Как найти тепловые потери двигателя

Enter the size of the motor (kW) and the efficiency of the electric motor (%) into the Electric Motor Heat Loss Calculator. The calculator will evaluate the Electric Motor Heat Loss. 

• All Heat Calculators
• Electric Motor Torque Calculator
• Heat Loss Calculator
• Heat Dissipation Calculator

The following two example problems outline the steps and information needed to calculate the Electric Motor Heat Loss.

EMHL  = S * (1-E/100) * 3412.142

Variables:

• EMHL is the Electric Motor Heat Loss (Btu/hr)
• S is the size of the motor (kW) 
• E is the efficiency of the electric motor (%) 

To calculate electric motor heat loss, subtract the efficiency ratio from 1, multiply by the size of the motor, then again by 3412.142.

How to Calculate Electric Motor Heat Loss?

The following steps outline how to calculate the Electric Motor Heat Loss.

1. First, determine the size of the motor (kW). 
2. Next, determine the efficiency of the electric motor (%). 
3. Next, gather the formula from above = EMHL  = S * (1-E/100) * 3412.142.
4. Finally, calculate the Electric Motor Heat Loss.
5. After inserting the variables and calculating the result, check your answer with the calculator above.

Example Problem : 

Use the following variables as an example problem to test your knowledge.

size of the motor (kW) = 100

efficiency of the electric motor (%) = 50

EMHL  = S * (1-E/100) * 3412.142 = ?

Дисциплина
Силовые агрегаты

Лекция
5

Эффективные
показатели двигателя

Учебные
вопросы:

1. Механические
   потери в двигателе.

2. Эффективная
   мощность и механический к.п.д. двигателя

3. Экономичность
   и к.п.д. двигателя.

4. Тепловой
   баланс двигателя.

1. Механические
   потери в двигателе

Часть
индикаторной работы затрачивается на
трение в сопря­женных движущихся
деталях двигателя, совершение процесса
газообмена и приведение в действие
вспомогательных механизмов. В работающем
двигателе трение возникает между
цилиндром и пор­шнем с поршневыми
кольцами, коленчатым валом и подшипни­ками;
между маховиком и кривошипами коленчатого
вала и возду­хом (вентиляционные
потери); между другими вращающимися и
движущимися деталями и их опорами и
направляющими (напри­мер, распределительный
вал и его опора, шестерни передач и т.
п.).

При
работе автомобильного двигателя без
нагрузки (например, при выключенном
сцеплении) вся индикаторная работа
затрачи­вается на трение, приведение
в действие вспомогательных механиз­мов
и газообмен. При работе двигателя под
нагрузкой величина потерь несколько
меняется из-за изменения теплового
режима и действия сил газов.

Введем
следующие обозначения:

N_тр
– мощность,
затрачиваемая на трение;

N_вм
– мощность,
затрачиваемая на привод вспомогательных
механизмов (водяного и масляного насосов,
вентиля­тора, генератора и т. п.);

N_газ
– мощность,
затрачиваемая на впуск свежего заряда
и выпуск отработавших газов из
цилиндра двигателя (учитывается только
в четырехтактных двигателях);

N_к
– мощность,
затрачиваемая на приведение в
действие компрессора (двигатели с
наддувом и двухтактные); эта мощность
учитывается в случае механической связи
компрессора и коленчатого вала двигателя.

Сумма
всех затрат мощности называется мощностью
механи­ческих потерь

(1)

Подобно
индикаторной мощности, мощность
механических по­терь N_м
можно
определить по выражению:

(2)

или

(3)

где
р_м
– среднее
давление механических потерь, т. е. часть
сред­него индикаторного давления,
затрачиваемого на механические потери
в бар [уравнение
(2)] или в кГ/см²
[уравнение
(3)];

–
рабочий объем цилиндра;

i
– число цилиндров;

n
– число оборотов коленчатого вала в
секунду;

τ
– тактность двигателя, т.е. число ходов
поршня за рабочий цикл.

р_тр,
р_в._м,
р_газ
и р_к
– доли
среднего индикаторного давления,
расходуемые соответственно на трение,
привод вспомогательных механизмов,
газообмен и привод компрессора.

