Коэффициент двигателя


2.3. Расчет коэффициента загрузки двигателя

Определим коэффициент загрузки двигателя:

где,- требуемая мощность, кВт- мощность двигателя, кВт

=0,99

Коэффициент загрузки показывает, что двигатель используется достаточно эффективно.

3. Кинематическая схема привода к рабочему органу. Основные характеристики привода

Схема привода к рабочему органу

Рис. 9.1. Схема гидравлической системы скрепера:

1 — гидробак, 2 — основной насос. 3 — основной распределитель, 4 — гидроцилиндры подъема и опускания ковша, 5 — гидроцилиндры заслонки, 6 — гидроцклиндр задней стенки

Гидросистема скрепера (рис. 9.1) состоит из двух обособленных частей, одну из которых монтируют на тракторе, другую — на скрепере. Первая часть состоит из привода (насоса 2), управления (распределителя 3) и вспомогательного оборудования (масляного бака 1). Вторая часть включает в себя исполнительные механизмы (гидроцилиндры 4, 5 и 6) и связывающие их трубопроводы. Между собой части трубопроводов гидросистемы соединены гибкими рукавами.

Гидроцилиндр 6 разгружающей стенки ковша размещен внутри металлоконструкции буфера. Он выдвигает заднюю стенку вперед для разгрузки ковша и возвращает ее после разгрузки в исходное положение. Гидроцилиндры 4 опускают ковш для загрузки и заглубляют его ножи в грунт, а также поднимают ковш после загрузки в транспортное положение. В процессе загрузки при помощи гидроцилиндров изменяют толщину срезаемой стружки грунта, поднимая и опуская ковш. Гидроцилиндры 5 приподнимают заслонку ковша при его загрузке и опускают заслонку по окончании загрузки для удержания набранного фунта в ковше. Перед разгрузкой гидроцилиндры полностью поднимают заслонку, благодаря чему фунт с заслонки и из передней части ковша высыпается на землю перед его ножами.

4. Определение эксплуатационной производительности машины за смену

1.9. Расчет производительности скрепера

Поскольку скрепер является машиной циклического действия, то эксплуатационная производительность будет определяться по формуле:

, м3/смен

Где,

Тр - время работы, мин.

Кв - коэффициент использования рабочего времени. V - объем ковша, м3.

Кн - коэффициент использования ковша Тц - время одного цикла, с.

Кр - коэффициент рыхления грунта.

Предварительно определим время цикла по формуле:

lн, lр - расстояние, проходимое при наборе и разгрузке грунта, м, Vн, Vр - скорость движения машины при наборе и разгрузке, м/сек, Vг, Vп - скорость движения порожней и груженой машины, м/сек, t0 - время на опускание и подъем рабочею органа (1...3), с, n - число переключений передач за время цикла (4...6),

tc - время необходимое для переключения передачи, (3...12), с,

tпов- время поворота или изменения движения (8... 10), с,

= 366с.

= 295 м3 / смена.

Библиографический список

1. Шестопалов К.К. «Строительные и дорожные машины» 2008 г.

2.И. Ф. Дьяков «СТРОИТЕЛЬНЫЕ И ДОРОЖНЫЕ МАШИНЫ И ОСНОВЫ АВТОМАТИЗАЦИИ» Ульяновск 2007г.

3.А. Н. Дроздов «Строительные машины и оборудование» 2012 г.

4. Учебное пособие Допущено УМО вузов РФ по образованию в области транспортных машин и транспортно-технологических комплексов качестве учебного пособия для студентов, обучающихся по специальности «Автомобиле- и тракторостроение» ВолгГТУ Волгоград 2013.

studfiles.net

Механические (внутренние) потери и эффективные показатели двигателя

Эффективные показатели двигателя отличаются от индикаторных из-за необходимых затрат полезной работы газов на преодоление различных сопротивлений в самом двигателе. Совокупность этих затрат условно называется механическими (внутренними) потерями

Среднее давление механических потерь

Уровень механических (внутренних) потерь в двигателе характеризуется средним давлением механических потерь ра п, которое условно считается линейной функцией средней скорости поршня сп. рмл1. = а+ Ь • сп, МПа,   (8.1)

где сп средняя скорость поршня за один его ход в м/с; а и Ь постоянные коэффициенты, зависящие от типа двигателя и имеющие соответственно размерности МПа и МПас/м.

Величина сп принимается по статистическим данным по прототипу или вычисляется, если ориентировочно известен ход поршня Б и частота вращения п.

с„ =Э ■ п / 30, м/с .    (8.2)

Большие значения сп соответствуют более быстроходным и более длинноходным двигателям. Примерные значения средней скорости поршня с„ для различных типов двигателей на номинальном режиме приведены в табл. 8.1.

Таблица 8.1

N

п/п

Тип двигателя

Пмом,

мин’1

Сп,

м/с

1

Бензиновые двигатели грузовых автомобилей

3000 … 3500

8.0 …10,5 ■

2

Бензиновые двигатели легковых автомобилей

4000 … 6000

Г*

I ° о

:

СП

О

3

Дизели тракторные и дизели ДСМ

1600 …2200

7,5 …9.5

4

Дизели грузовых автомобилей

2000 …2600

9,0 …12,0

5

Дизели легковых и легких грузовых автомобилей

4000 …4500

10,0 … 14,0

Значения коэффициентов а и Ь в зависимости (8.1) для различных типов двигателей приведены в табл. 8.2.

Таблица 8.2

п/г,

Тип двигателя

а,

МПа

Ь,

МПа-с/м

1

ДсИЗ с распределённым впрыскиванием бензина

0,024

0,0053

(е = 9. .11; п = 4000 .5500 мин’1)

ДсИЗ карбюраторные и с центральным впрыскиванием бензина

2

S/D >1 , i < 6

0,049

0,0152

S/D < 1 , i = 8

0,039

0,0132

S/D < 1 , i < 6

0,034

0,0113

3

Дизели с камерой в поршне и D<120 мм

0,090

0,012

4

Тракторные дизели с камерой в поршне (Ne =

0,04…0,05

0,02 . 0,03

30. .100 кВт и п =1700.. 2200 мин*1)

Дизели с разделёнными камерами Сгорания.

с вихревой камерой сгорания

0,089

0,0135

с предкамерой

0,103

0,0153

Среднее эффективное давление и механический КПД

Среднее эффективное давление рв определяется по среднему индикаторному давлению р; и среднему давлению потерь рМ Г|:

Ре = Р|-Рмп,    (8.3)

Меньшие значения ре соответствуют двигателям с меньшей степенью сжатия и двигателям с воздушным охлаждением.

Механический КПД Пм = рв/р.-     (8 4)

Меньшие значения Лм характерны для двигателей с большей частотой вращения коленчатого вала. Примерные значения ре и г]м на номинальном режиме для двигателей различных типов приведены в табл. 8.3.

Таблица 8.3

п/п

Тип двигателя

Ре,

МПа

Пм

Эе.

