CC BY
20
мика нелинейных механических и электромеханических систем. — Л., 1975,— Хл. 1, § 3. С. 19—22.
7. Яскевич, Л.Ф. Уравнения движения середины опорной части условной гусеницы при движении гусеничной машины по неровной местности [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Динамика и прочность машин,— Харьков, 1982,— Вып. 36,— С. 75—82.
8. Яскевич, Л.Ф. Касательная и нормальная составляющие силы тяжести неподрессоренной гусеничной машины при движении по неровной местности [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Динамика и прочность машин,— Харьков, 1982,— Вып. 36,— С. 82-85.
9. Яскевич, Л.Ф. Нормальное ускорение центра тяжести неподрессоренной гусеничной машины при движении по неровной местности [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Теория механизмов и машин,— Харьков, 1982,- Вып. 33,- С. 39-44.
10. Яскевич, Л.Ф. Касательное ускорение центра тяжести неподрессоренной гусеничной машины при движении по неровной местности [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Теория механизмов и машин,— Харьков, 1982,- Вып. 33,- С. 44-47.
11. Яскевич, Л.Ф. Свободные продольные колебания корпуса гусеничной машины на подъеме или спуске при наличии демпферов в системе под-рессоривания [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Вычислительная математика и математическая физика: Сб. науч. тр. МГПИ им. В.И. Ленина,— М., 1982,- С. 90-96.
12. Яскевич, Л.Ф. Уравнение движения центра тяжести неподрессоренной гусеничной машины, преодолевающей неровность [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Проблемы машиностроения,— Киев, 1982,- Вып. 17,- С. 24-25.
13. Яскевич, Л.Ф. Динамика корпуса гусеничной машины при движении по неровной местности [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Динамика и прочность машин,— Харьков, 1983,— Вып. 37,— С. 92—96.
14. Яскевич, Л.Ф. Свободные колебания корпуса гусеничной машины на наклонной плоскости при наличии сил трения в системе подрессо-ривания [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Вычислительная математика и программирование: Сб. науч. тр. МГПИ им. В.И. Ленина,- М„ 1983,- С. 45-50.
15. Яскевич, Л.Ф. Кинематика корпуса гусеничной машины при движении по неровной местности [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Теория механизмов и машин,— Харьков, 1983,— Вып. 35,— С. 65-69.
16. Яскевич, Л.Ф. Движение корпуса гусеничной машины с индивидуальной подвеской при обкатке неровности [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Проблемы машиностроения,— Киев, 1986,— Вып. 25,— С. 54-59.
17. Яскевич, Л.Ф. Переносное движение гусеничной машины с условными гусеничными, преодолевающей ров [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Проблемы машиностроения,— Киев, 1986,— Вып. 26,— С. 22-27.
18. Яскевич, Л.Ф. Движение корпуса гусеничной машины с условными гусеницами при обкатке неровности [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Проблемы машиностроения,— Киев, 1987,— Вып. 27,— С. 22-24.
19. Яскевич, Л.Ф. Движение корпуса гусеничной машины с индивидуальной подвеской, преодолевающей ров [Текст] / Л.Ф. Яскевич // Проблемы машиностроения,— Киев, 1987,— Вып. 28,— С. 24-28.
УДК629.1.032.001
Р.В. Русинов, В.Б. Шеломов, Р.Ю. Добрецов
ЭФФЕКТИВНОСТЬ ТЕПЛОВОГО ЦИКЛА БЫСТРОХОДНОГО ДИЗЕЛЯ С ПРЕДЕЛЬНО ВЫСОКОЙ СТЕПЕНЬЮ СЖАТИЯ
Известно, что в принципе — при одинаковой степени сжатия — КПД бензиновых двигателей выше, чем удизелей. Однако дизели с ихдостаточ-но высокой степенью сжатия, не ограниченной, как это имеет место в бензиновых двигателях, детонацией горючей смеси, реально экономичнее в силу
более полного расширения рабочего тела и, следовательно, более полного использования теплосодержания последнего, невзирая на некоторую потерю рабочего хода поршня на "предварительное" расширение (линия " у - г ", рис. 1) для "последующего", истинного расширения (линия " г-Ь").
Вообще говоря, на эффективность рабочего или действительного теплового цикла дизелей [1], помимо степени сжатия е = (рис. 1),
степени предварительного расширения р = ¥г ¡Ус и степени последующего расширения 5 = Уа/Уг = е/р, влияют также степень повышения давления У = р2/рс, обусловленная одновременным самовоспламенением объема топлива, впрыскиваемого в цилиндры дизелей за период задержки самовоспламенения (период индукции), показатели политроп процессов сжатия и расширения — щ и п2 (кх и к2 в теоретическом цикле пк — в идеальном), количество остаточных газов от предыдущего цикла уг и многое другое.
