Если мощность, снимаемую с коленчатого вала, сравнить по величине с мощностью, развиваемую газами в цилиндре, то окажется, что первая меньше второй. Это уменьшение индикаторной мощности обусловлено механическими потерями.
Механические потери индикаторной мощности складываются из следующих потерь:
Потери на трение увеличиваются с ростом нагрузки на двигатель, увеличением частоты вращения коленчатого вала, при грубой обработке поверхности сопряженных деталей, неоправданном увеличении их размеров, применении некачественных масел, нарушении нормальной работы смазочной системы и системы охлаждения, ухудшении технического состояния двигателя.
Рис. Диаграммы насосных потерь в дизеле при различных частотах вращения коленчатого вала (а) и нагрузках (б)
Таким образом, внутренние потери индикаторной мощности, т. е. мощность механических потерь, представляет собой сумму перечисленных выше видов потерь:
Nм = Nт + Nнac + Nпp + Nк + Nг
Механические потери и их значения относительно индикаторной мощности приведены ниже.
Вид механических потерь, Nм %:
Примечание. Меньшие значения механических потерь относятся к двигателям с искровым зажиганием, большие — к дизелям.
Кроме мощности Nм механические потери оцениваются средним давлением механических потерь pм и механическим КПД nм.
Среднее давление механических потерь определяется аналогично механическим потерям индикаторной мощности:
Рм = Рт + Рнас + Рпр + Рк + Рг
, где все слагаемые — средние значения давлений механических потерь на трение, насосные ходы поршня, приводы вспомогательных механизмов, нагнетатели, гидравлику.
Чтобы дать определение механическому КПД, необходимо рассмотреть эффективные показатели работы двигателя.
ustroistvo-avtomobilya.ru
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 | |
| 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
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
Механические (внутренние) потери состоят из потерь всех видов механического трения, потерь на привод вспомогательных механизмов (жидкостного, масляного, топливного насосов, вентилятора, генератора и др.), на осуществление газообмена, вентиляционных потерь, возникающих при движении подвижных деталей двигателя при больших скоростях в воздушно-масляной среде, а также на привод компрессора. Газодинамические потери на перетекание заряда между полостями разделенной камеры сгорания также относят к механическим потерям.
Потери на трение в общем объеме механических потерь достигают 80 %. Потери на трение между поршневой группой и цилиндром составляют 45...55 %, а в подшипниках — до 20% от всех механических потерь.
Факторы, влияющие на уровень механических потерь: силы, нагружающие трущиеся подвижные сочленения двигателя; средние по времени значения сил инерции, действующих в подвижных сопряжениях, определяют потери на трение; силы упругости поршневых колец не зависят от режима работы двигателя; они особенно велики при сгорании в области ВМТ, когда мала скорость движения кольца, что изменяет режим трения и вызывает повышенный износ верхней части гильзы; тепловой режим двигателя влияет на вязкость смазочного масла и, следовательно, на характер трения; частота вращения (при ее увеличении) вызывает рост сил инерции и относительных скоростей трущихся пар, повышает температуру и снижает вязкость масла, обусловливая увеличение потерь на зрение; нагрузка (при ее увеличении) приводит к росту газовых сил и повышению температуры двигателя, что вызывает снижение вязкости масла; однако потери на трение сравнительно мало зависят от нагрузки; эксплуатация двигателя — на начальной стадии жизненного цикла двигателя в процессе приработки деталей потери на трение постепенно снижаются, затем стабилизируются, а на завершающей стадии растут.
Потери на газообмен связаны с неодинаковыми величинами работ впуска и выпуска, сумма которых в основном отрицательна. Она может быть положительной при наддуве четырехтактного двигателя от компрессора, приводимого коленчатым валом, а также на отдельных режимах при газотурбинном наддуве. Потери на газообмен возрастают: при увеличении сопротивления впускной и выпускной систем и скорости движения газов; с ростом частоты вращения; при уменьшении нагрузки в двигателе с искровым зажиганием из-за прикрытия дроссельной заслонки (растет сопротивление системы впуска и снижается положительная работа при впуске).
В высокооборотных двигателях с газотурбинным наддувом потери на газообмен могут составлять более 25% от механических потерь. Это обусловлено ростом работы выталкивания при установке на выпуске газовой турбины.
Вентиляционные потери в двигателе незначительны. Они зависят от частоты вращения и растут пропорционально n2.
Потери на привод вспомогательных механизмов зависят от частоты вращения пропорционально n2 и обычно составляют 5... 10 % от механических потерь.
