Что такое индикаторный кпд двигателя

Индикаторные показатели работы дизеля

Т.е. для существующего двигателя индикаторная мощность изменяется с изменением частоты вращения и среднего индикаторного давления.

3. Индикаторный КПД (ηi).

При рассмотрении термодинамического цикла учитываешься только один вид потерь – неизбежная отдача теплоты холодному телу в соответствии со вторым законом термодинамики.

В действительном цикле отводу теплоты к холодному телу соответствует потеря теплоты с выпускными газами. Кроме этой потери в действительном цикле имеются потери теплоты от неполноты сгорания топлива и в результате теплообмен рабочего тела со стенками камеры сгорания. Все тепловые потери в действительном цикле учитываются индикаторным КПД, который является критерием совершенства использования теплоты, подведённой к рабочему телу с топливом.

Индикаторный КПД представляет собой отношение количества теплоты, преобразованной в индикаторную работу в цилиндре двигателя к количеству теплоты, подведённой для совершения этой работы

.

Количество теплоты подведённой с топливом за час, кДж

где Вч – часовой расход топлива, кг/ч;

Qн – низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг.

Количество теплоты, соответствующее индикаторной работе за час, кДж/ч

где 3600 кДж/(кВт∙ч) – термический эквивалент работы одного кВт∙ч.

,

где — удельный индикаторный расход топлива, кг/(кВт∙ч).

Индикаторный КПД дизелей составляет:

двухтактных ……………………….0,43 – 0,60;

четырёхтактных …………… …….0,45 – 0,66.

Удельный индикаторный расход топлива, г/(кВт∙ч):

Двухтактных …………………… 140 – 200;

Четырехтактных ………………… 130 – 190.

Значение индикаторного КПД зависит от целого ряда факторов. Наибольшее влияние оказывают следующие: степень сжатия ε, конструкция камеры сгорания, коэффициент избытка воздуха α, угол опережения подачи топлива θ, частота вращения n.

1. При увеличении степени сжатия индикаторный КПД ηi увеличивается так же как и термический КПД ηt.

2. Значительное влияние на ηi оказывает способ смесеобразования, а также конструкция камеры сгорания. У дизелей с неразделёнными камерами сгорания ηi как правило выше. Это связано с потерями теплоты поскольку в этом случае отношение площади стенок к объёму камеры сгорания (Fкс/Vкс) меньше.

3. Зависимость индикаторного КПД от величины коэффициента избытка воздуха апроксимируется формулой Толстова ηi = η0i∙α1/α, где η0i – значение индикаторного КПД при α =1.

4. Зависимость ηi от отклонения от оптимального угла опережения впрыска топлива при котором достигается ηimax.

При отклонении от оптимального угла опережения впрыска топлива в сторону увеличения ηi уменьшается из-за увеличения отрицательной работы процесса сжатия (слишком ранее воспламенение топлива до ВМТ). При этом повышаются значения Pz и λ.

При чрезмерном уменьшении θ увеличивается период догорания топлива на линии расширения и растут потери теплоты с выпускными газами, что также приводи к понижению ηi.

Оптимальное значение θ подбирается опытным путём, при этом следует кроме ηi также учитывать значения Pz, λ и dP/dφ.

5. При повышении частоты вращения ηi понижается вследствие увеличения продолжительности периода догорания топлива и возрастания потерь теплоты с выпускными газами.

Рекомендуем также:

Начало движения
Для осуществления движения необходимо поворотом ключа зажигания в соответствующее положение выполнить пуск двигателя. Эффективность и выбор приемов пуска двигателя зависят от двух основных факторов: температуры окружающего воздуха и технического состояния двигателя и системы зажигания. Двигатели л .

Научная организация труда
Научной считается такая организация труда, которая основана на достижениях науки и передовом опыте, позволяет наилучшим образом соединить орудия и предметы труда с людскими ресурсами в едином производственном процессе. НОТ следует рассматривать как процесс систематического и планомерного его совер .

Расчет расходов, связанных с транспортно-экспедиторской обработкой, перевалкой и хранением груза
Расчет стоимости грузовых работ (в порту Санкт-Петербург) Наименование груза Ставка, USD/т Кол-во груза, т Стоимость перегрузки, USD Экспорт Белая жесть 6,5 1600 10400 Фосфаты 9,4 2200 20680 31080 Импорт Сельдь 13,9 2000 2 .