Из
общей доли механических потерь при
работе двигателя без компрессора большая
часть (около 70%) приходится на трение
поршня и поршневых колец о стенки
цилиндра и коленчатого вала в подшипниках.

Потери
на газообмен в четырехтактных двигателях
без наддува определяются заштрихованной
площадью b₁rab₁
(рис. 1).

Рисунок
1 Работа, затрачиваемая на газообмен в
четырехтактном двигателе

Приближенно
долю среднего индикаторного давления,
затрачен­ную на газообмен, можно
подсчитать по уравнению:

где

– давление в точке r (рис. 1);

–
атмосферное давление.

Затрата
мощности на приведение в действие
компрессора зави­сит от его типа, к.
п. д. и количества подаваемого им воздуха
и подсчитывается по специальным формулам.

Мощность
механических потерь зависит от типа
двигателя, диа­метра цилиндра, хода
поршня, скоростного и нагрузочного
режи­мов и условий эксплуатации. На
основании испытаний четырех­тактных
двигателей было установлено, что сумма
р_тр
+ р_е
м
+ р_газ
= р_м
зависит от
скоростного режима двигателя:

(4)

где
а и

– постоянные
коэффициенты, зависящие от типа
дви­гателя;

– средняя
скорость движения поршня в м/сек;

(S
– ход поршня в м;
п – число
оборотов коленчатого вала в минуту.

Для
четырехтактных двигателей с искровым
зажиганием

(5)

Мощность
механических потерь зависит также от
температуры охлаждающей воды и масла
в двигателе. При увеличении до из­вестного
предела температуры масла и воды,
охлаждающей дви­гатель, потери на
трение снижаются. Чрезмерное повышение
тем­пературы приводит к разрушению
масляной пленки и возникнове­нию
полусухого трения.

Температуры
охлаждающей воды и масла, при которых
следует эксплуатировать двигатель,
указываются в технических условиях.

2.
Эффективная мощность и механический
к.п.д. двигателя

Мощность,
которая может быть получена на коленчатом
валу двигателя и использована для
приведения в действие рабочей машины,
называется эффективной мощностью и
обозначается через N_е.

Эффективная
мощность равна разности индикаторной
мощности и мощности механических потерь:

(6)

Величину
эффективной мощности подсчитывают по
формуле:

(7)

или

где

бар или кГ/см² (8)

Величина
р_е
называется
средним эффективным давлением; подобно
среднему индикаторному давлению

Она
представляет собой работу цикла,
приходящуюся на едини­цу объема
цилиндра., и является таким условным
постоянно дей­ствующим давлением,
при котором работа газов, произведенная
за один ход поршня, равна эффективной
работе за цикл.

Долю
индикаторной мощности, соответствующую
механическим потерям, определяют по
величине механического к.п.д.

(9)

или

(10)

На
рисунке 2 показана зависимость
механического к.п.д. от нагрузки двигателя.
На оси абсцисс отложены средние
индикаторное и эффективное давления
цикла, причем последнее характеризует
нагрузку двигателя. При холостом ходе
двигателя
.
В этих условиях эффективная мощность,
среднее эффективное давление и
механический к.п.д. равны нулю. По мере
увеличения нагрузки механический к.п.д.
растет, достигая наибольшего значения
при полной нагрузке двигателя.

Рисунок
2 Зависимость механического к.п.д. от
нагрузки двигателя

Эффективную
мощность, механические потери и
механический к.п.д. определяют при
испытании двигателя на тормозном стенде.

1. Экономичность
   и к.п.д. двигателя

Одним
из основных показателей, характеризующих
качество двигателя, является расход
топлива, или его экономичность.

При
испытании двигателя на стенде на заданном
установившем­ся режиме {N_i
= соnst, р_i
= соnst и п
= соnst) измеряют
коли­чество топлива, израсходованного
при соответствующей мощ­ности. По
результатам замера определяют часовой
расход топ­лива G_Т
в кг.