г/(кВтч)

1

ДсИЗ с распределенным впрыскиванием бензина

0,85 .,1.05

0,7…0,9

0,23,..0,28*

290 . 330*

2

ДсИЗ карбюраторные или с центральным впрыскиванием бензина

0,75. .0,85

0,7 ..0,9

0,23..0,28

290 . 350

3

Дизели с камерой в поршне

0,60.. .0,70

0,70…0,82

0,34…0,40

210..,250

4

Дизели с разделенными камерами сгорания

0,60. .0,70

0.70 ..0,62

0,26,..0,31

280…320

Примечание. * Данные приведены для ДсИЗ, у которых на номинальном режиме имеет место мощностной состав смеси (а = 0,85…0,95).

Эффективный КПД и удельный эффективный расход топлива

Эффективный КПД Ле определяется по значениям индикаторного КПД т}| и механического КПД г]м;

Ле=Л|-Лм’       (8 5)

Удельный эффективный расход топлива да = Э. / Лм, г/(кВт ч).            (8.6)

Часовой расход топлива Ст = де Ме-Ю-3, кг/ч,    (8.7)

Примерные значения г]е и де на номинальном режиме для двигателей различных типов приведены в табл. 8.3.

Размеры цилиндра определяются исходя из заданной эффективной мощности Ме, заданного скоростного режима п„ и рассчитанного значения среднего эффективного давления ре.

Рабочий объем двигателя

Используем известное выражение для определения эффективной мощности:

(9.1)

где ре в МПа, !/ц в л, п в мин’1, Ые в кВт, т коэффициент тактности. Для 4-тактных двигателей т = 4,

Отсюда имеем

Рабочий объем одного цилиндра

Ч = Ч/І. Л.

Размеры цилиндра

Для определения размеров цилиндра задаются коэффициентом короткоходности двигателя К, представляющим собой отношение хода поршня Б к его диаметру Э. Значение К=Б/0 задается по прототипу или по рекомендации руководителя.

Для двигателей с искровым зажиганием К= 0,80…1,05.

Для автомобильных дизелей К = 0,90…1,20.

Для тракторных дизелей К= 1,1 …1,3.

Диаметр цилиндра

(9.4)

Определенное по формуле (9.4) значение □ округляется до ближайшего целого значения.

Ход поршня Б = О К. мм.

Вычисленное значение хода поршня Б, как правило, округляется до ближайшего целого четного значения.

Средняя скорость поршня

Действительное значение средней скорости поршня сп определяется по величине хода поршня Б и заданному скоростному режиму по формуле (8.2).

Рассчитанное по формуле (8.2) значение сп сравнивается с ранее принятым значением (см. 8). Если разность составит более 10%, то необходимо задаться новым значением сп и повторить расчет.

Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности

Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности проводится после определения размеров цилиндра и округления значений Б и О до стандартных величин:

(9.6)

(9.7)

В формулы (9.6) и (9.7) подставляются принятые значения диаметра и хода поршня.

Эффективный крутящий момент и литровая мощность

Эффективный крутящий момент в Н м определяется по величине уточненной эффективной мощности Ие и частоте вращения п= пном.

где N6 в кВт, п в мин"1.

Литровая мощность характеризует степень форсирования двигателя:

N„=N1, /(IV ь).

Примерные значения литровой мощности двигателей с искровым зажиганием и дизелей без наддува приведены в табл. 9.1.

Для ДсИЗ меньшие значения ЫЛ соответствуют двигателям с воздушным охлаждением. Большие значения Ыл относятся к быстроходным двигателям легковых автомобилей с высокой степенью сжатия и распределённым впрыскиванием бензина.

Для дизелей большие значения Ып относятся к быстроходным дизелям, имеющим, как правило, разделенные камеры сгорания, или к быстроходным дизелям с однополостными камерами сгорания и аккумуляторной системой тогшивоподачи с насос-форсунками (дизели для легковых автомобилей).

Таблица 9.1

п/п

Тип двигателя

Литровая мощность, к Вт/ л

1

ДсИЗ с распределенным впрыскиванием бензина, ё = 9 … 11 и пНом г 5500 мин’1

35.,. 55

2

ДсИЗ с центральным впрыскиванием, карбюраторные с 0 = в,5… 10 и п„ом > 4500 мин“1

25 . 45

3

ДсИЗ карбюраторные с е = 8 и пном < 4500 мин’1

18 .. 23

4

Дизели легковых и легких грузовых автомобилей с п„ом 3000… 4000 мин’1

20 .. 28

5

Тракторные дизели й дизели грузовых автомобилей с Пном < 3000 мин“’

11 … 15

Материал взят из книги Методика выполнения теплового расчета (И.В. Алексеев)

studik.net

Коэффициент полезного действия реактивного двигателя

Коэффициент полезного действия реактивного двигателя

безразмерная величина, характеризующая степени совершенства реактивного двигателя как тепловой машины и реактивного движителя. Различают полный, эффективный и полётный (тяговый) К. п. д. р. д. Полный коэффициент полезного действия (η)0, выражается отношением полезной тяговой мощности двигателя к затраченной в единицу времени термохимической и кинетической энергии топлива, находящегося на борту летательного аппарата. Пренебрегая нагревом топлива в баках и системах вне двигателя, получим (η)0 = PV/(Gт(Hu + V2/2), где Р — реактивная тяга двигателя, V — скорость полёта, Gт — расход топлива (горючего и окислителя в ракетных двигателях) во всех камерах сгорания двигателя в единицу времени, Hu — теплота сгорания 1 кг топлива (в воздушно-реактивном двигателе) или 1 кг смеси горючего и окислителя (в ракетном двигателе). Полный коэффициент полезного действия равен произведению эффективного и полётного коэффициент полезного действия ((η)э и (η)п), характеризующих соответственно термогазодинамическое совершенство двигателя и его совершенство как движителя: (η)0 = (η)э(η)п. У воздушно-реактивного двигателя эффективный коэффициент полезного действия определяется отношением создаваемой двигателем располагаемой работы (в виде разности кинетической энергий вытекающих из сопел газов и набегающего потока воздуха) к затраченной энергии топлива. У воздушно-реактивного двигателя простейших одноконтурных схем (турбореактивный двигатель, прямоточный воздушно-реактивный двигатель) этот коэффициент полезного действия близок к термическому коэффициенту полезного действия термодинамического цикла и сохраняет характер его зависимости от основных параметров цикла. У турбореактивного двухконтурного двигателя (η)э несколько снижается из-за потерь при обмене энергий между контурами, однако полный коэффициент полезного действия турбореактивного двухконтурного двигателя на малых скоростях растёт в связи с ростом полётного коэффициента полезного действия. У двигателей с форсажными камерами сгорания при малых V значение (η)э уменьшается вследствие того, что подвод топлива в форсажные камеры осуществляется при более низком давлении воздуха однако при высоких сверхзвуковых скоростях полёта (η)э значительно увеличивается из-за существенного повышения давления в двигателе вследствие динамического сжатия воздуха. Полётный коэффициент полезного действия определяется отношением полезной тяговой мощности двигателя к создаваемой им располагаемой мощности. Этот коэффициент полезного действия определяется приближённой формулой Б. С. Стечкина для двигателей с единым реактивным соплом: (η)п = 2(V)/1 + (V)), где (V) = V/ωc — отношение скоростей полёта и истечения газов из реактивного сопла (реально (V) У ракетных двигателей (η)э определяется как отношение располагаемой работы (в виде суммы кинетической энергий вытекающих из сопла газов и топлива на борту летящего летательного аппарата) к полной энергии топлива, то есть (η)э = (ω2с + V2)/2(Hu + V2/2). Полётный коэффициент полезного действия ракетного двигателя выражается формулой (η)п = 2(V)/(1 + (V)2). У турбовинтовых двигателей (η)э определяется отношением эквивалентной мощности Ne к затраченной энергии топлива: (η)э = Ne/(GтHu). Полётный коэффициент полезного действия турбовинтовых двигателей выражается сложной формулой, его значение близко к значению коэффициента полезного действия винта (η)в = PвV/Nв, где Рв, Nв — тяга винта и мощность на его валу. Воздушно-реактивные двигатели к концу 80-х гг. достигли высокого термогазодинамического совершенства. Дозвуковые турбореактивные двухконтурные двигатели при высокой степени повышения давления а цикле (до 30 только в компрессорах и до 50 с учётом динамического сжатия в полёте при Маха числе полёта М(∞) = 0,8—0,85) имеют (η)э = 0,42—0,43, что превышает коэффициенты полезного действия, достигаемые в других транспортных тепловых машинах с простым рабочим циклом. Значение (η)э у современных турбореактивных двигателей с форсажной камерой и турбореактивных двухконтурных двигателей с форсажной камерой при высоких скоростях полёта (М(∞) = 2—3) равно 0,4—0,5. Такие значения эффективного коэффициентa полезного действия при высоких полётных коэффициентов полезного действия обеспечивают современным воздушно-реактивным двигателям высокие значения полного коэффициента полезного действия , который имеет тенденцию к росту при увеличении скорости полёта летательного аппарата (при V = 0 всегда (η)0 = 0).