Что такое индикаторный кпд двигателя

Главное меню

• Главная
• Паровые машины
• Двигатели внутреннего сгорания
  • Основные понятия о двигателях внутреннего сгорания
  • Топлива применяемые в двигателях и реакция сгорания
  • Смесеобразования и воспламенения в двигателях
  • Выпуск и продувка в двухтактных двигателях
  • Теплоиспользование в двигателях
  • Тепловой расчет двигателя
  • Основные узлы двигателей
  • Топливная аппаратура и система зажигания
  • Пусковые устройства
  • Охлаждение и смазка двигателя
  • Вспомогательные устройства двигателей
  • Примеры конструкций двигателей
  • Эксплуатация и ремонт двигателя
    • Подготовка к пуску двигателя
    • Пуск двигателя
    • Неисправности при пуске
    • Обслуживание двигателя во время работы
    • Остановка дивгателя
    • Технический уход за двигателем
    • Планово-предупредительный ремонт
    • Аварии двигателей и меры их предупреждения
    • Эксплуатация и ремонт двигателя
  • Двигатели внутреннего сгорания на электростанциях
  • Наддув двигателей внутреннего сгорания
• Электродвигатели
• Автоматическое регулирование двигателей
• Восстановление и ремонт двигателей СМД
• Топливо для двигателей
• Карта сайта

Судовые двигатели

• Судовые двигатели внутреннего сгорания
  • Общие сведения о двигателях внутреннеого сгорания
  • Основные части двигателя
  • Газораспределение в двигателях
  • Топлива и масла для двигателей
  • Смесеобразование и топливная аппаратура в дизелях
  • Система и устройство двигателя
  • Примеры и описания судовых двигателей
  • Идеальные циклы и тепловые процессы в двигателях
  • Мощность и экономичность двигателя
    • Сравнение термических коэффициентов полезного действия различных циклов
    • Общие положения и порядок теплового расчета
    • Выпуск и продувка в двухтактных двигателях
    • Способы повышения мощности дизелей
    • Определение основных размеров цилиндра
    • Тепловой баланс двигателя
    • Характеристики двигателей
    • Удельный расход топлива и к. п. д.
    • Среднее индикаторное давление газа. Индикаторная и эффективная мощность двигателя
    • Пневмообмывающее судовое устройство
    • Индикаторная мощность двухтактного двигателя
    • Эффективная мощность двухтактного двигателя
    • Механический коэффициент полезного действия
    • Индикаторный коэффициент полезного действия двигателя
    • Эффективный коэффициент полезного действия двигателя
    • Удельный расход топлива, поступающий в цилиндр двигателя
    • Уравнение мощности двигателя
    • Тепловая нагрузка стенок цилиндра
    • Температура внутренней поверхности цилиндра
    • Анализ параметров, влияющих на повышение мощности двигателя
    • Наддув в четырехтактных двигателей
    • Наддув двухтактных двигателей
    • Определение основных параметров газотурбонагнетателя
    • Судовые установки со свободнопоршневыми генераторами газа
    • Цикл свободнопоршневого генератора газа
  • Кинематика и динамика двигателя
  • Расчет на прочность основных деталей двигателей
  • Испытания и эксплуатация судовых двигателей
• Судовые паровые турбины
• Судовые газовые турбины
• Судовые дизельные установки

Рабочий цикл, как это уже отмечалось ранее, имеет тепловые потери, к числу которых относятся: потеря тепла с охлаждающей водой, потеря тепла с отработавшими газами, потеря тепла вследствие неполноты сгора­ния топлива и потеря тепла вследствие диссоциации продуктов сгорания. Степень использования тепла в реальном двигателе оценивается так назы­ваемым индикаторным к. п. д. ? _i , который равен отношению количества тепла, преобразованного в работу в цилиндре реального двигателя, к ко­личеству тепла, затраченному на получение этой работы.

Если количество подведенного тепла за рабочий цикл равно Q _i ккал, то

где L _i — работа, совершаемая газами за один цикл, в кг-м. Величина Q _i на один моль воздуха будет равна

Из полученной формулы следует, что ? _i зависит от ряда параметров, которые между собой взаимосвязаны, но одновременно следует заметить, что при работе двигателя с постоянными давлением и температурой воздуха перед впускным органом будем иметь

так как значения других параметров (L , Q _н ) мало изменяются.