Практически на все рассмотренные составляющие механических потерь существенно влияет повышение частоты вращения п. Увеличение числа цилиндров или рабочего объема при сохранении отношения S/D ведет к снижению механических потерь.
studfiles.net
Эффективным показатели позволяют оценить совершенство двигателя в целом, с учетом потерь мощности на трение и привод вспомогательных механизмов.
Развиваемая в цилиндрах индикаторная мощность Рi, не может быть использована полностью для движения автомобиля. Часть этой мощности, называемая мощностью механических потерьРМ, затрачивается в самом двигателе на преодоление трения и привод вспомогательных механизмов (механизм газораспределения, топливный, масляный и водяной насосы, вентилятор, генератор и т.д.). Мощность, равная разности мощностей Рi; и РМ, называется эффективной мощностью двигателя Ре :
Ре = Рi –РМ
Для удобства оценки механических потерь двигателя введено понятие о механическом КПДηМ, представляющем собой отношение эффективной и индикаторной мощности:
ηМ = Ре / Рi = 1 – РМ / Рi
Механический КПД при номинальном режиме работы карбюраторного двигателя равен 0,70...0,87, дизеля – 0,75...0,90.
Мощность РМ определяют экспериментально.
Эффективные и индикаторные показатели взаимосвязаны следующими простыми соотношениями посредством механического КПД:
эффективная мощность
Ре = Рi ηМ
среднее эффективное давление
pе = pi ηМ
эффективный КПД (позволяет оценить экономичность работы двигателя в целом)
ηе = ηi ηМ
эффективный удельный расход топлива
ge = gi / ηМ
Эффективный крутящий момент на валу при известной мощности Ре и соответствующей ей частоте вращения n вала двигателя:
где Ре , кВт; n , мин-1.
Эффективный КПД автотракторных двигателей, работающих на режиме полной мощности, находится в пределах для карбюраторных двигателей 0,2...0,3, для дизелей – 0,3...0,4. Значения эффективного удельного расхода топлива для карбюраторных двигателей составляют 290...330, для дизелей – 210...260, г/кВт ч.
Литровой мощностью называется эффективная мощность, отнесенная к 1 л рабочего объема двигателя:
Величиной литровой мощности пользуются для сравнительной оценки различных двигателей с точки зрения совершенства рабочего процесса и конструктивного выполнения: чем больше литровая мощность, тем меньше габариты и удельная масса двигателя. Литровая мощность составляет для карбюраторных двигателей 15...37, для дизелей – 6. ..22, кВт/л.
«Автомобильные двигатели»
Наддув автомобильных двигателей: назначение, классификация, регулирование.
Одним из наиболее эффективных мероприятий, повышающих литровую мощность двигателя, является наддув, позволяющий увеличить массу свежего заряда. В карбюраторных двигателях наддув почти не применяется из-за опасности возникновения детонации.
Влияние частоты вращения коленчатого вала n на литровую мощность двигателя необходимо оценивать по комплексному множителю n ηv ηм. При повышении частоты вращения для форсирования двигателя необходимо, чтобы этот множитель был максимальным.
Значительно более широкое распространение в мире получил наддув с турбонагнетателем, т.е. нагнетателем, приводимым турбиной, действующей на отработавших газах.
Классификация видов наддува ДВС.
Агрегатный наддув осуществляется с помощью нагнетателя. Он подразделяется на:
механический наддув, где используется компрессор, приводимый в действие от коленчатого вала двигателя;
турбонаддув, где компрессор (обычно центробежный) приводится турбиной, вращаемой выхлопными газами двигателя;
наддув «Comprex», заключающийся в использовании давления отработавших газов, действующих непосредственно на поток воздуха, подаваемого в двигатель;
электрический наддув, где используется нагнетатель, вращаемый электродвигателем;
комбинированный наддув объединяет несколько схем, как правило, речь идет о совмещении механического и турбонаддува.
Безагрегатный наддув. К нему относят:
резонансный наддув (иногда называемый инерционным или акустическим), реализуемый за счёт колебательных явлений в трубопроводах;
динамический наддув (скоростной или пассивный наддув) увеличивает давление во впускном коллекторе за счет воздухозаборников особой формы при движении с высокой скоростью;
рефрижерационный наддув достигается испарением в поступающем воздухе топлива или какой-либо другой горючей жидкости с низкой температурой кипения и большой теплотой парообразования, на автомобильных двигателях не применяется.