Поделитесь на страничке

slovar.wikireading.ru

Коэффициент - наполнение - двигатель

Коэффициент - наполнение - двигатель

Cтраница 1

Коэффициент наполнения двигателя увеличивается, что объясняется: а) уменьшенными сопротивлениями впускного тракта вследствие снятия карбюратора; б) уменьшенной интенсивностью подогрева впускного тракта; в) увеличением весового наполнения при впрыске топлива непосредственно в цилиндр двигателя.  [1]

Все это способствует увеличению коэффициента наполнения двигателя, повышая его мощность и экономичность.  [2]

Существенным недостатком последнего способа является неизбежное снижение коэффициента наполнения двигателя. Кроме этого, применение кинематически связанного ТК ведет к большим затратам энергии на сжатие воздуха на частичных нагрузках. Удовлетворительная экономичность на частичных нагрузках может быть получена при применении двух агрегатов: свободного турбокомпрессора и турбины, отдающей энергию на коленчатый вал двигателя; это решение поведет к существенному усложнению конструкции и может быть оправдано только для двигателей, работающих значительное время на нагрузках, близких, к номинальной.  [3]

Основное значение данного метода состоит в повышении коэффициента наполнения двигателя путем своеобразного наддува, создаваемого вводимым в цилиндры сжатым газом. Для двухтактных двигателей может быть применен способ, при котором происходят наполнение и продувка двигателя воздухом, а ввод газообразного топлива в цилиндры двигателя осуществляется под давлением 3 - 8 ата во время первой половины хода сжатия, при помощи специального золотникового механизма.  [4]

Повышение температуры засасываемого воздуха влечет за собой в результате уменьшения коэффициента наполнения двигателя и коэффициента количества топлива в газовоздушной смеси падение мощности двигателя и увеличение удельного расхода топлива.  [5]

Для временного ослабления детонации прибегают к прикрытию дроссельной заслонки, чем уменьшают коэффициент наполнения двигателя и снижают температуру конца такта сжатия. Снижает детонацию также обогащение смеси.  [6]

Такое же расположение трубопроводов применяется чаще всего и в дизелях, что позволяет уменьшить подогрев впускного трубопровода и тем самым повысить коэффициент наполнения двигателя.  [8]

Коэффициент наполнения является конструктивным параметром двигателя и характеризует совершенство его впускных органов. Чем выше коэффициент наполнения двигателя, тем большую мощность он может развить. Средние значения т ] для современных двигателей находятся в пределах 0 75 - 0 85 при максимальных числах оборотов и 0 85 - 0 90 для оборотов, соответствующих максимальному крутящему моменту двигателя.  [9]

Особенностью системы питания двигателя водородом является то, что водород в двигатель подавался при температур - 130 С. Это обеспечивало существенное увеличение коэффициента наполнения двигателя и заметное снижение эмиссии окислов азота. Для поддержания заданного температурного уровня газообразный водород из криогенного бака подавался к двигателю по трубопроводу с вакуумной термоизоляцией - Приборы системы питания, расположенные на двигателе, также имели высокоэффективную термоизоляцию.  [10]

В отличие от жидких топлив, требующих во избежание конденсации части жидкости во впускной системе двигателя очень высоких скоростей потока рабочей смеси, газовоздушные смеси не конденсируются, что дает возможность работать на меньших скоростях газовоздушного потока. Это уменьшает гидравлические потери в системе впуска, повышает коэффициент наполнения двигателя и, следовательно, его мощностные показатели.  [11]

В зависимости от направления движения воздуха и рабочей смеси в диффузоре различают карбюраторы с восходящим, падающим или горизонтальным потоком. Карбюратор с горизонтальным потоком имеет минимальное гидравлическое сопротивление, благодаря чему улучшается коэффициент наполнения двигателя. В карбюраторах с падающим потоком для распила топлива требуется меньшая скорость воздуха, так как направление движения горючей смеси совпадает с направлением силы тяжести. В силу этого также достигается высокий коэффициент наполнения.  [12]

Колесо газовой турбины и крыльчатка нагнетателя 7 установлены на одном общем валу. Сжатый нагнетателем воздух при впуске по трубопроводу 3 поступает в цилиндр, что обеспечивает значительное повышение коэффициента наполнения двигателя.  [13]

В системе с использованием энергии потока постоянного давления один трубопровод объединяет выхлоп из многих цилиндров и выхлопы из отдельных цилиндров накладываются один на другой, однако, полного выравнивания давления, как правило, не происходит и пики давления в начальный период выхлопа доминируют над колебаниями давления, вызванными волновыми явлениями. Имеющие место подъемы давления в данном случае совпадают с периодами перекрытия фаз выхлопа и наполнения и могут существенно снизить коэффициент наполнения двигателя.  [14]

Страницы:      1    2

www.ngpedia.ru

:

Fender: , - ...

: , ...

: 1,5% ...

 

. (, U1HOM, n2) .

.

1. ():

r2' = r r1, (14.30)

2. :

s ≈ r2'/ x(14.31)

3. :

s= (n1 - n2)/n1 (14.32)

 

( 67 , shom s), .

 

4. ()

r= r1 +r2'/ s. (14.33)

5. ()

Z = (14-34)

6.

cos φ2 = r/ z. (14.35)

7. , ()

I/2 = U1 /z (14.36)

8. ,()

I/2a = I/2 s φ2; (14.37) I/2p = I/2 sin φ2. (14.38)

9. ()

I1 = I0 + I/2; (14-39)

I1p = I0p + I2p (14-40)

I0 = I0 s φ0 ; I0p = I0 sin φ0 .

10. ()

I1 = (14.41)

cos φ1 = I1a/ I1 (14.42)

12. ()

P1 = m1U1I1a (14.43)

13.