Из рассмотрения зависимости (144) следует, что величина ? _i главным образом определяется значениями р _i , ? и ? _н . Чем больше p _i при данном значении ?, тем больше ? _i . Необходимо обратить внимание на то, что при увеличении ? _н возрастает p _i , а если у дизеля сохранить при этом количество топлива, подаваемого за цикл неизменным, то ? также возрастет, а потому произведение р ₁ ? увеличится больше, чем величина ? _н , и, следовательно, ? _i при этом повысится.

Влияние р _i , ? и ? _н на ? _i и их взаимосвязь объясняются влиянием на протекание процесса сгорания значений ?, ?, качества смесеобразования, нагрузки и числа оборотов двигателя, угла опережения подачи топлива и др. С увеличением в дизелях ? примерно от 1,2 до 2,5—3,0 индикаторный к. п. д. быстро увеличивается, а при дальнейшем увеличении ? рост ? _i про­исходит медленно. Такое увеличение ? _i при увеличении ?, как это происходит вследствие более благоприятных ус­ловий для протекания процесса сгорания и по причине снижения теплоем­кости рабочего тела.

При увеличении числа оборотов двигателя ? _н снижается, а потому при сохранении подачи топлива за цикл неизменной ? и p _i уменьшаются, ? _i также уменьшается.

При работе двигателя с наддувом повышение ? _i происходит, кроме того, за счет более совершенного протекания процесса сгорания и увеличе­ния ? за счет промежуточного охлаждения наддувочного воздуха.

Если ? _i выразить через работу, совершаемую в цилиндре в течение часа, равную 1 л. с., то

Для сравнения степени использования теплоты в рабочем и в идеаль­ном циклах применяется так называемый относительный к. п. д., который равен отношению индикаторного к. п. д. рабочего цикла к термическому к. п. д. идеального цикла:

У выполненных двигателей ? _g колеблется от 0,75 до 0,85.

Что такое индикаторный кпд двигателя

АНАЛИЗ ИНДИКАТОРНОГО КПД И ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЕПЛОВЫДЕЛЕНИЯ ДИЗЕЛЕЙ ТИПОРАЗМЕРА ЧН16,8/18,5 ПРИ ИХ ФОРСИРОВАНИИ ДО Р me =2,0 МПА

СВ. Лебедев, Д.Д. Матиевский

Развитие мощностных рядов многоцелевых дизельных двигателей и энергетических агрегатов на их базе составляет основу технической политики ведущих зарубежных и отечественных дизелестроительных фирм и предприятий. Составляющий основу унификации модульный принцип проектирования и производства моделей типоразмерного ряда содержит значительные резервы совершенствования качества, показателей технического уровня дизелей и снижения их эксплуатационных затрат. Единые принципы организации индикаторного процесса моделей дизелей типоразмерного ряда обеспечивают минимальные затраты при распространении положительного опыта совершенствования показателей дизелей одних групп на модели других назначений. Вместе с тем, реализация преимуществ выпуска унифицированной дизельной продукции существенно повышает требования к качеству проектных работ, в том числе их начальных этапов, на которых формируются технические параметры моделей типоразмера. Выбор основных конструктивных решений, показателей и принципов организации индикаторного процесса требуют подходов, обеспечивающих достижение прогрессивного уровня технико-экономических показателей для моделей различного назначения и уровня форсирования. Поэтому и в отношении одного из важнейших технико-экономических показателей — топливной экономичности целесообразно комплексное использование экспериментальных методов и расчетного анализа индикаторного процесса, дающего возможность оценить степень совершенства и пути его улучшения. В материале статьи освещены результаты исследования индикаторного процесса высокооборотных дизелей типоразмера ЧН16,5/18,5 при их форсировании по среднему эффективному давлению до 1,8-4-2,0 МПа. Установлены закономерности взаимосвязи характеристики тепловыделения, являющейся комплексным критерием уровня совершенства индикаторного процесса, и индикаторного кпд h i с использованием метода профессора Д.Д. Матиевского [1, 2]. Положенный в основу метода дифференцированный анализ влияния на h i несвоевременности, неполноты сгорания топлива и потерь в стенки деталей КС позволил конкретизировать содержание конструкторско-технологического цикла работ по созданию форсированных дизелей типоразмера.

