для карбюраторных двигателей (при полном открытии дроссельной заслонки):

n₁ = 1,34...1,39; р_с = 0,9...1,6 МПа; Т_с = 650...800 К;

2) для дизелей без наддува:

n₁ = 1,38...1,42; р_с = 3,5...5 МПа; Т_с = 700...900 К;

3) для дизелей с наддувом:

n₁ = 1,35...1,38; р_с = 6...8 МПа; Т_с = 900...100К.

Процесс сгорания

Состав топлива задается массовым или весовым содержанием основных элементов: углерода С, водорода Н и кислорода топлива О_Т.

Теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания массовой или объемной единицы топлива определяется по его элементарному составу. Для жидких топлив:

l_О = 1/0,23* (8/3 C + 8H – O_т),

где 0,23- массовое содержание кислорода воздуха. Это же количество воздуха в киломолях L_о = lо/m _В, где m _В = 28,96 кг/кмоль - масса 1 кмоля воздуха.

Коэффициент избытка воздуха

a = l/lо = L/Lо,

где l,L - действительное количество воздуха; lо,Lо- теоретически необходимое количество.

Значение a для ДВС на номинальном режиме работы:

1) для карбюраторных двигателей - 0,75...0,95;

2) для дизелей:

а) с нераздельной камерой и объемным смесеобразованием - 1,5...1,8;

б) с пленочным смесеобразованием - 1,45...1,55;

в) для вихрекамерных и предкамерных - 1,25...1,45; г) с наддувом 1,35..2.

Количество свежего заряда:

где m _Т - молекулярная масса топлива; m _Т = 110..120 кг/кмоль - для автомобильных бензинов; m _Т 7m 4т 0 = 180...200 кг/кмоль - для дизельного топлива.

Общее количество продуктов сгорания топливовоздушной смеси:

- при a < 1;

- при a ³ 1.

Химический коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

Средняя молекулярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторных двигателях (при a <1)

Число молей газов после сгорания

M_z = M₂ + M_г.

Действительный (расчетный) коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

где b = 1,05...1,08 - для карбюраторных ДВС; b = 1,01...1,05 - для дизелей.

Количество теплоты, передаваемое газами при сгорании 1 кг топлива

Q = e (Q_н - Q_н),

где e - коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания (e = 0,85..0,95 - для карбюраторных двигателей; e = 0,7...0,9 – для дизелей); Q_н - удельная низшая теплота сгорания топлива; Q_н = 119950(1-a )Lо,кДж/кг - потеря части теплотворности из-за химической неполноты сгорания топлива при a <1.

Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания

, где a < 1