1 (13.2),

14. P = 1 -(+1)

15. = /w1

16. P2 = s

17. P = 0,0051 ; P/= P2

18. ()

2 = 2 , (14.44)

, ; .

19. (13.10), = P2 / P1 = 1 - E P / P1 20. (10.2). n2 = n1 ( 1- s )

21. ( ) ( )

2 = 9,552/ n2. (14.45)

 

(. . 14.1), .

14.1. : =3,0 , U = 220/380 , I1 = 6,3 , n = 1430 /. r1 = 1,70 . .. (I0 = 1,83 , = 300 , /0= 283 , = 200 , s φ0 = 0,24, ). .. (. = 418 , U. = 59,5 , I. = 6,3 , cos φ. =0,372).

.

 

. ..

I0a = I0 cos φ0 = 1,83 0,24 = 0,44 ,

I0p = I0 sin φ0 = 1,83 0,97 = 1,77 .

. (14.10)

z = U./ I. = 59,5/6,3 = 9,45 ,

(14.11) (14.12)

r = z s φ. = 9,45 0,372 = 3,5 ,

x = = =8,8 .

(14.30)

r/2 = r r1 = 3,5 - 1,7 = 1,8 .

(14.31)

s = r/2/ x = 1,8/ 8,8 = 0,20.

(14.32)

s = (n1 - n2)/ n1 = (1500 - 1430)/ 1500 = 0,046.

(14.8)

= /0 - = 283 - 200 = 83 .

: 0,01, 0,02, 0,03, 0,046, 0,06 0,20. . 14.1.

λ = max/ M = 38,7/ 21,4 = 1,81.

14.1

 

s 0,01 0,02 0,03 0,046 0,06 0,20
r/2/s, 39,1 10,1
r = r1 + r/2/ s, 181,7 91,7 61,7 40,8 31,7 11,8
z = , 62,5 33,2 15,5
cos φ2 = r/ z 0,998 0,996 0,987 0,971 0,955 0,760
I/2 = U1/ z, 1,21 2,39 3,52 5,24 6,63 14,20
I/2a = I/2 cos φ2,   sin φ2, 1,21   ----- 2,38   ----- 3,47   ----- 5,09   ----- 6,33   ----- 10,7   -----
I/2p = I/2 sin φ2, 0,08 0,19 0,57 1,25 1,95 9,20
I1a = I0a + I/2a, 1,65 2,82 3,91 5,54 6,77 11,10
I1p = I0p + I/2p, 1,85 1,96 2,34 3,02 3,72 10,9
I1 = , A 2,48 3,43 4,55 6,30 7,70 15,5
cos φ1 = I1a/ I1 0,66 0,82 0,86 0,88 0,88 0,71
P1 = m1U1I1a,
1 = m1I12r1, 31,0 60,0
= 1 1 ,
= / ω1, 6,2 10,9 15,3 21,4 26,0 38,7
2 = s ,
β2 =(I1/ I1)2 0,15 0,29 0,52 1,0 1,44
  / = β2 ., 2,7 5,2 9,4
2 = 2 ,
η = 2/ 1 0,70 0,79 0,82 0,82 0,81
n2 = n1(1-s), /
2 = 9,552/ n2, 4,9 9,6 13,8 20,0 24,5

. : =5,0 , U = 220/380 , I1 = 7,5 , n = 1425 /. r1 = 1,65 . . : (I0 = 1,83 , = 290, /0= 275, = 220 , s φ0 = 0,24, ). .: (. = 418 , U. = 59,5 , I. = 6,3 , cos φ. =0,372).

.

 

: 0,01, 0,02, 0,03, 0,046, 0,06 0,23. . 14.1. . 13.7.

 

 

1. ?

2. ?

3. ..?

 

: 2016-10-07; : 169 |

:

:

lektsii.org

Коэффициент наполнения цилиндра в двигателе

В результате рассмотрения процесса наполнения можно сделать вывод, что количество свежего заряда, поступившее в цилиндр за период наполне­ния, меньше, чем то количество, которое могло бы поместиться при пара­метрах среды, из которой свежий заряд поступает.

Степень заполнения рабочего цилиндра свежим зарядом, или степень совершенства процесса наполнения, оценивается коэффициентом наполне­ния.

Коэффициентом наполнения ?н называется отношение количества све­жего заряда, сжимаемого в цилиндре, к количеству заряда, которое могло бы поместиться в объеме рабочего цилиндра Vs при параметрах среды, из которой поступает свежий заряд.

Обозначим:

L — количество молей свежего заряда, сжимаемого в цилиндре;

L1 — количество молей свежего заряда в объеме Vs при р0 и Т0, а в слу­чае работы двигателя с наддувом при рк и Тк;

Мr— количество молей остаточных газов при Тr и рr;

R?— универсальная газовая постоянная.

Для дальнейшего вывода выражения коэффициента наполнения сде­лаем следующие допущения:

процесс наполнения заканчивается в точке а (см. рис. 25 и 26), т. е. отсутствует дозарядка цилиндра в начале сжатия;

абсолютная работа, совершаемая газами за ход наполнения, равна нулю;

кинетическая энергия газов в цилиндре равна нулю.

В соответствии с принятыми обозначениями можно написать, что

и количество смеси свежего заряда с остаточными газами в конце наполнения будет равно

Из уравнения состояния (см. рис. 26) находим:

При работе двигателя без наддува

при работе с наддувом

Подставляя значения М1 L и Мr в уравнение (14), получим формулу для определения коэффициента наполнения четырехтактных двигателей:

Можно ?н выразить и через коэффициент остаточных газов ? , так как:

При работе двигателя с наддувом р0 = рк и Т0 = ТК, а потому получим наиболее общую формулу, справедливую и для двухтактных двигателей,

Уточненное выражение коэффициента наполнения, предложенное М. М. Масленниковым для четырехтактных быстроходных двигателей с над­дувом

Данная формула включает опытные коэффициенты, которые учитывают дозарядку цилиндра ?1, продувку камеры сгорания ?2 и работу наполнения ?3. Для быстроходных двигателей эти коэффициенты равны: ?1 = 1,02 ? 1,06; ?2 = 1,1 и ?3 = 0,87 ? 0,88.

Отсутствие опытных данных количественной оценки коэффициентов ?1 ?2 и ?3 для различных двигателей ограничивает практическое применение формулы (17).

Рассмотрение полученных формул (15) и (16) позволяет установить влияние различных факторов на коэффициент наполнения. Наибольшее влияние на величину коэффициента наполнения оказывает давление ра. С увеличением давления ра, которое происходит при уменьшении сопротив­лений впускного тракта, возрастает плотность и количество свежего заряда, а следовательно, и возрастает коэффициент наполнения. При уменьшении температуры заряда в конце наполнения Та плотность его возрастает, а по­тому коэффициент наполнения также будет возрастать.

Давление и температура остаточных газов рr и Тr мало влияют на ве­личину ?н, так как отношение pr/Tr в формуле (15) составляет незначительную величину.

Коэффициент остаточных газов ?r значительно влияет на ?н; с увели­чением ?r температура свежего заряда в конце наполнения возрастает, а по­тому коэффициент наполнения уменьшается. Опытные данные показывают, что при увеличении ?r от 0,05 до 0,15 коэффициент наполнения снижается от 0,86 до 0,69.

