Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя

В идеальном поршневом двигателе подводимое тепло частично превращается в полезную работу, частично отдается холодному источнику.

В реальном двигателе тепло, выделяющееся при сгорании топлива, частично переходит в так называемую “эффективную” работу; остальная часть составляет тепловые потери двигателя. Под эффективной работой понимают полезную работу, совершаемую двигателем на фланце отбора мощности.

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:

$Q_m = Q_e + Q_{охл} + Q_{газ} + Q_{нб}, Форм. 1$

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.

$Q_e = Q_i + Q_{м}, Форм. 2$

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:

$N_i = p_{mi} FS \frac{n}{60m}i, кВт,$

• 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:

$N_i =\frac{p_{mi}·V_s·n}{0,06m}i, кВт, Форм. 3$

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:

$N_{i }= \frac{p_{mi}FSn·{10}^4}{60·75m}i, или N_{i }= \frac{p_{mi}·V_s·n}{0.45m}i, илс Форм. 4$

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

$N_{i }= \frac{p_{mi}·V_s·n}{0.441m}i, илс. Фом. 5$

В практике часто используется другая разновидность этой формулы:

$N_{i }=C · p_{mi}·n·i, илс, Форм. 6$

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:

$N_{i }=\Sigma N_{iц}.$

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:

$N_{i }=N_{i }– N_{м} Форм. 7$

По аналогии с зависимостью (Формула 5) можно записать:

$N_i = \frac{p_e·V_s·n}{0.441m}i, элс, Форм. 8$

где:

• p_e — среднее эффективное давление, бар.

Среднее эффективное давление меньше среднего индикаторного давления на величину p_м:

$p_e = p_{mi} – p_{м}. Форм. 9$

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).

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.

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:

$L_{сж}={\left(n_I–1\right)}^{–1} \left(P_c{V}_c–P_a{V}_a\right), Форм. 11$

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

$L_p^{\prime }=P_z\left(V_z–V_c\right), Форм. 12$

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

$L_{{}_p}^{″}={\left(n_2–1\right)}^{–1} \left(P_z{V}_z–P_b{V}_b\right). Форм. 13$

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

$L_i=L_p^{\prime }+L_p^{″}+L_{сж}. Форм. 14$

Подставляя значения слагаемых правой части, можно получить:

$L_i=P_z{V}_c\left(\frac{V_z}{V_c}–1\right)+\frac{P_z{V}_z}{n_2–1}·\left(1–\frac{P_b{V}_b}{P_z{V}_z}\right)–\frac{P_c{V}_c}{n_1–1}·\left(1–\frac{P_a{V}_a}{P_c{V}_c}\right).$

Так как:

$P_z=\lambda P_c;$

$V_z=\rho V_c;$

$P_b{V}_b/P_z{V}_z=T_b/T_z={{{\left(V_z/V_b\right)}^n}_2}^{–1}=1/{{{\epsilon }^m}_2}^{–1};$

$P_a{V}_a/P_c{V}_c=T_a/T_c={\left(V_c/V_a\right)}^{n1–1}=1/{{{\epsilon }^m}_I}^{–1};$

То:

$L_i=\lambda P_c\rho V_c·\frac{1}{n_2–1}·\left(1–\frac{1}{{\delta }^{n_2–1}}\right)–P_c{V}_c·\frac{1}{n_1–1}·\left(1–\frac{1}{{\epsilon }^{n_1–1}}\right)+\lambda P_c{V}_c·\left(\rho –1\right).$

Или:

$L_i=P_c{V}_c·\left[\lambda \rho ·\frac{1}{n_2–1}·\left(1–\frac{1}{{\delta }^{n_2–1}}\right)–\frac{1}{n_1–1}·\left(1–\frac{1}{{\epsilon }^{n_i–1}}\right)+\lambda \left(\rho –1\right)\right]. Форм. 15$

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

$p_{mi} = L_i/V_s.$

Тогда теоретическое давление расчетного цикла определится как (с учетом соотношения

$V_c/V_s = 1/\left(\epsilon –1\right)$

):

$P_{it}=\frac{P_c}{\epsilon –1}·\left[\lambda \rho ·\frac{1}{n_2–1}·\left(1–\frac{1}{{\delta }^{{n_2}^{–1}}}\right)–\frac{1}{n_1–1}·\left(1–\frac{1}{{\epsilon }^{n_1–1}}\right)+\lambda \left(\rho –1\right)\right]. Форм. 16$

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:

$L_i=P_{it}{V}_{полезн.} Форм. 17$

Поскольку

$V_{полезн}=VS\left(1–{\psi }_s\right),$

то:

$P_{it}=\frac{P_c}{\epsilon –1}·\left[\lambda \rho ·\frac{1}{n_2–1}·\left(1–\frac{1}{{\delta }^{{n_2}^{–1}}}\right)–\frac{1}{n_1–1}·\left(1–\frac{1}{{\epsilon }^{{n_1}^{–1}}}\right)+\lambda \left(\rho –1\right)\right]·\left(1–{\psi }_s\right). Форм. 18$

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:

$p_{mi}=p_{it} \xi . Форм. 19$

Теоретической диаграмме придается форма, возможно более близкая к реальной; скругление диаграммы производится от руки (рис. 3).