Для наиболее экономичных дизелей — с неразделенными камерами сгорания [ 1] — величина X достаточно велика, составляя до 2 и более единиц; величина р определяется продолжительностью впрыска топлива после верхней мертвой точки (ВМТ) поршня, которое сгорает уже по мере поступления в цилиндры дизелей, и составляет 1,2—1,8. При этом для быстроходных дизелей максимальное давление сгорания топлива рг не должно превышать 12 МПа, т. к. сверх этого уровня возникают трудности с механическими нагрузками и обеспечением газовой плотности стыка торца цилиндров с цилиндровой крышкой.
Таким образом, у быстроходных дизелей "серийного" производства (при традиционно используемой для них конструктивно простой и достаточно надежной топливной аппаратуре с механическим приводом плунжеров—золотников и гидравлически управляемыми закрытыми форсунками при непрерываемых на протяжении единичных процессов впрысках топлива) с учетом скачка давления X давление конца сжатия рс не должно превышать 4—5 МПа, а степень сжатия е — 18.
В то же время, логически целесообразно и даже практически возможно дальнейшее повышение степени сжатия и достижение предельного давления рг уже в конце процесса сжатия, а начальный впрыск в цилиндры дизелей — за период индукции достаточно малой, "запальной" порции топлива порядка 3—5 % от номинальной цикловой подачи, существенно не влияющей на рост давления в цилиндрах, и равномерная подача основной порции топлива
Рис. 1. Идеальный цикл быстроходного дизеля: р — давление в цилиндре; Va — объем цилиндра; Ус — объем камеры сгорания; Vx — текущий объем; Vh — рабочий объем цилиндра; Vz — объем на конец предварительного расширения, Q[ + Q{=Q{ — теплота, подводимая к рабочему телу; Q2 — отводимая теплота; ВМТ — верхняя мертвая точка положения поршня; НМТ — нижняя мертвая точка
после ВМТ в строго определенное время для исключения роста pz уже в процессе предварительного расширения.
Учитывая особую сложность сравнительного анализа эффективности двух представленных выше вариантов тепловых циклов ("серийного" и "модернизированного") как рабочих, численная оценка их основных параметров, в частности эффективного КПД це, была осуществлена на расчетной базе для идеальных циклов [2] с использованием реальных для быстроходных дизелей значений относительного U0 и механического uM КПД.
При построении кривых процесса сжатия идеальных циклов (линия " а- с ", рис. 1) и расширения (линия "z-b ") использовалось уравнение для адиабаты pVk = const с показателем к = 1,3, а в качестве рабочего тела принят газ (воздух) с неименными физико-химическими свойствами, теплоемкостями при постоянных объеме с„ и давлении ср , равными соответственно 0,17 и 0,23 ккал/кг • град.
Термический (термодинамический) КПД цг
рассчитывался по известным формулам:
U =1—¡^j—при подводе теплоты Q припосто-
янном объеме; u = 1 —
1 р*-1
к( р-1)
при посто-
янном давлении; u =1—
Урк -1
(Х-1 ) + АУ(р-1)
при "смешанном" подводе теплоты. А эффективный КПД - и=ЛмЛоЛг.
В табл. 1 представлены расчетные данные для неизменной степени сжатия е = 18 и комбинаций теплот q я д с соответствующими им степенями повышения давления X и предварительного расширения р при очевидном условии неизменности величины , а в табл. 2 — при принятом предельном значении рг = 11,8 МПа (120 кгс/см2) соответствующая комбинация е , X и р; давление в начале процесса с жатия Ро(ра) принято равным атмосферному — 0,098 МПа (1,0 кгс/см2).
По данным табл. 1 очевиден рост эффективного КПД и в зависимости от роста максимального давления сгорания р2 и максимальной температуры Тг, а также отрицательная роль увеличения
р
Табл. 2 констатирует рост термического и эффективного КПД цикла при повышении сте-е
с достижением максимального КПД при предельно высокой степени сжатия.
Максимальной экономичности сравниваемых тепловых циклов по табл. 1 соответствуют данные позиции 3 (ие = 0,385, рг = 11,4 МПа), а по табл. 2 — позиции 7 (е =39,7, ие = 0,405).