Механический наддув
Механический наддув позволяет легко поднять мощность двигателя. Основным элементом в такой системе является нагнетатель, приводимый непосредственно от коленчатого вала двигателя. Механический нагнетатель способен закачивать воздух в цилиндры при минимальных оборотах и без задержки, увеличивая давления наддува строго пропорционально оборотам двигателя, что является важным преимуществом подобной схемы. Однако механический наддув имеет и существенный недостаток – он отбирает на свою работу часть мощности двигателя.
В последнее время совершенствование концепций наддува идет по пути создания регулирующих систем для повышения крутящего момента при низких оборотах двигателя, а также снижения инерционности.
Существует несколько способов решения данной проблемы:
применение турбины с изменяемой геометрией;
использование двух параллельных турбонагнетателей;
использование двух последовательных турбонагнетателей;
Комбинированный наддув.
Турбина с изменяемой геометрией обеспечивает оптимизацию потока отработавших газов за счет изменения площади входного канала. Турбины с изменяемой геометрией нашли широкое применение в турбонаддуве дизельных двигателей, к примеру турбонаддув двигателя «TDI» от «Volkswagen».
Система с двумя параллельными турбонагнетателями (система «biturbo») применяется в основном на мощных V-образных двигателях (по одному на каждый ряд цилиндров). Принцип работы системы основан на том, что две маленькие турбины обладают меньшей инерцией, чем одна большая.
При установке на двигатель двух последовательных турбин (система «twin-turbo») максимальная производительность системы достигается за счет использования разных турбонагнетателей на разных оборотах двигателя.
Комбинированный наддув объединяет механический и турбонаддув. На низких оборотах коленчатого вала двигателя сжатие воздуха обеспечивает механический компрессор. С ростом оборотов подхватывает турбонагнетатель, а механический компрессор отключается. Примером такой системы является двойной наддув двигателя «TSI» от «Volkswagen».
После отказа от карбюраторов и переходе на электронный впрыск топлива особенно эффективным стал турбонаддув на бензиновых двигателях. Здесь уже достигнута впечатляющая топливная экономичность.
В целом же, следует признать, что турбонаддув, увеличивая тепловые и механические нагрузки, заставляет вводить в конструкцию ряд упрочненных узлов, усложняющих двигатель как в производстве, так и при техническом обслуживании.
«Автомобильные двигатели»
infopedia.su
Что мешает использовать 2-х тактные двигатели в автотранспорте? На сегодня в большей степени традиции.
Другим эффективным способом повышения механического КПД двигателя является применение турбонаддува. Использование теряемой с отработавшими газами энергии для привода турбокомпрессора позволяет уменьшить потери двигателя на газообмене, а в некоторых случаях даже превратить газообмен в дополнительную полезную работу.
Турбонаддув активно применяется как в 4-х тактных, так и в 2-х тактных двигателях.
Еще одним способом, снижающим потери на газообмене и улучшающим очистку и наполнение цилиндров, является управление фазами газообмена. Но это возможно только в системах с управляемым газораспределением.
Так что отсутствие газораспределительного механизма само по себе еще не повод для радости.
Тем не менее, доля потерь на привод агрегатов и обеспечение газообмена в классическом ДВС, как правило, составляет порядка 4% от мощности двигателя. Отсюда вывод – увеличение механического КПД ДВС больше 0,96 уже поэтому проблематично.
Остаются основные механические потери на трение – в преобразователе энергии расширения газов в механическую энергию. В классическом ДВС это кривошипно-шатунный механизм – простейшее устройство, состоящее из поршней, шатунов и коленчатого вала. Оно имеет всего несколько пар трения: поршень-цилиндр, поршневые кольца-цилиндр, шатун-палец шатуна, шатун-коленвал и коленвал-коренные опоры. Наибольшую долю в потерях на трение дают поршневые кольца в цилиндре. Мощность трения поршней о цилиндр примерно в 10 раз меньше мощности трения поршневых колец.
Теперь отвлечемся на минуту. Для любителей бесшатунных схем.
В бесшатунных двигателях исключается трение тронков поршней о цилиндр. Вернее будет сказать, оно не исключается, а переносится на другие пары, вынесенные из цилиндра. Трение поршневых колец остается, на него бесшатунная схема никак не влияет. Поэтому в бесшатунных двигателях трение практически то же, что и в шатунных. Чтобы в этом убедиться, достаточно один раз посчитать.
Основной целью использования бесшатунной схемы является осуществление цикла двойного действия, в котором рабочий процесс осуществляется с обеих сторон поршня (типа РЛД, только при прямолинейном движении поршня). Цель бесшатунной схемы очевидна – обеспечить герметизацию цилиндра с нижней стороны поршня. Прямолинейно двигающийся шток герметизировать во внутренней головке цилиндра проще, чем шатун.