8ЧН16,5/18,5 (п=1500 мин» 1 ) по P me на
показатели тепловыделения в цилиндре

Рис. 1,б. Изменение показателей тепловыделения по формуле И.И. Вибе при форсировании дизеля 8ЧН16,5/18,5 ( n =1500 мин -1 ) по Р me: D,O,  j on =26,24,23° п.к.в. до ВМТ

Высокая конкурентоспособность выпускаемых на ОАО “Дизельпром” (г. Чебоксары) высокооборотных дизелей 6,-8ЧН16,5/18,5 мощностью 300 ¸ 600 кВт в сравнении с лучшими отечественными аналогами по топливной, масляной экономичности и ресурсным показателям, а со среднеоборотными моделями — по удельным массовым и габаритным показателям [3] обосновывает актуальность работ предприятия по расширению их мощностного диапазона до 800 ¸ 900 кВт. Последнее связано с форсированием дизелей типоразмера по среднему эффективному давлению до Р me =1,8 ¸ 2,0 МПа. Исследованиями напряженного и деформированного состояния деталей цилиндро-поршневой группы, кривошипно-шатунного механизма подтверждены запасы прочности, необходимые для надежной эксплуатации при перспективном форсировании [4]. Пути реализации эффективного индикаторного процесса при одноступенчатой системе наддува дизелей типоразмера решены на примере промышленной модели дизеля 8ЧН16,5/18,5 с уровнем Р me на режимах номинальной и полной (кратковременной мощности) при n =1500 мин -1 соответственно 1,77 и 1,97 МПа [5]. Исследование характеристики тепловыделения в относительной и абсолютной формах ее представления, полученной на основе экспериментальных индикаторных диаграмм, дало следующие результаты. Увеличение Р me сопровождается интенсивным снижением кинетической составляющей тепловыделения Х I в цилиндре дизеля с 0,25 при Р me =1,0 МПа до 0,08 ¸ 0,04 для диапазона Р me ³ 1,5 Мпа (рис. 1а). Для высокооборотных дизелей со средним уровнем форсирования по среднему эффективному давлению P me =1,1 ¸ 1,4 МПа именно начальная фаза тепловыделения, характеризующая динамику индикаторного процесса, формирует высокие показатели топливной экономичности [6]. Поэтому ее снижение по мере форсирования дизеля должно быть компенсировано повышением интенсивности последующих стадий тепловыделения. Однако интенсивность тепловыделения в основной фазе диффузионного сгорания ( dX II /d j ) max , определяющую уровень топливной экономичности индикаторного процесса, также характеризует устойчивая тенденция снижения с 0,045 до 0,03° п.к.в. -1 . Основная причина, как показывает выполненный анализ с использованием метода И.И. Вибе [7], связана с увеличением продолжительности сгорания. Условная продолжительность сгорания j z увеличилась с 75 до 105° п.к.в. соответственно при повышении Р me с 0,9 до 2,05 МПа (угол опережения подачи топлива j оп =23° п.к.в.). Формфактор сгорания m , возрастая в диапазоне средних нагрузок, для Р me >1,5 МПа стабилизируется при всех исследованных значениях фазы (угла) опережения подачи топлива (рис. 16). Автомодельный характер тепловыделения в цилиндре дизеля при повышении Р me сверх 1,4 МПа, как в отношении изменения нагрузочного режима, так и фазы опережения подачи топлива j оп подтверждают данные рис. 2, что хорошо согласуется с результатами исследований [8]. Единая для диапазона Р me =1,4+2,0 МПа зависимость характеристики абсолютного тепловыделения Q.=f( j ) наблюдается приблизительно до 18 ¸ 20° п.к.в. от момента начала видимого сгорания j нвг (рис. 2а).