Экономичность
двигателя оценивают по количеству
топлива в граммах, израсходованного на
1 квт· ч или 1л.с.·ч. эту величину называют
удельным расходом топлива:

(11)

Эффективный
удельный расход топлива:

(12)

или

(13)

так
как

в
формулах (11), (12) и (13) мощность выражается
в кВт. При расчете в старой системе
единиц, формулы имеют тот же вид, но
величины

и
выражают
в л.с. и тогда

и
имеют
размерность г/(л.с.ч).

Если
известен индикаторный удельный расход
топлива, то индикаторный к.п.д.:

(14)

где
3600 кдж/(квт·ч) – переводной коэффициент;
Н_и в
Мдж/кг и g_i
в г/(квт·ч).

Индикаторный
к.п.д.

меньше термического к.п.д. из-за
дополнительных потерь, возникающих
вследствие несовершенства цикла. Эти
дополнительные потери оцениваются
относительным к.п.д. С учетом размерностей,
принятых в уравнении (14), относительный
к.п.д.:

(15)

Откуда
(16)

Оценка
доли теплоты, превращенной в эффективную
работу, производится по эффективному
к.п.д. Если выразить Н_и
в Мдж/кг, g_е
в г/(квт·ч), то

(17)

По
приведенным выше формулам можно
определить удельный расход топлива,
если в результате испытаний двигателя
известны часовой расход топлива и
мощность.

4.
Тепловой
баланс двигателя

Тепловой
баланс двигателя получают на основании
исследо­ваний его в различных условиях.

Уравнение
теплового баланса имеет следующий вид:

(18)

^ггде

– общее количество теплоты, израсходованной
в единицу времени при работе двигателя
на заданном режиме;

– теплота,
эквивалентная эффективной работе
двига­теля;

–
теплота,
отданная в охлаждающую среду;

– теплота,
унесенная из двигателя с отработавшими
газами;

– не
использованная часть теплоты
топлива из-за

неполноты
сгорания;

– остаточный
член баланса, определяющий потери,
не учтенные приведенными выше членами
уравнения баланса теплоты.

Каждую
составляющую баланса можно определять
в процен­тах от всего количества
введенной теплоты.

Тогда

;
;
;
;
.

Очевидно,
что

(19)

Общее
количество теплоты, израсходованной в
течение 1 ч:

(20)

где
–
часовой расход топлива в кг/ч.

Теплота,
эквивалентная эффективной работе

(21)

Теплоту,
передаваемую охлаждающей среде через
стенки цилиндров, головку цилиндров.
Поршень и поршневые кольца, можно
определить при водяном охлаждении по
уравнению:

(22)

где
4,186 – теплоемкость воды в кдж/(кг·град);

–
количество воды, прошедшее через
двигатель за 1 ч, в кг;

–
температура выходящей из двигателя
воды в º С;

–
температура входящей из двигателя воды
в º С.

Теплота,
унесенная с отработавшими газами:

(23)

где

– количество теплоты, унесенной из
цилиндра вместе с отработавшими газами
за 1 ч, в кдж/ч;

–
количество теплоты, введенной в цилиндр
двигателя вместе со свежим зарядом за
1 ч, в кдж/ч;

–
температура отработавших газов,
замеренная за выпускным патрубком, в º
С;

–
температура свежего заряда, поступившего
в цилиндр, , в º С.

Величину
при
α ≥ 1 обычно отдельно не подсчитывают,
а включают в
,
который можно определить следующим
образом:

(24)

На
рисунке 3 приведен тепловой баланс
карбюраторного двигателя в зависимости
от числа оборотов при работе с полностью
открытой дроссельной заслонкой.

Рисунок
3 Тепловой баланс карбюраторного
двигателя

7

Соседние файлы в папке силовые агрегаты

• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #

3. Забавников, H.A. Основы теории транспортных гусеничных машин [Текст] / H.A. Забавников,— М.: Машиностроение, 1975.

4. Шеломов, В.Б. Мощности двигателя и буксования фрикционного элемента управления поворотом гусеничной машины [Текст] / В.Б. Шеломов, Р.Ю. Добрецов // Научно-технические ведомости СПбГПУ, серия «Наука и образование»,- 2010. Т. 2. № 2,- С. 87—91.