Кстати говоря, двигатели двойного действия можно отнести к компактным схемам. Сегодня их практически не применяют ввиду очень высокой тепловой нагруженности поршня и сложности его охлаждения. А повышение температуры поршня приводит к снижению мощности, как мы увидим далее. Не стоит овчинка выделки.
Вернемся к теме.
Трение в цилиндре имеет почти квадратическую зависимость от средней скорости поршня. Поэтому уменьшение этой скорости очень сильно снижает потери на трение.
Средняя скорость поршня определяется длиной его хода и частотой вращения коленчатого вала двигателя. Но снижение частоты вращения – это дефорсирование двигателя. Поэтому путь здесь один – уменьшение хода поршня.
В свою очередь уменьшение хода поршня при сохранении рабочего объема приводит к увеличению диаметров поршня и головки цилиндра, и, соответственно, их поверхностей теплообмена.
Но при этом уменьшение количества цилиндров с увеличением их размера при сохранении рабочего объема двигателя приводит к уменьшению суммарных потерь на трение, а заодно и тепловых потерь.
Поэтому для каждого двигателя, исходя из его назначения и основных режимов работы, специалисты определяют оптимальные конструктивные параметры: количество цилиндров, диаметр и ход поршня, номинальные обороты коленчатого вала.
А возможно ли избавиться от трения поршней и колец вообще? Пока это, кроме разработчиков роторно-лопастного двигателя для ё-мобиля, никому не удалось. И вот какой эффект получен.
Разработчиками назван полный КПД РЛД – 0,42÷0,45 против классического ДВС с его 0,37. Это очень серьезная заявка.
Полный КПД есть произведение механического КПД на индикаторный КПД. Последний характеризует качество рабочего процесса. С процессом в РЛД не может быть хорошо. По тем же причинам, что и у двигателей двойного действия. Значит, эффект получен за счет снижения потерь на трение.
Но даже если мы возьмем индикаторный КПД для РЛД равным 0,45, что соответствует хорошему поршневому двигателю, то придется признать, что его механический КПД может быть равен 1. Ну а если индикаторный КПД ниже? Механический КПД РЛД автоматически становится больше 1. Хотя, мы выяснили, что и 0,96 – проблема.
Дополнительно добавлю, что КПД кривошипно-шатунного механизма современного 4-х тактного ДВС составляет не менее 0,95, что легко может проверить любой желающий, исключив из состава механических потерь мощность на газообмен, агрегаты и поршневые кольца (кольца являются уплотнением, а не частью КШМ). КПД же кривошипного механизма в составе 2-х тактного двигателя еще выше.
Наверное, ошиблись ё-специалисты.
А что сам механизм РЛД? Как минимум два факта обращают на себя внимание. Он содержит:
- уплотнение тороидальной камеры – не менее 3-х газовых подвижных стыков. В классическом двигателе таких элементов, и, следовательно, потерь от них (газовых и механических), не существует;
- вместо одного коленчатого вала с шатунами в классическом ДВС – сложный зубчатый механизм синхронизации с кучей шестерен и водилом, все с теми же шатунами, с двумя валами привода лопастей и одного выходного вала.
Логика отказывается признавать, что такая замена снижает потери, поскольку, как ни крути, весь этот механизм передает все ту же мощность, но через большее количество звеньев.
При этом не следует принимать представленный на выставках макет РЛД за серийную конструкцию, так как серийная конструкция должна обеспечить надежность, ресурс, экономику, экологию и много еще чего, а не простую демонстрацию работоспособности. В связи с этим схема и большинство элементов конструкции во время доводки могут сильно измениться, и, как подсказывает опыт, не в сторону уменьшения.
К слову, как здесь относиться к утверждениям конструкторов ё-двигателя о его принципиальной простоте? Не знаю, но увеличение количества элементов конструкции никогда еще не считалось ее упрощением и повышением надежности. По крайней мере, до создания ё-двигателя.
Завершая раздел механики с ее резервами, хочу заметить, что именно в поиске альтернатив кривошипно-шатунному механизму и созданием компактных схем двигателей занято большинство изобретателей. Я думаю, что после прочитанного можно сделать вывод о незначительности возможного эффекта, который, помимо компактности, потенциально может здесь существовать.
Но компактность не дается даром. За нее приходится платить теплонапряженностью, низким ресурсом и плохими экономическими и экологическими параметрами. По крайней мере, других результатов в мировой практике двигателестроения пока не было.
Таким образом, мы убедились, что в механической части ДВС, будь даже он и от ё-мобиля, больших резервов нет.