Различия в протекании конечной фазы тепловыделения объясняются увеличением продолжительности сгорания увеличенных цикловых порций топлива по мере роста Р me . Установленная закономерность Q=f( j ) в диапазоне P me =1,4 ¸ 2,0 МПа сопровождается стабилизацией величины периода индукции воспламенения топлива, а также продолжительности периода от j нвг до достижения максимального давления сгорания ( j нвг — j Pmax ) » 16 ° п.к.в. В результате количество теплоты Qp max , выделяющейся к моменту достижения Р max на форсированных режимах работы дизеля, сохраняется неизменным. Как следствие, по мере увеличения Р mе значения λ снижаются, что и зафиксировано экспериментально. Характерно, что зависимость Q=f( j ) аналогично не претерпевает изменений в функции угла опережения подачи топлива j оп (рис. 26). Влияние изменения j оп , не нарушая закономерность Q=f( j ), выражается в фазовых смещениях характеристики тепловыделения. В графической интерпретации влияние формы Q=f( j ) на h i , согласно работам Б.С. Стечкина [9], И.В. Болдырева [10] связывается с изменением площади под кривой тепловыделения и расстоянием ее центра тяжести до ВМТ (а х ). Фазовое смещение характеристики Q=f( j ) при сохранении ее формы вызывает взаимосвязанное противоположное по характеру изменение λ и а х . Поэтому возможности совершенствования индикаторного процесса при штатной комплектации топливоподающей аппаратуры практически исчерпаны. Пути повышения η i для форсированных моделей ЧН16,5/18,5 связаны с изменением характера тепловыделения в цилиндре. Исследованиями К. Циннера [11], Н.Н. Иванченко, Б.Н. Семенова [12] и других ученых доказано, что при условии P max =const форма закона тепловыделения в цилиндре форсированного дизеля практически не влияет на индикаторные показатели. Превалирующим фактором воздействия на η i является продолжительность процесса выделения теплоты в цилиндре дизеля. Следовательно, совершенствование индикаторного процесса форсированных дизелей типоразмера ЧН 16,5/18,5 связано, главным образом, с мероприятиями по повышению интенсивности сгорания повышенных цикловых подач топлива в направлении сокращения φ z . Для подтверждения выводов качественного анализа с использованием методического подхода Д.Д. Матиевского [1, 2] выполнены количественные оценки взаимосвязи η i и Χ=f( j ). Связь индикаторного КПД цикла дизеля с интегральными и дифференциальными характеристиками тепловыделения, отвода теплоты и местом из развития в цикле выражено в форме зависимости

h i =1-ΔΧ нп — d э — d нс — d w . (1)

Соответственно, ΔΧ нп выражает коэффициент неполноты ввода теплоты; d э , d нс , — d w , — коэффициенты неиспользования теплоты в эталонном цикле от несвоевременности ввода и по причине отвода теплоты:

Рис. 3 Взаимосвязь характеристики тепловыделения в цилиндре дизеля 8ЧН16,5/18,5 с динамикой формирования h i по методу Д. Д. Матиевского
X, D ,O Р me =2,06; 1,83; 1,70; 1,43 МПа( n= 15 00 мин -1

За эталонный цикл принят цикл с мгновенным выделением теплоты 1-ΔΧ нп в ВМТ при e n = e o = e max . Изменяя предел суммирования коэффициентов в выражении (2), осуществляется расчет динамики формирования h in =f(φ) во времени развития цикла. Как свидетельствуют полученные результаты, для дизеля ЧН16,5/18,5 (рис. 3) формирование интегрального значения η i практически заканчивается к 50° п.к.в. после ВМТ, что с приемлемой для практики достоверностью позволяет ограничить анализ рассмотрением указанного диапазона развития индикаторного процесса. Сопоставление зависимостей h i =f(φ) и X=f( j ) в исследованном диапазоне Р me свидетельствует о наличии между ними устойчивой корреляции. Снижение h i , с 0,455 до 0,42 по мере форсирования дизеля пропорционально уменьшению X с 0,92 до 0,86. На данном основании при анализе статей преобразования теплоты в цикле дизеля целесообразно исключить влияние различий в долях теплоты, выделяющихся к моменту φ=50° п.к.в. после ВМТ. Результаты расчета по зависимости (1),

Рис. 4. Динамика баланса преобразования теплоты в цилиндре дизеля 8ЧН16,5 /18, 5 по методу Д, Д. Магиевского:
X, D ,O Р me =2,06; 1,83; 1,70; 1,43 МПа( n = 1500 мин -1 )
______________ e -13,5______________ e -13,5
_______________ e =17,3

преобразованной к виду

h i /(1 –ΔΧ нп )=1 — d э /(1 — ΔΧ нп )- d нс /(1 — ΔΧ нп )- d w /(1- ΔΧ нп ) (3)

показывают, что соотношение статей баланса не претерпевает изменений при увеличении Р me (рис. 4). Следовательно, уменьшение h i , с ростом Р me объясняется снижением общей доли выделяющейся в цикле теплоты к характерному моменту цикла. Для сохранения топливной экономичности дизеля на форсированных режимах необходимо сократить продолжительность процесса тепловыделения, повысив его интенсивность. При этом дополнительный эффект повышения h i дает реализация низкой динамики индикаторного процесса. Снижение степени повышения давления при сгорании топлива λ при ограничении P max позволяет повысить e , тем самым снизив наиболее значительную составляющую потерь теплоты в эталонном цикле d э . При увеличении e с 13,5 ед. до 15 и 17,8 ед. величина d э снижется соответственно с 0,35 до 0,30 и 0,24.