Таким образом, практический выигрыш по экономичности второго варианта цикла равен
5,2 %, а удельный расход топлива по известному 3600
выражению g„ =—-—для сравниваемых циклов QfUe
соответственно составляет gle = 0,223 кг/кВт -ч и g2 = 0,212 кг/кВт-ч при экономии топлива по второму варианту 11 г/кВт - ч .
Вполне естественно, что помимо анализа тепловой эффективности сравниваемых циклов возникает необходимость анализа и их энергоспособности.
Известно, что эффективная мощность поршневого двигателя Ne = 13,1 D2Spe ni/m, кВт. Здесь D — диаметр цилиндра, м; S — ход поршня, м; ре — среднее эффективное давление рабочего цикла, МПа; п — обороты коленчатого вала, мин-1; / — число цилиндров; m — коэффициент тактно-сти (m= 1 — для двухтактных двигателей и т = 2 — для четырехтактных двигателей).
Как видно, при прочих равных условиях мощность двигателя зависит только от ре.
Для численной оценки среднего давления pt рассматриваемых идеальных циклов как меры их энергетической способности следует определить площадь F "индикаторной" диаграммы (рис. 1), представляющей в определенном масштабе работу цикла, и поделить ее на рабочий объем Vh цилиндра (на ход S поршня — в случае расчета площади "индикаторной" диаграммы в координатах "P—S").
Сама площадь индикаторной диаграммы с очевидностью представляется площадью Fx + F2 под линиям и " у - z "и " z-b" (участки 1 и 2) за вычетом площади F3 под кривой " с-а" (участок 3).
Таблица 1
Параметры идеальных циклов при неизменной степени сжатия
Qi Qi
N° п/п ккал/кг «Г • ккал/кг ту, к Г2,К У Ру 2 Pz, МПа Р Лг ЛЕ
1 410 0 3102 3102 4,50 18,9 1 0,580 0,394
2 300 110 2455 2933 3,56 14,9 1,19 0,577 0,392
3 200 210 1867 2780 2,71 11,4 1,49 0,566 0,385
4 100 310 1278 2626 1,85 7,8 2,05 0,552 0,375
5 0 410 690 2473 1,00 4,2 3,58 0,468 0,320
6= 18; ра = 0,098 МПа; Q, =Q{ + Qj" = 410 ккал/кг воздуха (а = 1,7); к= 1,3; с„ = 0,17 ккал/кгтрад; ср = 0,23 ккал/кгтрад; Тс = 690 К; рс = 4,2 МПа (42,8 кгс/см2)
Таблица 2
Параметры идеальных циклов при неизменном максимальном давлении сгорания
р2 = 11,8 МПа (120 кгс/см2);
№ п/п 8 тс, к Рс МПа тг к 0\< ккал/кг ккал/кг Тг, К Р У и Л£ п.к.в. 1, мс
1 11,5 603 2,34 3028 -410 0 3028 1 5,02 0,519 0,353 0 0
2 15 654 3,31 2322 284 126 2870 1,24 3,55 0,551 0,375 3,08 0,17
3 20 712 4,81 1740 175 235 2762 1,59 2,44 0,575 0,391 5,59 0,31
4 25 762 6,44 1392 107 303 2709 1,95 1,83 0,587 0,400 7,12 0,40
5 30 805 8,16 1161 60,5 349,5 2681 2,31 1,44 0,591 0,402 8,15 0,45
6 35 843 9,97 995 25,8 384,2 2665 2,68 1,18 0,595 0,405 9,00 0,50
7 39,7 876 11,7 877 -0 410 2660 3,03 -1,0 0,505 0,405 9,45 0,53
П р и ч е ч а н и е 1: ра = 0,098 МПа; Та = 290 К; =410 ккал/кг воздуха (а = 1,7); к= 1,3; с„ = 0,17 ккал/кгтрад; ср = = 0,23 ккал/кг-фад.
Примечание 2: Тг —температура рабочего тела в конце скачка давления; Тг —максимальная температура; Тс —
а
а
Так, Рх=рг{Уг-Ус) = рг-±{Уг-Ус) = -крсУсх х (Р - I).
Для участка 2 по уравнению адиабаты имеем ргУк=рхУк И рх = рг{^х)к=Х^у;к, адифференциал с1Р2 = ХрсУк УхкйУ, откуда
-к+\
-к + \
ХрсУг
Гук-г
-к + 1
Ук
Ук
\ а
Ук
хРсУ2 Г. 1
-
-
По аналогии с предыдущим РсК(1_ 1
3 к_ 1
к_\
показано выше, значительно превосходит его по экономичности.
Рассмотрим характер относительного изменения расчетных давлений по всем позициям 1—7 табл. 2 применительно к варианту поз. 3 табл.1. На рис.2 представлены значения 9 = р] / р\, где 4=0,99 МПа.