Влияние степени сжатия ? на ?н надо рассматривать совместно с влия­нием коэффициента остаточных газов ?r на ?н.

Из формул (15) и (16) следует, что с увеличением ? ?н падает. Однако с увеличением е коэффициент остаточных газов уменьшается и поэтому ?н будет несколько возрастать. Следует отметить, что при колебании степени сжатия в дизелях (? = 13 ? 16) ?н изменяется очень мало и это изменение можно не учитывать.

Как следует из определения коэффициента наполнения, параметры на впуске р0 и То непосредственно не влияют на величину ?н, они влияют на плотность и на вес свежего заряда цилиндра, а следовательно, и на мощность, развиваемую двигателем.

Но, как показывают опыты, повышение температуры на впуске Т0 уменьшает перепад температур ?Т (нагрев воздуха в цилиндре) вследствие чего ?н несколько возрастает. Таким образом, изменение Т0 косвенно влияет на изменение ?н.

Фазы распределения влияют на протекание процесса наполнения и на величину коэффициента наполнения и коэффициента остаточных газов. Одновременно, как это видно на схематической диаграмме выпуска (рис. 27), при правильном установлении опережения выпуска уменьшается затрата энергии на выталкивание (точка 3) по сравнению с точкой 1, когда опереже­ние выпуска отсутствует. При слишком раннем опережении (точка 2) пло­щадь индикаторной диаграммы значительно уменьшается и уменьшается мощность двигателя. Запаздывание закрытия выпускного клапана позволяет использовать инерционное движение газов в вы­пускном трубопроводе для понижения давления в нем ниже р0, а следовательно, для лучшей очистки цилиндра от отработавших газов.

Запаздывание закрытия впускного клапана способствует увеличению свежего заряда, во-пер­вых, потому, что при положении поршня в НМТ все еще остается большое проходное сечение впуск­ного клапана, во-вторых, давление в цилиндре в на­чале сжатия меньше р0 и воздух может поступать в цилиндр и, в-третьих, вследствие инерции потока воздух будет поступать в цилиндр и при давлении больше р0. Перекрытие впускного и выпускного клапанов способствует лучшей очистке цилиндра, а при наддуве осуществляет продувку камеры сго­рания.

Изменение числа оборотов двигателя, т. е. изменение скоростного ре­жима двигателя, влияет на скорость потока во впускном тракте, а следо­вательно, на величину ?ра и на ?н. С увеличением числа оборотов двигателя коэффициент наполнения уменьшается, так как вследствие увеличения гид­равлических сопротивлений во впускном тракте давление ра уменьшается. Величина коэффициента наполнения в двигателях без наддува обычно со­ставляет 0,75—0,85, а у двигателей с наддувом за счет уменьшения ?к коэф­фициент наполнения возрастает.

vdvizhke.ru

Двигатели поршневые — Коэффициент - Энциклопедия по машиностроению XXL

При расчете маховиков для машинных агрегатов с поршневым двигателем пользуются понятием коэффициента неравномерности б, который представляет собой отношение разности экстремальных значений угловой скорости к их среднему арифметическому значению внутри периода установившегося движения машинного агрегата  [c.101]

При сравнении к.п.д. реактивного двигателя с эффективным к.п.д. обычного поршневого двигателя необходимо вводить коэффициент 1/0,75, учитываюш ий влияние на экономичность винтомоторной установки к. п. д. винта, сопротивления радиаторов и пр. В нашем случае  [c.100]

Рассмотренные воздуходувки в отличие от поршневых и лопаточных называются объемными. Двухроторные воздуходувки широко используются для продувки и наддува двигателей внутреннего сгорания. Коэффициент подачи роторных воздуходувок Т1 = 0,75—0,85. Механический КПД 0,9—0,95. Из-за наличия зазоров между роторами и между роторами и корпусом ротационного компрессора последний не может быть использован для получения давлений нагнетания более 0,4 МПа. Обычно рота-  [c.199]

В номинальном режиме синхронного двигателя поршневого компрессора 0л 25°. Полагая Ло=14, определим коэффициент демпфирования синхронного двигателя  [c.34]

На рис. 57 изображена расчетная схема поршня. Будем считать, что поршень монолитный. В двигателе дизеля, равно как и в поршневом компрессоре, коэффициент теплоотдачи от газов к стенке так же, как и текущая температура газов, зависит от положения точки, где происходит измерение этих величин. В настоящее время мы еще не располагаем зависимостями для определения локальных значений коэффициентов теплоотдачи и температур, в связи с чем будем считать, что в данный момент времени для любой точки объема цилиндра температура газа постоянна и известно среднее значение коэффициента теплоотдачи.  [c.133]

Опорные узлы современных гидравлических, паровых и газовых турбин, двигателей внутреннего сгорания, поршневых компрессоров и других машин, а также приборов монтируются на подшипниках и подпятниках скольжения. Изыскание новых материалов, в том числе синтетических, обладающих малым коэффициентом трения и высокой износостойкостью, применение смазки значительно расширяют область применения подшипников скольжения.  [c.402]

Удельный вес мощности, рес каждой лошади при этом будет всего 54 грамма Но расход горючего у него будет в четыре раза больше, чем у поршневых двигателей такой же мощности, а коэффициент полезного действия соответственно в 4 раза ниже.  [c.75]

Пример. Найти силу трения в ползуне поршневого двигателя (рис. 179, в) по усилию на поршне Р, коэффициенту трения в направляющих / и углу наклона шатуна р. Определить также коэффициент потери на трение в ползуне.  [c.271]

Узел поршня работает в двигателе в исключительно тяжелых условиях. Подвергаясь воздействию горячих газов в цилиндре, поршень испытывает большие тепловые напряжения. Одновременно нагревается и поршневой палец. Так как температура нагрева поршня и пальца различна, а также различны л коэффициенты расширения материалов ]] этих деталей, то зазоры в сочленении узла при работе двигателя меняются, что при знакопеременных силах вызы-  [c.345]

Зависимости износа гильз и поршневых колец от времени работы двигателя, защищенного воздухоочистителями с коэффициентом пропуска 1 и 2%, в условиях запыления всасываемого воздуха кварцевым абразивом представлены на рис. 2.8, там же показаны зависимости износов вкладышей подшипников из материалов A M, АО-20 и Св. Бр. от времени работы двигателя.  [c.69]

Коэффициент полезного действия парового двигателя (как паровой поршневой машины, так и турбины) определяется выражением  [c.69]

От этого недостатка свободен двигатель внутреннего сгорания другого типа — газовая турбина. Имея высокий термический коэффициент полезного действия и обладая при этом всеми преимуществами ротационного двигателя, т. е. возможностью сосредоточения больших мощностей в малогабаритных установках, газовая турбина является весьма перспективным двигателем. Ограниченное применение газовых турбин в высоко экономичных крупных энергетических установках в настоящее время объясняется в основном тем, что из-за недостаточной жаропрочности современных конструкционных материалов турбина может надежно работать в области температур, значительно меньших, чем двигатели внутреннего сгорания поршневого типа, что приводит к снижению термического к. п. д. установки. Дальнейший прогресс в создании новых прочных и жаростойких материалов позволит газовой турбине работать в области более высоких температур.  [c.330]