Одним из наиболее эффективных методов воздействия на Q=f( j ) является повышение давления впрыскивания топлива в цилиндр Р впр . Сопутствующее ему повышение интенсивности тепловыделения сокращает продолжительность сгорания, повышает динамику индикаторного процесса и h i . Смещение j нвг κ ΒΜΤ в сочетании с оптимизацией конструктивных и регулировочных параметров топливной форсунки позволяет улучшить h i , не расширяя диапазона ограничения по Р max . На практике часто используется компромиссная реализация одновременного частичного снижения удельного эффективного расхода топлива b е и улучшения показателей эмиссии ΝΟ x в ОГ дизелей. Применительно к форсированным дизелеям типоразмера ЧН16,51/18,5 данный метод позволяет улучшить b е на 4 г/(кВт-ч) при одновременном -35% снижении с 11,6 до 7,4 г/(кВтч). При этом впрыск топлива в цилиндр дизеля осуществляется за 4° п.к.в. до ВМТ, а начало видимого сгорания смещается на отметку 1,5° п.к.в. после ВМТ. В результате, для объектовых условий работы дизеля 8ЧН16,5/18,5 (сопротивление на входе воздуха в компрессор ΔΗ ΒΠ =3 кПа, сопротивление на выход газов из турбины D H ВЫП =8 кПа), форсированного до Р me =1,8 ¸ 2 ,0 МПа при ограничении Р max =13 МПа, достигнут удельный эффективный расход топлива 212 г/(кВтч). Приведенный по ISO/I b e составил 205 г/(кВтч) при уровне удельных выбросов окислов азота =7,5 г/(кВт × ч). Результаты выполненного комплексного экспериментально-расчетного исследования явились обоснованием для последующего решения принципиальных вопросов расширения мощностного ряда дизелей типоразмера ЧН16,5/18,5 до Р me =1,8 ¸ 2,0 МПа с сохранением высоких показателей экономичности индикаторного процесса и ограничения эмиссии ΝΟ x в ОГ. Реализованный подход к исследованию параметров индикаторного процесса дизелей типоразмера позволил обосновать резервы и пути дальнейшего комплексного совершенствования показателей дизелей типоразмера.

1. Матиевский Д.Д. Использования уравнения связи индикаторного КПД с характеристиками подвода и отвода тепла при анализе и синтезе индикаторной диаграммы //Двигателестроение. — 1979.- № 11.- С. 12-14.
2. Матиевский Д.Д. Метод анализа индикаторного КПД рабочего цикла дизеля // Двигателестроение. -1984.- № 6.- С. 7-11.
3. Лебедев С.В., Нечаев Л.В. Совершенствование показателей высокооборотных дизелей унифицированного типоразмера / Академия транспорта РФ, АлтГТУ им. И. И. Ползунова. — Барнаул: Изд.-во АлтГТУ, 1999. — 112 с.
4. Лебедев С.В., Родин А.Ф. Оценка запасов прочности при форсировании дизелей 6-8ЧН16,5/18,5 // Двигателестроение. — 1998.- № 3- С. 15-21.
5. Лебедев СВ. Совершенствование показателей индикаторного процесса дизелей ЧН116,5/18,5 при форсировании до Р me = 1,8 ¸ 2,0 МПа // Двигателестроение. -1999.-№ 4.
6. Портнов Д.А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспламенением от сжатия. — М.: Машиностроение, 1963. — 638 с.
7. Вибе И.И. Новое о рабочем цикле двигателей. — Свердловск: Машгиз, 1962. -272 с.
8. Соколов С.С, Власов Л.И. Ограничения пределов повышения р е у четырехтактного дизеля с наддувом, налагаемые процессами смесеобразования и сгорания // Труды ЦНИДИ.- 1977.- Вып. 72.-С. 49-53.
9. Стечкин Б.С. О коэффициенте полезного действия идеального цикла быстрого сгорания при конечной скорости выделения тепла // Теория, конструкция, расчет и испытания двигателей внутреннего сгорания. — Труды лаборатории двигателей АН СССР. — М.: АН СССР- 1960.- Вып. 5.- С. 61-67.
10. Болдырев И.В., Смирнова Т.Н. Влияние формы закона сгорания на индикаторные показатели цикла // Двигателестроение. -1981,- №1.- С. 13-15.
11. Zinner К. Einige Ergebniss realer Keisprozessrechnungen uber die Beeinflussungsmoglichkeiten des Wirkungsgrades von Dieselmotoren // MTZ.-1970.- Bd.31.- Hi 6.- S. 243-246.
12. Семенов Б. Η., Иванченко Η.Η. Задачи повышения топливной экономичности дизелей и пути их решения // Двигателестроение. — 1990.-№11.- С. 3-7.

