авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:   || 2 | 3 | 4 | 5 |   ...   | 9 |
-- [ Страница 1 ] --

НАЦИОНАЛЬНАЯ АКАДЕМИЯ НАУК БЕЛАРУСИ

Республиканское унитарное предприятие

«Научно-практический центр

Национальной академии наук Беларуси

по механизации

сельского хозяйства»

Механизация и электрификация

сельского хозяйства

Межведомственный тематический сборник

Основан в 1968 году

Выпуск 45

Минск

2011

УДК 631.171:001.8(082)

В сборнике опубликованы основные результаты исследований по разработке инновационных технологий и технических средств для их реализации при произ водстве продукции растениеводства и животноводства, рассмотрены вопросы тех нического сервиса машин и оборудования, использования топливно-энергетических ресурсов, разработки и применения энергосберегающих технологий, электрифика ции и автоматизации.

Материалы сборника могут быть использованы сотрудниками НИИ, КБ, спе циалистами хозяйств, студентами вузов и колледжей аграрного профиля.

Редакционная коллегия:

доктор технических наук, профессор, член-корреспондент НАН Беларуси П.П. Казакевич (главный редактор);

кандидат технических наук, доцент В.П. Чеботарев (зам. главного редактора);

доктора технических наук, профессора В.Н. Дашков, В.И. Передня, И.И. Пиуновский, Л.Я. Степук, И.Н. Шило;

доктора технических наук, доценты В.В. Азаренко, И.И. Гируцкий;

кандидат технических наук, профессор В.П. Миклуш;

кандидаты технических наук, доценты В.Н. Гутман, В.О. Китиков;

кандидат экономических наук, доцент В.Г. Самосюк;

кандидаты технических наук Н.Г. Бакач, В.М. Изоитко, Н.Ф. Капустин, В.К. Клыбик, Н.Д. Лепешкин, А.Л. Рапинчук, А.Л. Тимошук, М.Н. Трибуналов;

кандидаты экономических наук А.В. Ленский, Е.И. Михайловский.

Рецензенты:

доктор технических наук, профессор, член-корреспондент НАН Беларуси П.П. Казакевич;

доктора технических наук, профессора В.Н. Дашков, В.И. Передня, И.И. Пиуновский, Л.Я. Степук, И.Н. Шило;

доктора технических наук, доценты В.В. Азаренко, И.И. Гируцкий.

Приказом Председателя ВАК Республики Беларусь от 4 июля 2005 года № (в редакции приказа Высшей аттестационной комиссии Республики Беларусь от 2 февраля 2011 г. № 26) межведомственный тематический сборник «Механизация и электрификация сельского хозяйства» (РУП «Научно-практический центр Нацио нальной академии наук Беларуси по механизации сельского хозяйства») включен в Перечень научных изданий Республики Беларусь для опубликования результатов диссертационных исследований по техническим наукам.

© РУП «НПЦ НАН Беларуси по механизации сельского хозяйства», УДК 338.4:63 К ВОПРОСУ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ВКЛАДА СЕЛЬСКОХОЗЯЙ О.В. Кузьменко, Ю.О. Горячев СТВЕННОЙ ТЕХНИКИ В (Государственное научное учреждение ФОРМИРОВАНИЕ ЧИСТОГО «Северо-Кавказский научно-исследовательский институт механизации и электрификации ДОХОДА ПРЕДПРИЯТИЯ сельского хозяйства» (СКНИИМЭСХ), г. Зерноград, Ростовская обл., Российская Федерация) Введение Проблема своевременного воспроизводства сельскохозяйственной техники остается актуальной на протяжении ряда лет. Техническая база сельхозтоваро производителей изменилась количественно и качественно. По данным Феде ральной службы государственной статистики РФ, за период с 1990 по 2009 гг. в среднем по стране машинно-тракторный парк сельхозпредприятий сократился почти наполовину, обеспеченность тракторами снизилась в 3,8 раза, зерноубо рочными комбайнами – в 4,7 раза, кормоуборочными – в 1,3 раза [1]. За преде лами амортизационных сроков службы находится более 70% всех машин. Вы сокая степень износа сельскохозяйственной техники привела к тому, что 30– 35% машин и агрегатов простаивает в поле из-за технических неисправностей.

Обновление техники происходит крайне медленно. Коэффициенты выбы тия техники по-прежнему превышают коэффициенты ее обновления. Из-за не достатка технических средств, высокой степени их износа упрощаются техно логии возделывания сельскохозяйственных культур в полеводстве, нарушают ся агросроки выполнения механизированных операций, что приводит к поте рям продукции и в конечном итоге к снижению эффективности сельскохозяй ственного производства.

Таким образом, обновление технической базы отечественных сельских товаропроизводителей – одна из важных стратегических задач на современном этапе развития аграрной экономики.

Основная часть По определению В.И. Драгайцева, А.В. Шпилько и других авторов, под обновлением технической базы сельского хозяйства понимается процесс вос производства парка машин путем замены отслуживших нормативные сроки средств механизации на новые с одновременным улучшением состава и каче ства поступающей техники для выполнения существующих и новых техноло гий производства продукции, снижения затрат труда и средств на ее единицу [2]. Авторами выделены основные блоки экономического и организационного обновления технической базы сельского хозяйства, к числу которых можно отнести:

1) анализ состояния и планирование восстановления и обновления ма шинно-тракторного парка на основе оптимизации его состава;

2) разработку и уточнение теоретических и методических положений по оценке экономической эффективности различных форм воспроизводства средств механизации;

3) установление источников финансирования воспроизводственного про цесса, их размеров, форм и методов финансовой поддержки обновления тех ники из федерального и региональных бюджетов и др.

