Насосные и механические потери

Насосные и механические потери [c.12]

Такое протекание внешних скоростных характеристик мощности двигателя является типичным для всех автомобильных, мотоциклетных и тракторных двигателей. В соответствии с этим характер кривой эффективной мощности и точка ее максимума зависят от того, как с ростом числа оборотов изменяются интенсивности уменьшения весового наполнения двигателя сокращения тепловых потерь возрастания насосных и механических потерь. [c.156]

Аналитически учесть влияние перечисленных факторов пока затруднительно. Однако в разных двигателях с увеличением скоростей поршней уменьш ение наполнения и тепловых потерь, увеличение насосных и механических потерь подчиняются одним и тем же законо.мерностям. Поэтому при примерно постоянно.м составе горючей смеси кривые эффективных. мощностей разных двигателей должны быть подобными. [c.156]

Установка на шасси автомобиля двигателя повышенной мощности, ранее практиковавшаяся в Америке, повышала среднюю скорость движения автомобиля, уменьшала его износы и шумность работы, но ухудшала топливную экономичность. Последнее объясняется тем, что в двигателях большей мощности и большого рабочего объема при работе на малых нагрузках возрастает относительная величина тепловых, насосных и механических потерь. [c.163]

Протекание рабочих циклов карбюраторных двигателей на прикрытых дроссельных заслонках связано с понижением всех давлений цикла, уменьшением количества тепла, выделяющегося при сгорании и более медленном его протекании. Одновременно с этим при меньших нагрузках возрастают относительные величины насосных, тепловых и механических потерь. [c.154]

Для того чтобы индикаторные показатели характеризовали совершенство процесса перехода теплоты в работу газов, принято учитывать работу при газообмене (так называемые насосные потери) совместно с другими гидравлическими и механическими потерями работы, рассмотренными ниже в гл. IX. [c.176]

Удельные выбросы (отнесенные к мощности) в бензиновых двигателях максимальны на режимах малых нагрузок, длительность которых в ездовом цикле высока. Двигатель на этих режимах имеет низкий индикаторный и механический КПД вследствие повышенных дроссельных (насосных) потерь и большого количества остаточных газов в цилиндрах, требующих переобогащения смеси. Для устранения этого недостатка автомобильных двигателей применяют методы отключения из работы отдельных цилиндров или циклов. Обычно метод отключения части цилиндров используют в восьми-и шестицилиндровых, но можно его применять и в четырехцилиндровых двигателях. [c.42]

А и А jOg — механические и гидравлические потери на трение в погружном агрегате и колоннах насосных труб при тех же режимах работы. Эти потери определяются следующим образом. За короткий промежуток времени (несколько минут) неоднократно [c.210]

Эффективная мощность на валу двигателя Л э меньше индикаторной N1 на величину механических потерь, в том числе насосных (затраты энергии на всасывание и выхлоп в четырехтактном двигателе), а так- [c.266]

Кроме того, насосные потери, то есть потери работы, совершаемой поршнем при выпуске и впуске, имеются не только в четырехтактных двигателях без наддува. В других двигателях насосные потери состоят из затраты работы на компрессор (нагнетатель). Поскольку же последняя затрата работы всегда включается в механические потери и не учитывается в подсчете р , то из соображений общности не следует учитывать и работу насосных ходов при этом подсчете. [c.290]

Как видно, вследствие влияния насосных потерь и частично потерь на трение, механический к. п. д. будет уменьшаться с ростом D. [c.491]

При проведении расчетов потери на газообмен учитываются в работе, затрачиваемой на механические потери, так как при экспериментальном определении работы трения обычно пользуются методом прокрутки двигателя, и, естественно, в определяемых таким методом механических затратах на прокрутку двигателя учитываются и затраты на насосные ходы. В связи с этим принимают, что среднее индикаторное давление рг отличается от р/ только на коэффициент полноты диаграммы [c.63]

Насосной называют работу, затраченную на осуществление ходов впуска и выпуска. Эту работу также называют насосными потерями, так как впуск и выпуск являются вспомогательными процессами. Насосные потери обычно относят к механическим потерям двигателя. [c.229]