Удельный расход топлива

Удельный расход топлива — отношение расхода топлива (на единицу расстояния или времени) к мощности, к тяге, к массе груза для грузовых перевозок или на одного человека при пассажирских перевозках. Используется как характеристика топливной эффективности двигателей, а также транспортных средств в грузопассажирских перевозках. Единица измерения удельного расхода топлива зависит от выбора единиц для параметров, входящих в определение (объём или масса топлива, расстояние или время, мощность или тяга, масса груза или количество пассажиров). Например: удельный расход топлива — 166 г/(л.с.·ч), удельный расход топлива на крейсерском режиме — 0,649 кг/(кгс·ч), удельный расход авиатоплива — грамм/(пассажир·км).

Содержание

• 1 Удельный расход топлива ДВС
  • 1.1 Бензиновые двигатели
  • 1.2 Дизельные двигатели
  • 1.3 Газотурбинные двигатели
  • 1.4 Поршневые авиационные двигатели
• 2 Удельный расход топлива в реактивной авиации
• 3 Прочие методики измерения расхода топлива
• 4 Удельный расход топлива автомобилей
• 5 См. также
• 6 Примечания

Удельный расход топлива ДВС [ править | править код ]

Удельный расход топлива двигателя внутреннего сгорания, выдающего мощность через вращение, обычно выражается в граммах на 1 кВт·ч. Цифра показывает, сколько граммов топлива будет израсходовано двигателем за 1 час для выполнения работы, на которую нужно потратить 1 кВт мощности. Эта цифра не имеет единого значения для всего рабочего диапазона работы конкретного двигателя, но она неизменна для своего значения оборотов в минуту. Точнее, цифра удельного расхода неизменна для своей частоты вращения в случае работы на стехиометрической горючей смеси, а в случае работы на обогащённой рабочей смеси эта цифра несколько больше, хотя это не декларируется, так как такие переходные режимы работы мотора не считаются. В информационных материалах по двигателю производителем обычно декларируется значение минимального удельного расхода. В случае, если имеется достоверная диаграмма мощностной характеристики конкретного ДВС, то на ней кривая удельного расхода топлива по своей кривизне обычно зеркально обратна к кривой крутящего момента, а минимальное значение удельного расхода топлива находится примерно в том же диапазоне оборотов, что и максимальное значение крутящего момента. Объяснение этому в том, режим максимального крутящего момента это есть режим наивысшего КПД конкретного двигателя.

Независимо от того, какое значение удельного расхода топлива показано на диаграмме или опубликовано в информационных материалах, всегда следует понимать, что фактический расход топлива на интересующем режиме оборотов двигателя будет зависеть от фактической нагрузки на него — то есть, не от той мощности, которая теоретически доступна двигателю при данных оборотах, а от той, которая при данных оборотах фактически потрачена (а таковая всегда меньше или равна теоретически доступной). Для примера: заявленный расход в 150 грамм на 1 кВт·ч при 4000 оборотах минуту и мощности данного режима в 80 кВт не означает, что на 4000 оборотах расход двигателя всегда будет 12 килограмм топлива в час, так как этот расход будет определяться только фактически потраченной мощностью в текущих условиях движения, а таковая может быть и весьма незначительна.