Приведенный момент инерции потребителя в виде поршневого компрессора определяется аналогично вычислению приведенного момента инерции самого двигателя, но для компрессора с автоматическими клапанами полученный таким образом момент инерции должен быть увеличен. Коэффициент увеличения б г% 1,05.  [c.110]

Демпфирующие характеристики системы достаточно точно могут быть определены только экспериментально. Иногда приемлемая точность достигается столь объемными экспериментами, что оказываются целесообразными лишь грубые оценки и сопоставление с характеристиками аналогичных образцов. Сложная зависимость коэффициента демпфирования от амплитуд, частот колебаний и режимов работы установки требует осторожности использования даже экспериментальных данных, полученных на аналогичных двигателях. Опыт исследования демпфирующих свойств типичных элементов силовых передач отражен во многих монографиях [1, И, 17, 18, 20, 23]. Наиболее важным является демпфирование в элементах цилиндров, в центробежных и поршневых насосах, Тренне в стальных валах обычно несущественно.  [c.323]

Исследования, проведенные нами на машинах трения по определению антифрикционных свойств подшипников поршневых авиационных двигателей, показали, что подшипники, бывшие в эксплуатации, обладают более высоким коэффициентом трения (на 20. .. 30 % выше), более длительным периодом приработки (на 30. .. 40 %) и меньшей нагрузкой до заедания (на 20. .. 30 %) по сравнению с новыми подшипниками.  [c.164]

Хотя проблемы, возникающие при уплотнении поршней с помощью колец, по своей сути гораздо проще проблем, связанных с уплотнением штоков, до сих пор не было создано достаточно совершенных конструкций таких колец, и скорости изнашивания и утечек не соответствуют требованиям, предъявляемым к серийным изделиям, В настоящее время поршневое кольцо является элементом, лимитирующим долговечность двигателя Стирлинга. Скорость изнашивания обычного уплотнения зависит от коэффициента pv (разность давлений по обе стороны уплотнения X скорость перемещения трущейся поверхности из полимера) и боковых сил, действующих на кольцо. Значения последних существенно зависят от типа механизма привода, используемого в данном двигателе. В кривошипно-шатунных механизмах боковые силы обычно значительны, однако их можно  [c.166]

Значение коэффициента а зависит от расхода воздуха. Так как мощность трения колеса от расхода воздуха через нагнетатель почти не зависит, то из выражения (25) следует, что чем меньше расход воздуха через нагнетатель, тем больше работа трения, приходящаяся на 1 кг воздуха. Для нагнетателей поршневых двигателей значение а на расчетном режиме колеблется в пределах 0,06-0,1. Для нагнетателей реактивных двигателей коэффициент а несколько меньше и обычно не превышает значения 0,05.  [c.42]

Для нагнетателей поршневых двигателей значение колеблется в пределах 0,6-0,7 для нагнетателей РД коэффициент может достигать величины 0,75.  [c.54]

Успехи применения газотурбинных двигателей в авиации создали возможность использования их в качестве стационарных и транспортных установок, которые в отличие от авиационных должны работать более длительное время. Правда, достижения в создании подобных газотурбинных установок еще достаточно скромны. Дело в том, что жаропрочные стали дороги, а обычные непригодны для изготовления лопаток турбины, работающих при температурах выше 900° С без охлаждения. Рабочие температуры стационарных газотурбинных установок достигают пока лишь 600-700° С, а для транспортных машин — не выше 800-850° С при сроке службы до 5000 ч. Регенераторы не нашли еще себе конструктивного решения. Поэтому на стационарных установках удается пока получать коэффициент полезного действия 32 33%, на мощных транспортных установках — 18-25% и маломощных (меньше 500 л. с.) — 10-18%. Кроме того, газотурбинная установка, работая на режимах переменной мощности, имеет характеристику расхода-топлива менее благоприятную, чем поршневой двигатель внутреннего сгорания.  [c.386]

Примером использования газотурбинных двигателей в военной технике может также служить созданный в последнее время в Англии экспериментальный газотурбинный танк (без башни). Хотя сам танк особого интереса не представляет, однако некоторые данные его двигателя интересны. Двигатель этого танка мощностью в 1000 л. с. выполнен по двухвальной схеме. Газогенераторная секция состоит из одной ступени центробежного компрессора и одной аксиальной ступени газовой турбины. Температура рабочего газа 800° С эффективный коэффициент полезного действия 16%. Использование на танке газовой турбины взамен поршневого двигателя позволяет сократить объем моторного отделения, уменьшить число передач в трансмиссии до двух—трех, а также значительно упростить конструкцию коробки передач. Вместе с тем серьезные трудности вызывает большой расход топлива, а также необходимость иметь дешевые жаростойкие материалы. Известные неудобства может представлять и значительный шум, возникающий при работе газовой турбины.  [c.387]

Работа Авиационные двигатели представляет собой конспект лекций, прочитанных в 1920-1922 гг. в Институте инженеров Красного Воздушного Флота. По существу, это первый полный отечественный курс теории авиационных двигателей. Основные его положения и сегодня представляют практический, методический и научный интерес. К ним относятся в первую очередь методы расчета двигателя, базирующееся на расходе воздуха и эффективности использования тепла детально разработанные в дальнейшем задачи исследования эффективности цикла, построения основных характеристик авиационного поршневого двигателя и остро дискутировавшийся ранее вопрос о коэффициенте наполнения.  [c.407]

В работе О тепловом расчете двигателя приводится оригинальный метод расчета цикла, базирующийся на составлении замкнутого теплового баланса, и обосновывается положение о практической независимости индикаторного к. п. д. правильно отрегулированного двигателя от коэффициента наполнения и внешнего давления. Доказывается, что индикаторный к.п.д. определяется степенью сжатия и коэффициентом (количеством) потерянного тепла. Этот же вопрос рассматривается и в работе Идеальный цикл быстрого сгорания (1927), посвященной расчету индикаторного к.п.д. цикла с учетом зависимости теплоемкости рабочего тела от температуры, влияния остаточных газов и теплообмена со стенками. Обе последние работы имели большое значение не только как теоретические основы построения характеристик двигателей, но и при практическом определении возможных путей повышения эффективности поршневых двигателей.  [c.407]

Для приближенного расчета шатунных подшипников (подшипников поршневой головки шатуна) в двигателях внутреннего сгорания с линейны.м расположением цилиндров и коренных подшипников (подшипников кривошипной головки) тех же двигателей с малым числом цилиндров фирма ЗКР рекомендует метод, основанный на теоретическом изменении кривых расширения и сжатия при различных значениях коэффициента с.жатия е и коэффициента длины шатуна Я = 0,25 (оказывает незначительное влияние). Согласно этому методу для шатунных подшипников  [c.251]

Узел сочленения поршня и шатуна работает в двигателе в исключительно тяжелых условиях. Поршень, подвергаясь воздействию горячих газов в цилиндре двигателя, испытывает большие тепловые напряжения. Одновременно с нагревом поршня нагревается и поршневой палец. Так как температуры нагрева поршня и пальца различны, а также различны коэффициенты расширения материалов этих деталей, то зазоры в сочленении узла при работе двигателя меняются, что при знакопеременных силах вызывает дополнительные ударные нагрузки на детали узла. Иногда эти ударные нагрузки бывают настолько значительными, что являются причиной обрыва шатунных болтов и даже шатунов двигателя. Подобные же явления возникают в сочленениях кулисного камня с пальцем и других узлах, участвующих в возвратно-поступательном движении.  [c.349]