Это объясняется тем, что у подавляющего большинства двигателей, работающих при полной нагрузке, с примерно постоянными составами горючих смесей и мало различающимися фазами газораспределения, по мере увеличения числа оборотов вала закономерности изменения 1) весового наполнения, 2) тепловых и насосных потерь 3) механических потерь, протекают "примерно одинаково, так как физические явления, с ними связанные, в разных двигателях подобны. [c.155]

Приводной вал гидропередачи, соединенный с валом дизеля упругой муфтой, приводит во вращение через повышающую пару шестерен Zi и Za насосные колеса на главном валу. При заполнении маслом одного из гидроаппаратов (в начале движения — первого ГТР) приходят во вращение турбинное колесо гидроаппарата и соединенная с ним шестерня первой ступени Z3 если заполнен первый ГТР, или Zs, если заполнен второй ГТР или гидромуфта. Далее вращающий момент передается на вторичный вал через шестерни Zs, Z4 или Zs, ze и одновременно на вал реверса. Заметим, что независимо от того, через какую пару шестерен передается усилие, остальные шестерни и турбинные колеса также вращаются вхолостую по обратной связи. При этом неизбежны механические потери, снижение к. п. д. гидропередачи. [c.92]

Максимум кривой частичной характеристики Л/ =/(/г) карбюраторных двигателей по мере дросселирования (прикрытия дроссельной заслонки) сдвигается в сторону меньших оборотов (фиг. 113). Это объясняется тем, что по мере прикрывания дроссельной заслонки в связи с увеличением сопротивления при всасывании ухудшается наполнение цилиндра. Горючая смесь, обтекая дроссельную заслонку при некотором числе оборотов двигателя, может достигать своей максимальной скорости (скорости звука) дальнейшее увеличение оборотов вызывает резкое уменьшение наполнения двигателя. Прн этом чем больше дросселирование, тем при меньшем числе оборотов двигателя скорость потока горючей смесн достигает скорости звука. Кроме того, по мере увеличения дросселирования резко возрастают с повышением оборотов насосные потери, а также относительные величины механических потерь и теплоотдачи через стенку цилиндров. [c.281]

Несколько меньшие механические потери, чем в комбинированных двигателях с механической связью, при сравнительно мало различающихся насосных потерях и потерях на трение. [c.32]

Материал поршневых колец должен обладать возможно меньшим коэффициентом трения, так как обычно потери на трение при работе поршней и поршневых колец составляют 50—60% всех механических потерь в двигателе. При плохих эксплуатационных условиях эти потери могут доходить до 70—80%. Поршневые кольца должны иметь высокий коэффициент теплопроводности, так как 75—80% тепла, полученного поршнем, отводится поршневыми кольцами. Кроме того, необходимо, чтобы кольца под влиянием высоких температур не теряли свою упругость. Наиболее эффективное уплотнение поршневыми кольцами достигается при минимальном зазоре между поршнем и втулкой цилиндра, правильной цилиндрической форме втулки и соответствующей чистоте ее зеркала. По мере износа втулки, поршней, поршневых колец, особенно маслосрезывающих, увеличивается расход масла за счет попадания его в камере сгорания, где оно частично сгорает, а частично коксуется, что приводит к пригоранию поршневых колец. Масло в камеру сгорания попадает вследствие насосного действия поршневых колец. Сущность насосного действия колец четырехтактного дизеля заключается в том, что при движении поршня вниз кольца прижимаются к верхней плоскости ручья, при этом масло, снимаемое кольцами со стенки втулки, заполняет зазоры между кольцом и ручьем. При движении поршня вверх кольца прижимаются к нижней плоскости ручья, при этом масло через зазоры попадает между поршнем и верхней плоскостью кольца. При движении поршня снова вниз кольца прижимаются к верхней плоскости ручья и масло будет выжато в зазор. Таким же образом масло будет подниматься от одного кольца к другому, пока не попадет в камеру сгорания. [c.157]