5. Теория и конструкция танка. Т. 8: Параметры

внешней среды, используемые при расчете танков [Текст].— М.: Машиностроение, 1987.

6. Добрецов, Р.Ю. Комплексная оценка потерь мощности в шасси гусеничной машины на этапе проектирования [Текст] / Р.Ю. Добрецов // Научно-технические ведомости СПбГПУ, серия «Наука и образование»,— 2009. N° 3,— С. 163-168.

7. Адлер, Ю.П. Планирование эксперимента при поиске оптимальных условий [Текст] / Ю.П. Адлер, Е.В. Маркова, Ю.В. Грановский, — М.: Наука, 1976.

УДК 621.436

В.П. Бреусов

МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ ТЕПЛОВЫХ ПОТЕРЬ В ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЕ ДВИГАТЕЛЯ ВНЕШНЕГО ПОДВОДА ТЕПЛОТЫ

Создание двигателей Стирлинга связано с проблемой совершенствования его внутреннего контура (ВК), в котором протекает термодинамический цикл рабочего тела двигателя. Этим определяется необходимость углубленного экспериментального исследования В К, отработки методов его расчета.

Разработан ряд моделей В К, отличающихся как по принципам построения, так и степенью сложности. Уточнение моделей производится двумя путями — учетом дополнительных факторов, влияющих на работу В К, и уточнением применяемых расчетных зависимостей.

В К включает в себя полости сжатия, расширения (полость горячего цилиндра), соединяющие их нагреватель, регенератор и охладитель. Полость расширения конструктивно образована узлом горячего цилиндра (рис. 1). В процессе термодинамического цикла двигателя внешнего подвода теплоты (ДВПТ) [1] происходитнатекание рабочего тела в полость цилиндра, его расширение и вытеснение из полости [3]. Движение газа в цилиндре сопровождается теплообменом со стенками, а также перетечками в зазоре (5) горячего цилиндра и колпака вытеснителя. Охлаждение рабочего тела в полости цилиндра и в зазоре приводит к снижению индикаторных показателей рабочего процесса. «Горячая» зона ДВПТ соединена с «холодной» зоной стенками цилиндра и колпака вытеснителя (их называют «тепловым

мостом»). Такая конструкция приводит к неизбежным потерям теплоты и соответственно к снижению эффективных показателей ДВПТ.

Цель предлагаемой методики — определение влияния теплообмена рабочего тела в полости расширения и перетечек в зазоре горячего цилиндра и колпака вытеснителя на индикаторные показатели цикла ДВПТ, а также определение тепловых потерь в цилиндропоршневой группе (ЦПГ).

Методика основывается на базе параметриче ской математической модели В К. Такая модель устанавливает взаимосвязь параметров элементов В К, текущих параметров рабочего тела в выделенных полостях и индикаторных показателей

Параметры элементов В К характеризуют их влияние на рабочий процесс ДВПТ. Узел горячего цилиндра образует полость расширения В К.

Функциональные характеристики узла ЦП Г определяются следующими величинами: относительной индикаторной мощностью ТУ,- / Ит и относительным индикаторным КПД и / Л/о > а также относительной долей тепловых потерь ао / Ох – где Оц — количество теплоты, воспринимаемое рабочим телом в процессе термодинамического цикла, — тепловые потери узла горячего цилиндра к контуру охлаждения. Мощность N1 и КПД л,- рассчитаны по параметрической математической модели с учетом тепловых потерь в узле горячего цилиндра, а и л,о — без учета этих потерь.

Для нахождения указанных характеристик рассмотрены следующие вопросы:

1. Определение параметров полости расширения В К.

2. Зависимости индикаторных показателей от параметров полости расширения.

3. Методы расчета параметров полости расширения.

4. Расчет тепловых потерь к контуру охлаждения.

5. Экспериментальное исследование узла ЦП Г.

6. Определение индикаторных и тепловых потерь на этапе проектирования Д В ПТ.