По итогам расчета параметры циклов по точкам 4 и 5 со значением А = 1,01, не обладая особыми преимуществами по энергетическому потенциалу, по-прежнему обеспечивают достаточную экономичность: при для этих циклов, равном 0,400—0,402 (табл. 2), удельный расход топлива для них составляет 213—214 г/кВт-ч.
В то же время степень сжатия 25—30 для этих циклов намного меньше, чем для вариан-
9 = Ре/Ре
В общем итоге
Применительно к реальным циклам окончательно имеем: ре = Лми0(Л° ~ Р0)-
Как видно из представленных выше вариантов идеальных циклов по табл. 1 (поз. 3) и табл. 2 (поз. 7), в энергетическом отношении цикл с предельно высокой степенью сжатия практически не уступает циклу с традиционной "серийной" организацией теплового процесса, но, как было
,00
0,95
-£ Д=1,01 *——^ )—_е
—-— С Ч),99 1,00 1,00 0,9<Г
Рис. 2. Примерные соотношения средних эффективных давлений вариантов предлагаемого цикла быстроходного дизеля по данным табл. 2 (поз. 1—7) и цикла "стандартного" быстроходного дизеля (табл. 1, поз. 3)
е
полнима по конструктивным обстоятельствам.
В последнем случае проблематично и качественное распыливание "запальной" порции топлива в 3—5 % от полной цикловой подачи, хотя, возможно, оно и может быть обеспечено при использовании особой конструкций форсунки, к примеру форсунки с двойным распылителем, разработанной на кафедре двигателей внутреннего сгорания СПбГПУ.
Существенным препятствием для реализации изначального варианта теплового цикла может быть и нестабильность различных сортов дизельных топлив по их воспламенительным свойствам (цетановым числам), влияющим на длительность периода индукции топлива, что может затруднить выставление необходимого опережения впрыска первой, весьма малой, порции топлива.
Таким образом, для быстроходного дизеля окончательно рекомендуется как "предельно"
е
порцией топлива в 14—25 % и более высокой температурой в конце первого периода подачи топе
гоприятной для развития последующего процесса сгорания топлива; при этом последующая доля топлива должна впрыскиваться в строго заданный промежуток по углу поворота коленчатого вала дизеля — ао =6ш (см. табл. 2).
В заключение следует отметить, что при использовании современных электронных средств не составляет особой проблемы создание дискретной системы топливоподачи двойного впрыска, однако при реализации изложенных рекомендаций основные трудности могут быть связаны с обеспечением равномерности впрыска в цилиндры второй порции топлива. Практическая же возможность получения полного или хотя бы частичного эффекта по предлагаемому способу организации теплового цикла быстроходного дизеля предварительно должна быть установлена путем лабораторной проверки.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
¡.Русинов, Р.В. Двигатели автомобилей и тракторов |Текст] / Р.В. Русинов, РЮ. Добрецов,— СПб: Изд-во Политехи, ун-та, 2009,- С. 13-19.
2. Русинов, Р.В. О некоторых проблемах организации теплового процесса дизелей [Текст] / Р.В. Русинов, И.М. Герасимов, И.Р. Русинов // Двигателестроение,— 2006. N° 2,— С. 3—6.
УДК621.8:62.522
E.H. Сюсюка
ПОВЫШЕНИЕ ТОЧНОСТИ ОБРАБОТКИ ПОВЕРХНОСТЕЙ КАТАНИЯ ОПОРНЫХ УЗЛОВ ЦЕМЕНТНЫХ ПЕЧЕЙ НА БАЗЕ ШАГОВОГО ПРИВОДА
Вопросы восстановления точности формы бандажей и роликов опорных узлов цементных печей не теряют своей актуальности, так как направлены на повышение долговечности узлов, износостойкости контактных поверхностей и, в конечном счете, повышения эконом ической эффективности печи в целом. Ремонтной обработкой бандажей и роликов технологических барабанов — цементных вращающихся печей, известерегенерационных печей, коагуляторов, сушилок и т. п. — занимаются многие предприятия и фирмы [1]. Восстановление гео-
метрической точности изношенных базовых поверхностей бандажей и роликов осуществляется точением, фрезерованием и шлифованием. Профилактика и ремонт особенно эффективен при использовании мобильного оборудования — приставных и встраиваемых станков. Разработаны различные конструкции станков, использующие при восстановлении процессы резания и шлифования [1,4].
Теоретические положения по восстановлению технологических барабанов, способы управления точностью механической обработки, пе-