Пространство в гидротрансформаторе, по которому жидкость совершает замкнутое движение, называется кругом циркуляции. Движение жидкости, в круге циркуляции на рис. 52 показано стрелкой. Из рисунка видно, что насосное и турбинное колеса между собой механической связи не имеют энергия от насосного колеса к турбинному передается только при помощи масла. Масло при движении в круге циркуляции встречает сопротивление, в результате чего происходит потеря энергии, которая переходит в тепло. Так как эти потери в зависимости от режима работы составляют от 10 до 30% мощности дизеля, то небольшое количество масла, находящееся в гидротрансформаторе, могло бы быстро нагреться до температуры вспышки. Чтобы этого не случилось, часть масла из гидротрансформатора пропускают через Теплообменник, в котором отводится преобразованная в теплоту работа трения. [c.83]

По опытным данным, мощность механических потерь зависит в основном от частоты вращения коленчатого вала двигателя на ее значение оказывают влияние давление воздуха на впуске в двигатель Рк и температура смазочного масла Давление воздуха на впуске определяет значение давления в цилиндре за рабочий цикл, что влияет на величину удельных дав-лелий между трущимися парами, а в четырехтактном двигателе еще и на потери насосных ходов. От температуры масла зависят его вязкость и силы жидкостного трения. [c.184]

Как видно из рис. 61, а и б, насосное и турбинное колеса механически не сцеплены между собой, поэтому в гидротрансформаторе нет изнашивающихся Элементов, кроме подшипников. Энергия ог насосного колеса к турбинному передается только при помощи жидкости, циркулирующей в колесах. Жидкость при циркуляции встречает сопротивление, в результате чего имеют место потери энерги (на удар, трение и потери, связанные с искривлением каналов). [c.116]

Моменты механических потерь приближенно могут быть определены при испытаниях опорожненного гидротрансформатора или заполненного рабочей жидкостью, но с демонтированными насосным и турбинным колесами. Для точного определения механических [c.205]

В стендовой установке гидротрансформатора (см. рис. 103) механические потери на насосном и турбинном валах составляют, примерно 0,5% от входной мощности. [c.206]

Раздельное определение всех составляющих выражения (258) представляет большие трудности, и обычно механические потери считают состоящими из двух составляющих работы трения (включая все остальные потери, кроме насосных) и насосных потерь, т. е. [c.232]

Механические потери по нагрузочной характеристике меняются незначительно. Некоторые факторы влияют в направлении уменьшения механических потерь при снижении мощности. К этим факторам относятся следующие уменьшение нагрузки от давления газов (на шатунные подшипники и от поршня на втулку), уменьшение мощности топливного насоса вследствие сокращения подачи топлива. К факторам, повышающим механические потери для четырехтактных двигателей, относятся увеличение насосных потерь вследствие возрастания газодинамических сопротивлений при прохождении газа через выпускные клапаны, что связано с понижением температуры отработавших газов и увеличением плотности газа, и увеличение вязкости масла из-за понижения температур деталей цилиндро-поршневой группы, что приводит к увеличению механических сопротивлений трения поршня о втулку. В результате можно допустить, что механические потери при постоянной частоте вращения сохраняются примерно неизменными или незначительно повышаются по мере снижения нагрузки. Поэтому механический к. п. д. по мере понижения мощности неуклонно понижается. Действительно, [c.223]

Мощность от приводящего двигателя подводится к насосному колесу 1, где происходит преобразование механический энергии в гидравлическую (напор). Преобразование возникает при вращении колеса благодаря силовому взаимодействию его лопаток с жидкостью (см. 8.3). В колесе происходит приращение статического и скоростного напоров, причем доля последнего составляет значительную величину — 20—30% от полного. Это вызывает необходимость в частичном преобразовании скоростного напора в статический с целью уменьшения потерь напора как в самом насосе, так и в нагнетательном трубопроводе 3. Преобразование напора происходит в отводе 2, в который попадает жидкость после колеса /. Конструктивно отвод может быть выполнен в виде спирального канала или лопаточного направляющего аппарата. В обоих случаях поток в отводе должен быть диффузорным (см. 7.3). Последнее условие определяет правильное направление вращения насосного колеса. [c.223]