Определение параметров полости расширения ВК. Кроме величины относительного внутреннего объема для полости расширения как элемента В К определяются [3] еще ряд параметров.

Эффективность теплообмена рабочего тела со стенками полости расширения принята рав-

ной £ =-

¿0

¿Он.

числяется по формуле сЦ2 г

, где текущии тепловой поток вы-

с1Х

= а(^Усл-т;)- (1)

Здесь X — время цикла; а — коэффициент теплоотдачи (КТО) от газа к стенке; Г— площадь поверхности полости; Тст,Тг — температура стенки и газа.

Максимально возможное по условиям теплопередачи количество теплоты

ёХ ёХ

^>((тусл Тг (2)

(Кг

где —1–расход газа, натекающего в полость;

сIX

С, —теплоемкость.

Условная температура стенки определена в соответствии с уравнением (1):

Т -Т +—=,

стусл 1 г „ 1

Р- аср

где аср — средний за цикл КТО.

Относительная доля перетечек рабочего тела в зазоре горячего цилиндра и колпака поршня-вытеснителя

Рис. 1. Конструкция узла горячего цилиндра:

В — диаметр рабочей части; / — высота рабочей части; с! — отверстие, через которое подается тепловой поток; // — расстояние от днища цилиндра до головки поршня-вытеснителя; 8 — расстояние между поршнем-вытеснителем и стенкой цилиндра; 8

Р

Стр

где Ск — количество газа, натекающее из зазора (5); (7тр — количество газа, натекающее в полость расширения по трубкам нагревателя. Определяется также температура Гкгаза, на-

5

Зависимости индикаторных показателей ДВПТ от параметров полости расширения — е,

^стусл > Р и Тк представлены на рис. 2, 3, 4 в [3].

е

Методы расчета параметров полости расширения. Для конструкции горячего цилиндра с со-осным коллектором рабочего тела

е =

1,6У

СрТ^рД’

(3)

где Хг, р, ц — теплопроводность, плотность и динамическая вязкость рабочего тела; юп — скорость поршня-вытеснителя; А — высадка (расстояние от днища поршня до днища цилиндра (рис. 1)).

Л/Ло 1,0

0,5

0,8

Гст = 900 К

800 К1 700 К-

500 К

0,01

0,02 0,03 0,04

Рис. 2. Зависимость КПД цикла от эффективности конвективного теплообмена в цилиндре ДВПТ

Л/Ло 1,0

0,9

0,8

700 К

-7= 650 К

600 К

500 К

400 К

0,05

0,10

0,15

Рис. 3. Зависимость КПД цикла от доли перетечек газа в зазоре цилиндра и вытеснителя ДВПТ

Данная зависимость получена из критериального уравнения для среднего по поверхности полости коэффициента теплоотдачи (КТО):

а.

ср

= 0,4^,

юпХ> рг п

где к = —-——, V — диаметр цилиндра.

Условная температура днища цилиндра равна

4-3 К

0 6-4 К После аппроксимации получено

а(г) = ап

1 -к.

Тт = Т0-АТ

а

Г

V тах

Г

1,00

0,95

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

0,90

1 = 700 К 630 К—.

. 600 к/ 500 К

40 УУ4^

0

0,05

0,10

0,15

Рис. 4. Зависимость мощности цикла от доли перетечек газа в зазоре цилиндра и вытеснителя ДВПТ

Зависимости КТО от радиуса днища цилиндра представлены на рис. 5.

Определение теплообмена конвекцией в цилиндре ДВПТ рассмотрено в работе [4].

Температура днища колпака поршня-вытеснителя принимается равной адиабатической температуре газа в цилиндре.

Тогда

*

Определение величины перетечек газа в зазоре 8. Двоение газа в кольцевом зазоре 5 горячего цилиндра и колпака поршня-вытеснителя вызывается двумя причинами: изменением плотности газа в течение цикла и его перетечками по уплотнению поршня-вытеснителя.