Учитывая, что материал поршней большинства современных двигателей — алюминиевый сплав, а поршневых пальцев — сталь, зазоры в сочленении палец — поршень при нагреве будут расти, так как коэффициент линейного расширения алюминиевого-сплава в 2 раза больше, чем у стали. Следовательно, если нормальный зазор в сочленении палец — поршень в рабочем (нагретом) состоянии поршня должен быть 0,03—0,05 мм (для пальцев диаметром 30—50 мм), при сборке сочленение этих деталей должно быть выполнено с натягом 0,01—0,03 мм. Чтобы в процессе запрессовки опорная поверхность в бобышках поршня не была испорчена, поршень обычно нагревают электрогрелкой или  [c.350]

К числу основных параметров, характеризующих тепловую и динамическую напряженность автомобильных и тракторных двигателей, относятся степень сжатия е, среднее эффективное давление ре, коэффициент т тактности двигателя, число п оборотов в минуту коленчатого вала, средняя скорость w поршня, число ц и расположение L, V, Н цилиндров, отношение хода поршня к диаметру цилиндра р = S/D, отношение радиуса кривошипа к длине шатуна %. = гИ, литровая N , поршневая N и удельная Nq мощности двигателя и литровый и удельный gN веса двигателя.  [c.13]

В первую очередь расчету на тепловую напряженность подвергаются поршневая группа, головка и стенки цилиндров, коленчатый вал, выпускные клапаны, а также сложные детали, изготовленные из материалов с неодинаковыми коэффициентами линейного расширения. Необходимо отметить, что, как и предыдущие расчеты, расчет деталей двигателя на тепловую напряженность может быть выполнен лишь приближенно.  [c.52]

Формулы (П.85) и (П.86) не учитывают наличие поршневого штока у двигателей двойного действия. Поэтому для этих двигателей вычисленные значения /V,- надо умножить на коэффициент 0,97—0,98, оценивающий приближенно влияние штока. Для точного определения индикаторной мощности всего двигателя следует вычислить для каждой полости всех цилиндров и просуммировать полученные мощности.  [c.239]

Двигатели поршневые — Коэффициент полезного действия цикла с подводом тепла при р = onst. 80  [c.708]

Пример 176. Определить коэффициент запаса прочности п для опасного сечеиня поршневого пальца (рис. 194,а) авиационного двигателя. Палец нагружается силой Р, изменяющейся в пределах от Ятах = б2 КН до Рmlii= 11,5 КН.  [c.350]

Если двигательная система может быть разделена на систем му двигателя, вырабатывающего механическую энергию (например, поршневой двигатель), и движителя (например, винт), то, согласно (10.12), общий к.п.д. представляется произведением термического к.п.д., являющегося основной характеристикой теплового двигателя, и пропульсивного к.п.д., являющегося характеристикой движителя. Для ВРД такое разделение может носить только условный характер, так как оба коэффициента, т]тер и Цпроп, представляют собой характеристики одного и того же объекта — двигательной системы в целом.  [c.135]

В табл. 2,4 приведены зафиксированные микрометражом и взвешиванием средние износы гильз и поршневых колец, полученные на двигателе за 120 ч работы. Анализ испытаний двигателей с воздухоочистителями, имеющими коэффициент пропуска 1 и 2% в условиях запыленности воздуха кварцевым абразивом, показывает, что износы деталей гильзо-пориь невой группы возрастают (гильз на 28,5, колец на 11,4%). Характер износа гильз типичен для трения металлических поверхностей при наличии мелкодисперсного абразива. Чистота рабочей поверхности подвергшихся изнашиванию гильз значительно повысилась по сравнению с чистотой, достигнутой механической обработкой, при их изготовлении. Струк-  [c.60]

Преимущество ФАБО перед другими финишными операциями состоит в том, что этот метод чрезвычайно прост и не требует сложного оборудования. ФАБО придает стальной или чугунной поверхности высокие антифрикционные свойства. После ФАБО цилиндр двигателя внутреннего сгорания как бы превращается на первый период работы в бронзовый, коэффициент трения между поршневым кольцом и зеркалом цилиндра уменьшается в 2 раза. Это может существенно отразиться на мощности двигателя.  [c.37]

Сжигание в цилиндрах дизелей топлив с повышенным содержанием серы увеличивает интенсивность изнашивания поршневых колец и цилиндровых втулок в 3...4 раза и более. Сера сгорает, образуя SO2, и только около 7 % ее идет на образование SO3 в результате каталитического окисления SOa- Серный ангидрид SO3 с водяными парами продуктов сгорания образует серную кислоту. Влияние серы на коррозию связано с явлением конденсации h3SO4. Температура конденсации двухкомпонентной смеси HgO и h3SO4 значительно выше, чем температура конденсации чистого водяного пара, поэтому в конденсат начинает выпадать концентрированная серная кислота. Для конденсации серной кислоты из продуктов сгорания на стенки цилиндра необходимо, чтобы температура точки росы двухкомпонентной смеси Н2О и h3SO4 превышала температуру рабочей поверхности втулки. Такие условия существуют. Так, при содержании в дизельном топливе 0,9 % S, давлении вспышки 6 МПа и коэффициенте избытка воздуха 2 температура точки росы смеси при положении поршня в верхней мертвой точке (ВМТ) составляет 245 °С, а в среднем положении поршня 215 °С. Между тем в ряде судовых двухтактных дизелей температура стенки цилиндровой втуЛки при положении поршня в ВМТ 130... 140 С. В таких двигателях можно ожидать примерно одинакового износа на всей верхней рабочей половине втулки. При более высокой тепловой нагрузке, когда температура рабочей поверхности в верхней части втулки превышает 200 С, наибольшему коррозионному воздействию будет подвергаться средняя часть втулки — район выпускных и продувочных окон. Эпюра износа будет иметь бочкообразный характер.  [c.197]

Улучшение условий работы деталей машины может быть достигнуто регулировкой направления температурной деформации. Поясним это на двух примерах. Цельноалюминиевые поршни при нагревании принимают овальную форму большая ось овала располагается перпендикулярно оси поршневого пальца. При производстве поршней для некоторых автомобильных двигателей заформовывают в плоскостях, перпендикулярных бобышкам, пластины из инвара, имеющего коэффициент линейного расширения примерно в 10 раз меньший, чем у чугуна. Благодаря сдерживающему влиянию инвар-ных пластин овализация поршня и расширение его на уровне бобышек незначительны, поэтому косым разрезанием паз часто доводят только до уровня бобышек.  [c.340]

Повышение КПД двигателей на 7. .. 8 % возможно путем снижения коэффициента трения между поршневыми кольцами и цилиндрами. В нашей стране разработаны технологические процессы, которые позволяют снизить коэффициент трения в 2 раза. Это хромирование цилиндров двигателей с накаткой и применение ФАБО. Оба метода широко освеш,ены в технической литературе.  [c.401]