Для 4-тактных двигателей коэффициент скругления, учитывающий уменьшение площади диаграммы в результате скругления, лежит в пределах:

$\xi = 0.95 ÷ 0.97.$

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).

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:

$\xi = 0.94 ÷ 0.96.$

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:

${\eta }_t=1—\frac{1}{{\epsilon }^{k–1}} ·\frac{\lambda {\rho }^k–1}{\lambda –1+k\lambda \left(\rho –1\right)}.$

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

${\eta }_t=(Q_{г}—Q_x)/Q_{г}\approx (Q_T—Q_{газ})/Q_{Т}. Форм. 20$

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:

${\eta }_i=(Q_{Г}—Q_{Х})/Q_{Г}—Q_{ТП}/Q_{Г}=Q_{ i}/Q_{Т}. Форм. 21$

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:

${\eta }_i=\frac{3 600·N_i}{G_m·Q_{н}}, Форм. 22$

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:

${\eta }_I = {\eta }_t {\eta }_{io}.$

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:

${\eta }_e = \left(Q_{Г} – Q_{Х}\right)/Q_{Г} – Q_{Т.П.}/Q_{Г} – Q_{М}/Q_{Г} = Q_e/Q_m. Форм. 23$

По аналогии с формулой 22 можно записать:

${\eta }_e=\frac{3 600·N_e}{G_m·Q_{н}}. Форм. 24$

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

${\eta }_{е}={\eta }_i {\eta }_{м}={\eta }_t {\eta }_{io} {\eta }_{м}. Форм. 25$

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

${\eta }_{м} ={\eta }_{е}/{\eta }_i; Форм. 26$

${\eta }_{м} =N_e/N_i=(N_i—N_{м})/N_I=1—N_{м}/N_i; Форм. 27$

${\eta }_{м} = P_{е}/P_i = 1–{Р}_{м}/P_{mi}. Форм. 28$

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:

${\eta }_{м}=1—p_{м}/p_{mi}=1—(p_{тр}—p_{н})/p_{mi}=1+(p_{н}—p_{тр})/p_{mi}>1.$

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 (табл. 1)

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:

$g_e = G_{т}/N_e; g_i =G_{т}/N_i . Форм. 29$

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:

${\eta }_i= 3 600/(g_i Q_{Н}), или g_i = 3 600/Q_{Н} {\eta }_i. Форм. 30$

Аналогично:

$g_e = 3 600/(Q_{н} {\eta }_e) Форм. 31$

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:

$V_{ч} = V_s {\eta }_{Н} (n 60 i)/m, {м}^3/час. Форм. 32$

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

$L_0^{″}$

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

$V_1 = \alpha L_0^{\prime } , {м}^3/кг, Форм. 33$

где:

• $L_0^{″}$

  — 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:

$G_{т} = V_{ч}/V_1 = (V_s {\eta }_{Н} n 60 i)/(m \alpha L_0^{‘‘}). Форм. 34$

Поскольку индикаторная мощность двигателя равна:

$N_i = p_{mi} (V_s n i)/(0,45 m)$

то удельный индикаторный расход топлива g_i определится равенством:

$g_i = G_{т}/N_i = (V_s {\eta }_{Н} 60 n i/(m \alpha L_0^{″}\left)\right) (0,45 m/(p_{mi} V_s n i\left)\right) = 27 {\eta }_{Н}/(p_{mi} \alpha L_0^{″}).$

Так как:

$L_0^{″} = L_0^{\prime } {\nu }_s = {\mu }_B L_o {\nu }_s;$

${\nu }_s = R{T}_s/(P_s {10}^4) = 29,3 T_s/(P_s {10}^4);$

${\mu }_B= 28,97 кг/моль;$

где:

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

то:

$L_0^{″} = 28,97 L_o 29,3 T_s/(P_s {10}^4) = L_o T_s/(11,8 P_s). Форм. 35$

Подставив это значение 

$L_0^{″}$

в формулу для определения g_i, окончательно получим:

$g_i = 318,4·\frac{{\eta }_{н}·P_s}{\alpha ·L_0·p_{mi}·T_s}, кг/илс–час. Форм. 36$

В последней зависимости приняты размерности величин:

$P_s кг/с{м}^2, T_s K, p_{mi} кг/с{м}^2, L_o – кмоль/кг.$

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:

$g_i = 433·\frac{{\eta }_{н}·P_s}{\alpha ·L_0·p_{mi}·T_s} кг/кВт–час. Форм. 32$

У современных судовых дизелей удельные расходы топлива находятся в пределах:

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

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

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).