срусл

,Цт + тп

^ ^ г уел

(4)

сЮ,

К ар сК,

с/т ЯТк с/т с/т

где Ук — объем кольцевой щели; Я — газовая постоянная; Р — текущее давление газа в полости; Тк — среднемассовая температура газа.

В случае, когда утечки по уплотнительным кольцам вытеснителя отсутствуют, будет

й(Р) =

У^(Р -Р )

к тах пил !

ят,

Утечки за счет неплотности колец поршня-вытеснителя (7, составляют

су = кл

9 Р№

_У_

УЪ

где К% — коэффициент, учитывающий долю

1

цикла, когда происходит натекание газа, К%= — ;

АР — средний перепад давления на кольцах; Ь — высота колец.

Определение температуры газа Тг. При математическом моделировании тепловые потери за счет теплообмена газа, натекающего в зазор, рассчитываются так:

йС,

dx dx м г к’

Здесь Тк — температура газа, вытекающего из зазора. Она принимается равной температуре стенок на выходе в полость горячего цилиндра (в точке С, соответствующей среднему положению вытеснителя в цилиндре на рис. 1).

е

е

рабочего тела в полости цилиндра, перепадов давления на уплотнении поршня-вытеснителя и поля температур горячего цилиндра.

Расчет тепловых потерь к контуру охлаждения. Для модели узла горячего цилиндра принято, что осевая теплопроводность вытеснителя пренебрежимо мала. Тепловой баланс устанавливается для горячего цилиндра. Алгебраическая сумма количеств теплоты, исходящей от контура нагрева 0КН, рабочего тела 0рт, контура охлаждения 0КО считается равной нулю.

Тепловые потери 0КО включают в себя следующие составляющие:

0Х — из-за теплопроводности стенок «теплового моста»;

(1Т а!

где/— поперечное сечение стенки горячего цилиндра на расстоянии 1/2 от открытого торца, Уст — теплопроводность материала цилиндра. Тепловой поток по оси поршня-вытеснителя может учитываться соответствующим увеличением сечения/;

0Ч — за счет движения поршня-вытеснителя (челночные потери) которые вычисляются по следующей формуле [5]:

а, Вт/м 1250

1000

750

500

250

\ 0,25 dl 0,20 dl 0,17 D

АЧ – D D

\

к

Ч •V

0,2

0,4

0,6

п: i

Рис. 5. Распределение КТО по радиусу днища цилиндра

In с2 yr dTCT

5 dl

(5)

где S — ход поршня,

dTcl dl

— среднии по длине

градиент температуры стенки цилиндра;

бвозд ~~ потери теплоты в окружающий воздух. При их расчете учитывается теплопроводность наружной теплоизоляции Уи и ее толщина (гх и г2 на рис. 1):

Т -Т

_ Р возд ст

*4озд — ги „ „ „ •

К п

а

ск 2

Здесь Гп — площадь наружной поверхности цилиндра, аск — КТО свободной конвекции.

Тепловые потери 0КО учитываются дополнительно к индикаторным потерям в случае, если еКн+еРт>о.

Результаты расчета поля температур цилиндра позволяют определить параметры полости расширения — Гстусл, Ть а также тепловые потери узла горячего цилиндра 0Х, 0Ч, 0ВОЗД.

Предложенная методика может применяться как при экспериментальном исследовании, так и при проектировании ДВПТ.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Бреусов, В.П. Двигатель внешнего подвода тепла — Стерлинг (вчера, сегодня, завтра) |Текст| / В.П. Бреусов.^ СПб.: Нестор, 2007.

2. Иванченко, H.H. Математическая модель двигателя с внешним подводом теплоты на основе комплексных характеристик теплообменных аппаратов |Текст| / H.H. Иванченко, Ю.В. Красовский, М.С. Се-

гель // Экспериментальные и теоретические исследования по созданию новых дизелей и агрегатов: Науч. тр. ЦНИИДИ.^Л., 1980 -С. 53-61.

3. Ткаченко, М.М. Особенности расчета поля температур «горячего» цилиндра ДВПТ |Текст| / М.М. Ткаченко, H.H. Иванченко //Двигатслсстроснис.— 1985. № П.- С. 8—10.