Почти все ведущие изготовители и разработчики двигателей Стирлинга после многолетних исследований остановились на системе двух поршневых колец, изготавливаемых из ПТФЭ при этом значительное внимание было уделено микронеровностям и-волнообразности поверхности цилиндра. Кольца или механически прижимаются к стенкам цилиндра нагруженным пружиной внутренним стопорным кольцом, или же этот прижим осуществляется искусственным давлением, создаваемым с помощью полого поршня с головкой типа Хейландт . Зазор между кольцами поддерживается с помощью диагональной или ступенчатой проставки. Кольца, изготовленные из материала рулон на основе полимера ПТФЭ, обладают значительным коэффициентом теплового расширения, поэтому при выборе допусков для посадки уплотнения в зеркало цилиндра необходимо учитывать влияние температур.  [c.166]

Как мы видели на примере простой паровой установки, обоснованием использования общего к. п. д. [т]о = Wnet/ V = = W net/(—АЯо)] служит наличие связи между т]о, Т1в и ti y, которая определяется равенством (17.23). Такое обоснование не удается найти в случае энергетической установки внутреннего сгорания с разомкнутым циклом, как, например, поршневой двигатель внутреннего сгорания или газотурбинная установка с незамкнутым циклом типа используемых в реактивных двигателях самолетов. В таких установках нет термодинамического цикла, что справедливо и для водородно-кислородного топливного элемента. Несмотря на это, их также часто характеризуют с помощью коэффициента т]о. Объясняется это простотой определения —АЯо с помощью калориметрических экспериментов, в то время как при использовании рационального к. п. д. требуются сведения о величине —AGo, определить которую значительно труднее. Для поршневого двигателя внутреннего сгорания в зависимости от его конструкции величина т]о достигает 25—35% при полной нагрузке.  [c.307]

Например, пневматические сверлильные машинки подразделяются на поршневые и ротационные. Пневматические сверлилки с ротационным двигателем имеют существенные преимущества перед поршневыми сверлильными машинками, которые на монтаже не применяются. Что же это за преимущества Прежде всего, меньший вес на единицу мощности двигателя. Например, ротационная машинка И-34А, предназначенная для сверления отверстий такого же диаметра, как и поршневая сверлилка СМ-32 (до 32 мм), весит 13,5 кг. тогда как сверлилка СМ-32 весит 17 кг. Такой выигрыш в весе достигается главным образом из-за отсутствия в ротационных машинках кривошипно-шатунного механизма и золотникового устройства. Это одновременно упрощает конструкцию и позволяет снизить стоимость ее производства. Правда, ротационные машинки в связи с их меньшим коэффициентом полезного действия расходуют несколько больше сжатого воздуха, чем поршневые. Но все же перечисленные преимущества ротациопных машинок способствуют их широкому применению.  [c.108]

В результате автору удалось установить методику определения активного тепловыделения в процессах сгорания — расширения, а также расчленить потери тепла от теплопередачи в воду и вследствие химической неполноты сгорания. Для построения теп л опере даточной функции по углу поворота коленчатого вала необходимо было определить переменную величину суммарного коэффициента теплоотдачи конвекцией и излучением. Используя собственные опыты, Н. Р. Брилипг суш,ествепно уточнил известную в теплопередаче формулу Нуссельта, дав формулу, которая под названием формулы Нуссельта — Брилинга широко используется при анализе рабочего процесса в поршневых двигателях внутреннего сгорания. Своими работами в области теплообмена, анализа рабочего процесса и теплового расчета двигателя Николай Романович создал новое направление, которое легло в основу всех позднейших исследований в этой области. Создание такой научной школы в области двигателестроения — одна из крупнейших заслуг Николая Романовича как ученого и как педагога.  [c.257]

Дальнейшему развитию теории поршневых двигателей посвящены помещенные в настоящем издании работы О тепловом расчете двигателя ( Техника воздушного флота , 1927, № 2) и Идеальный цикл быстрого сгорания (литогр. издание ВВА им. И. Е. Жуковского, 1927). В первой из работ на основании оригинального расчета цикла, базирующегося на составлении замкнутого теплового баланса, впервые теоретически обосновывается положение о том, что индикаторный к. п. д. правильно отрегулированного двигателя практически не зависит от коэффициента наполнения и внешнего давления и в основном определяется степенью сжатия и коэффициентом потерянного тепла. Некоторые из этих вопросов более подробно анализируются в работе Идеальный цикл быстрого сгорания . Работа посвящена расчету индикаторного к. п. д. цикла с учетом зависимости теплоемкости рабочего тела от температуры, влияния остаточных газов и теплообмена со стенками. Обе работы имели большое практическое значение не только как теоретические основы построения характеристик двигателей, но и при определении возможных путей повышения эффективности поршневых двигателей.  [c.310]

Среднее эффективное давление. Средние эффективные давления Рем и соответствующие максимальному крутящему моменту и максимальной мощности двигателя, так же как и литровая ЛТд и поршневая N мощности двигателя, являются параметрами, характеризующими степень совершенства рабочего процесса двигателя и в известной мере совершенство его конструкции. Величины ре м и Ре N могут быть опредблсны либо путем проведения теплового расчета, либо намечены на основании данных испытаний успешно работающих двигателей, подобных проектируемому. В основном для увеличения среднего э( )фективного давления автомобильных и трак-торйых двигателей применяют следующие способы повышение степени сжатия и применение обогащенных смесей (в карбюраторных двигателях), увеличение коэффициента наполнения, снижение механических потерь, наддув, улучшение рабочего процесса в целом. Увеличение ре за счет повышения степени сжатия, а также за счет наддува сопровождается в карбюраторных двиг.ателях значительным повышением давления р конца сгорания и, следовательно, значительным увеличением нагрузки на детали двигателя.  [c.15]

Основным типом двигателя для автомобилей сохраняется тепловой поршневой двигатель внутреннего сгорания, но с У-об-разным расположением цилиндров и с числом цилиндров 6 и 8. При У-образном двигателе весь агрегат получается более коротким, что позволяет сдвинуть кузов вперед, расширить обзорность, а в легковых автомобилях расположить задние сидения впереди балки заднего моста. Повышается также коэффициент наполнения цилиндров, уменьшаются габариты и вес двигателя, улучшается его компактность (за счет уменьшения хода поршня и увеличения диаметра цилиндров), увеличивается жесткость двигателя возможно также сохранение средней скорости поршня в пределах 11 —12 м1сек при значительном повышении максимального числа оборотов.  [c.6]

В, Р, 8—диаметр цилиндра, площадь и ход одного поршня п—число циклов СПГГ 1 е— мощности СПГГ по газу я эффективная 8г> ёт— расходы воздуха, газа и топлива за один рабочий цикл Ок,Ог,От—расходы воздуха, газа и топлива за единицу времени п Пп— вес и масса одной поршневой группы Р, L — сила давления газов на поршень и работа этой силы Ср , Ср —удельные теплоемкости воздуха и газа при постоянном давлении 7 — удельный вес Ар — средний перепад давлений к — показатель адиабаты —степень сжатия в двигателе т —степень повышения давления а, — коэффициенты избытка воздуха для горения и продувки 1г. т. %—индикаторный к. п. д. двигателя, механический к. п. д. СПГГ и эффективный к. п. д. установки г—к. п. д. турбины 1к> Чо— к. п. д. и объемный коэффициент наполнения компрессора д, к, б—индексы, обозначающие цилиндр двигателя, компрессора и буфера п.х.,о.х.—индексы, обозначающие прямой и обратный ход  [c.6]

mash-xxl.info


Смотрите также