Работа трения при прокручивании двигателя обычно оценивается величиной среднего давления трения, включающего потери на механическое трение, потери от пропуска и охлаждения газов на линиях сжатия и расширения, вентиляционные и насосные потери. [c.330]

Насосные потери относят к механическим потерям, так как практически механические потери, т. е. потери на трение, обычно определяют на стенде путем прокручивания прогретого двигателя э.пектродвигателем стенда. При таком способе определения механических потерь в мощность, затрачиваемую на прокручивание, входит также и мощность, необходимая для осуществ.ле-пня впуска и выпуска воздуха, т. е. мощность насосных потерь. П связи с этим формула (39) примет вид [c.48]

Мощность механических потерь состоит из мощностей, затрачиваемых на трение (Л тр), на насосные потери (Л нас), на привод вспомогательных механизмов (Мвсп) и на привод продувочного и наддувочного агрегатов (Ыпр) [c.258]

На риг. 2 покяяяно ияменение мощности трения, определенное нами способом выключения цилиндров (ГОСТ 491—44), в зависимости от числа оборотов и положения дроссельной заслонки карбюратора [118]. Из рисунка следует I) мощность трения возрастает не только с увеличением числа оборотов коленчатого вала, но и с прикрытием дроссельной заслонки карбюратора, вследствие чего насосные потери Ар ас резко увеличиваются 2) если ограничить наполнение, а следовательно, и индикаторную мощность двигателя, то развиваемое им число оборотов на холостом ходу будет зависеть в основном от величины механических потерь. [c.30]

Четырехтактных двигателей, их механический к. и, д. может ока-заться не больше, а равным и даже меньше механического к. п. д. двухтактного мотора, у которого, при одинаковой с четырехтактным двигателем индикаторной мош ности, мощность, затраченная на нагнетатель, будет больше на 10—гО о. а мощность механических потерь будет меньше, как ввиду отсутствия насосных потерь, так и ввиду меньшего литража двухтактного мотора. [c.129]

Для определения характеристики непосредственно рабочей полости гидротрансформ атода необходимо учесть механические потери в подшипниковых узлах и уплотнениях стендовой установки. С учетом этих потерь крутящие моменты на насосном и турбинном ва- лах [c.205]

Следует учитывать, что теплота, отведенная с охлаждающими жидкостями, включает теплоту охлаждения цилиндро-поршневой группы, передаваемую как за счет теплоотдачи от газа к стенкам (5охл д, так и за счет механических потерь трения поршня и поршневых колец о втулку Qтp в- Кроме того, теплота, выделяемая при трении подшипников, уносится охлаждающим маслом Qтp м- В теплоту, отданную в систему охлаждения, входит также работа, совершаемая водяным и масляным насосами Qв мн- Для четырехтактных двигателей учитывается также работа насосных потерь нп- Остаточный член теплового баланса наряду с тепловыми потерями в окружающую среду от наружных нагретых поверхностей двигателя учитывает остальные потери и находится в пределах 2—3% общего количества подведенного тепла. [c.19]

Работа четырехтактных дизелей на режимах холостого хода и малых нагрузках улучшается при одновременном отключении подачи топлива и воздуха закрытием впускных и вьшускньк клапанов или перекрытием каналов между цилиндрами и газовоздушным трактом. Заключенный в цилиндре объем воздуха, сжимаемого и расширяемого без массообмена с газовоздушным трактом, выдавливается из-за неплотности поршневых колец в картер. Через несколько рабочих циклов количество воздуха в замкнутом объеме цилиндра уменьшается в 8—10 раз по сравнению с его первоначальным значением и рабочие давления в цилиндре снижаются. По данным измерений, давление конца сжатия в таких цилиндрах снижается до 0,2—0,3 МПа, а давление до конца расширения падает до 0,005—0,006 МПа. Снижение расхода топлива на режиме холостого хода достигается 25% как за счет практически полного исключения насосных потерь, так и за счет уменьшения механических потерь, особенно на трение между поршнем и втулкой, зависяш,их от среднего давления газа в цилиндре. [c.249]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...