Величина удельного расхода топлива не имеет прямой связи с конструкцией двигателя: с его числом цилиндров, рабочим объёмом, типом системы питания, наличием наддува, конструкцией выпуска. При этом есть общие тренды, такие как: дизельные двигатели экономичнее бензиновых; поршневые экономичнее роторно-поршневых и газотурбинных; двухтактные поршневые экономичнее четырёхтактных. Также величина удельного расхода топлива двигателя не имеет никакой связи со стилем езды конкретного водителя, и она всегда едина для всех эксплуатантов этой модели двигателя. При одинаковом составе топлива и условиях сгорания удельный расход пропорционален выработке CO2.

В России распространена аббревиатура УДР (удельно-допустимый расход топлива), в странах Таможенного Союза и странах СНГ чаще всего используют аббревиатуру УР.

Бензиновые двигатели [ править | править код ]

Бензиновый двигатель способен преобразовывать лишь около 20—35 % энергии топлива в полезную работу (КПД = 20—35 %) и, соответственно, имеет высокий удельный расход топлива [1] .

Дизельные двигатели [ править | править код ]

Дизельный двигатель обычно имеет КПД 30—40 %, дизели с турбонаддувом и промежуточным охлаждением — свыше 50 %. Например, дизель MAN B&W S80ME-C7 при КПД 54,4 % тратит всего 155 г топлива на полезную работу в 1 кВт·ч (114 г/(л.с.·ч)) [2] .

• Беларус-1221 — на тракторе установлен шестицилиндровый рядный дизельный двигатель с турбонаддувом. Удельный расход топлива при номинальной мощности — 166 г/(л.с.·ч);
• К-744 (трактор) — удельный расход топлива при номинальной мощности — 174 г/(л.с.·ч);
• Wärtsilä-Sulzer RTA96-C (Вяртсиля-Зульцер Серия двухтактныхтурбокомпрессорныхдизельных двигателей) — 171 г/(кВт·ч) (126 г/(л.с.·ч) (3,80 л/с))

Газотурбинные двигатели [ править | править код ]

• газотурбинный агрегат МЗ с реверсивным редуктором (36 000 л.с., 0,260 кг/(л.с.·ч), ресурс 5000 ч) для больших противолодочных кораблей;
• двигатели второго поколения М60, М62, М8К, М8Е с повышенной экономичностью (0,200—0,240 кг/(л.с.·ч)) [3] .

Поршневые авиационные двигатели [ править | править код ]

• АШ-82 — удельный расход топлива 0,381 кг/(л.с.·ч) в крейсерском режиме;
• АМ-35А — удельный расход топлива 0,285—0,315 кг/(л.с.·ч);
• М-105 — удельный расход топлива 0,270—0,288 кг/(л.с.·ч);
• АЧ-30 — дизельный авиационный двигатель, удельный расход топлива составляет 0,150—0,170 кг/(л.с.·ч).

Удельный расход топлива в реактивной авиации [ править | править код ]

Для авиационных двигателей в качестве показателя топливной эффективности используется килограмм топлива на килограмм-силу в час. Для форсированных двигателей это приблизительно соответствует: 0,77 кг/(кгс·ч) (двигатель РД-33 самолёта МиГ-29), 1,95 кг/(кгс·ч) для двигателя НК-22 самолёта Ту-22М2, 2,08 кг/(кгс·ч) для двигателя НК-25 самолёта Ту-22М3 (для последнего — около тонны керосина в минуту на каждый двигатель на форсаже). [ источник не указан 1644 дня ]

Прочие методики измерения расхода топлива [ править | править код ]

Для характеристики топливной эффективности самолётов гражданской авиации используется и другое выражение — отношение расхода топлива на 1 км расстояния к количеству пассажиров, которое часто также называется удельным расходом топлива. Единица измерения — грамм на пассажиро-километр.

Сравнение аналогов среднемагистральных пассажирских самолётов [4] :

У сверхзвукового Ту-144 этот показатель составлял примерно 100 г/(пасс.·км).

Удельный расход топлива автомобилей [ править | править код ]

Наиболее низким удельным расходом топлива обладают грузовики среднего и крупного тоннажа. При весе порой более 50 тонн их расход может составлять менее 40 л/100 км. В то же время, легковые машины, обладая куда меньшим весом, могут потреблять горючего немногим меньше. [ источник не указан 1644 дня ] Ниже в таблице даны примеры удельного расхода.