А где есть? В рабочем цикле, ведь индикаторный КПД двигателей внутреннего сгорания составляет всего лишь 0,25÷0,53.http://www.rtc-ec.ru/notes/o_dvs.html
is2006.livejournal.com
Работа асинхронного двигателя, как и любой другой машины, сопровождается потерями. Потери в конечном итоге, приводят к нагреву двигателя и снижению его КПД.
КПД асинхронного двигателя, представляет собой отношение полезной мощности на выходе P2 к подводимой двигателю мощности P1, выраженная в процентах
Мощность, подводимая к двигателю
где m – количество фаз, U1 – напряжение на статорной обмотке, I1 – ток в статорной обмотке, cosφ1 – коэффициент мощности двигателя
Полезная мощность на выходе P2, меньше подводимой мощности P1 на величину суммарных потерь ∑P
Потери ∑P складываются из магнитных, электрических и механических потерь
В первую очередь часть подводимой мощности P1 расходуется на покрытие магнитных Pм1 и электрических Pэ1 потерь в статоре
Электрические потери в статоре
где r1 активное сопротивление обмотки статора
Магнитные потери в статоре приблизительно определяются как
где f1 – частота тока перемагничивания, которая равна частоте тока в сети. V = 1.3-1.5. Магнитные потери в роторе малы настолько, что ими при практических расчетах пренебрегают. Это связано с малой частотой перемагничивания ротора.
Мощность, оставшаяся после восполнения потерь в статоре, называется электромагнитной и равна
Электромагнитная мощность передается ротору с помощью магнитного поля, через воздушный зазор δ. Часть электромагнитной мощности затрачивается на электрические потери в роторе, которые пропорциональны скольжению
Отсюда можно получить выражение для скольжения
Не трудно заметить, что с увеличением скольжения электрические потери в роторе также увеличиваются, а это в свою очередь вызывает уменьшение КПД.
В асинхронных двигателях с фазным ротором, присутствуют потери в щеточном узле, которые обычно добавляют к электрическим потерям в роторе
где I2 – ток ротора, Uщ – падение напряжения на пару щеток
Оставшаяся мощность называется механической
Часть механической мощности расходуется на механические и добавочные потери.
К механическим, относятся потери от трения в подшипниках, щетках и вентиляционные.
К добавочным потерям относят все остальные трудно учитываемые потери, которые, как правило, состоят из пульсационных и поверхностных потерь, которые возникают в зубцах ротора и статора. Приблизительное значение добавочных потерь рассчитывается по формуле
Оставшаяся мощность представляет собой полезную мощность на валу двигателя
Рекомендуем к прочтению - Построение механической характеристики асинхронного двигателя
electroandi.ru
 Автор: Юлиюс Мацкерле (Julius Mackerle)Источник: «Современный экономичный автомобиль» [1] 6767  1 Приведём сравнительные данные по механическим потерям, измеренным в одинаковых условиях работы бензинового двигателя со степенью сжатия ε = 6 и дизеля со степенью сжатия ε = 16 (табл. 1).
Для бензинового двигателя, кроме того, в табл. 2 проведено также сравнение механических потерь при полной и частичной нагрузках.
Общие потери, как видно из табл. 1, относительно невелики, поскольку были измерены при низкой частоте вращения (1600 мин-1). С возрастанием скорости вращения потери увеличиваются вследствие действия сил инерции поступательно движущихся масс, возрастающих пропорционально второй степени частоты вращения, а также относительной скорости в подшипнике, так как вязкостное трение также пропорционально квадрату скорости. Интересно сравнить также индикаторные диаграммы в цилиндрах двух рассматриваемых двигателей (рис. 1).
Давление в цилиндре дизеля несколько выше, чем у бензинового двигателя, и продолжительность его действия больше. Таким образом, газы прижимают кольца к стенке цилиндра с большей силой и на более длительное время, поэтому и потери на трение в цилиндропоршневой группе у дизеля больше. Увеличенные по сравнению с бензиновым двигателем размеры, особенно диаметр подшипников у дизеля, также способствуют увеличению механических потерь. Трение в подшипниках вызвано напряжениями сдвига в масляной пленке. Оно линейно зависит от размеров поверхностей трения и пропорционально квадрату скорости сдвига. Существенное влияние на трение оказывает вязкость масла и, в меньшей степени, толщина масляной пленки в подшипниках. Давление газа в цилиндре почти не влияет на потери в подшипниках. Последнее обновление 02.03.2012Опубликовано 08.04.2011Читайте такжеСноски
Комментарии |
icarbio.ru