Большая часть из перечисленных направлений в достаточной мере иссле дована отечественными экономистами-аграриями, однако на современном этапе механизм обновления технической базы сельскохозяйственного произ водства требует дальнейшего совершенствования. Так, например, требует со вершенствования методика экономической оценки эффективности воспроиз водства сельскохозяйственной техники.

Как правило, оценку эффективности приобретения новой техники взамен изношенной старой проводят по критерию чистого дисконтированного дохода.

Это абсолютный показатель, характеризующий экономический эффект от ин вестиционных вложений с учетом временной ценности вложенного капитала.

В самом общем виде выражение для определения чистого дисконтированного дохода при условии единовременных инвестиционных затрат можно предста вить как:

Т ЧДД Rt ( 1 i )t I 0, (1) t где ЧДД – чистый дисконтированный доход;

Rt – ежегодные чистые денежные поступления от приобретения техники;

I0 – размер инвестиционных затрат на приобретение техники;

Т – срок поступления доходов (реализации проекта);

i – ставка дисконтирования.

Из представленного выражения следует, что чистый дисконтированный доход – это разница положительных и отрицательных денежных потоков, ге нерируемых инвестиционным проектом и дисконтированных по некоторой процентной ставке. Применительно к проблеме оценки воспроизводства тех ники отрицательные денежные потоки представляют собой инвестиционные затраты сельхозтоваропроизводителя на приобретение новой техники взамен изношенной старой, а положительные денежные потоки – это та часть чистой прибыли, которую товаропроизводитель получит от обновления машинно тракторного парка.

Рассмотрим методические особенности определения этих составляющих чистого дисконтированного дохода.

Для определения размера инвестиционных затрат прежде всего необхо димо определить потребность предприятия в сельскохозяйственной технике.

Для решения данной задачи в экономической литературе существует несколь ко подходов. Так, например, согласно [3], для оценки потребности в обновле нии и увеличении основных производственных фондов сельскохозяйственных предприятий рассматриваются два возможных варианта:

1) потребность в обновлении техники определяется на основе данных о первоначальной и остаточной стоимости активной части основных фондов;

2) оценка потребности в обновлении парка техники проводится на основе «Нормативов потребности АПК в технике для растениеводства и животновод ства», статистических данных о величине посевных площадей, об оснащенно сти сельскохозяйственной техники и ценах на технику.

Предложенный подход, несомненно, практически значим, однако он явля ется очень приближенным в отношении конкретного сельскохозяйственного предприятия.

Более точным, на наш взгляд, является метод определения потребности в сельскохозяйственной технике, основанный на использовании системы адрес ного проектирования оптимального состава машинно-тракторного парка, раз работанной в ГНУ ВНИПТИМЭСХ (ныне ГНУ СКНИИМЭСХ Россельхозака демии) [4] и позволяющей обеспечить соответствие механизированных техно логий и комплексов машин многообразию зональных и экономических усло вий производства продукции растениеводства. На основе сравнительного ана лиза оптимального и имеющегося в хозяйстве состава машинно-тракторного парка определяем потребность товаропроизводителя в необходимой технике.

Тогда размер инвестиций в простое воспроизводство сельскохозяйственной техники будет определен исходя из рыночной стоимости новой техники за ми нусом ликвидационной стоимости старых машин по следующему выражению:

K K I 0 ( N оптk N ф k N ам k ) Сновk N ам k Сликв k, (2) k 1 k где Nопт k – оптимальное количество k-ого вида техники;

Nф k – фактическое количество k-ого вида техники в хозяйстве;

Nам k – количество k-ого вида техники, используемой за пределами сроков амортизации;

Снов k – рыночная цена k-ого вида новой техники;

Сликв k – ликвидационная стоимость k-ого вида старой техники.

Весьма сложным и дискуссионным остается вопрос определения генери руемых проектом положительных денежных поступлений от приобретения техники. Когда речь идет о полном формировании машинно-тракторного парка для вновь образуемых сельскохозяйственных предприятий (комплектование «с нуля»), в качестве Rt может выступать чистый доход, определяемый как сумма денежных средств, остающихся в распоряжении хозяйства после реализации произведенной продукции, возмещения текущих затрат (без учета амортиза ции) и уплаты налогов:

Т Rобщ ( TRt TCt Н t At ), (3) t где TRt – выручка от реализации продукции в t-ый год реализации проекта;

TCt – себестоимость продукции в t-ый год реализации проекта;

Нt – налоги в t-ый год реализации проекта;

At – амортизация в t-ый год реализации проекта.

Корректность оценки эффективности инвестиций в доукомлектование или обновление машинно-тракторного парка во многом определяется точно стью расчета размера чистых ежегодных денежных поступлений, приходя щихся на долю приобретаемой техники. Отдачу от использования приобрета емой техники Ю.И. Бершицкий [4], А.С. Сайганов [5] и некоторые другие ав торы определяют в виде вклада в получаемый доход от производства продук ции растениеводства пропорционально стоимости приобретаемой техники в общей стоимости машинно-тракторного парка:

I Rt 0 Rобщ, (4) I общ где Rt – размер ежегодных денежных поступлений от вновь приобретаемой техники;

Iобщ – стоимость всего машинно-тракторного парка хозяйства;

Rобщ – чистая прибыль хозяйства от реализации продукции растениеводства.

Такой подход, на наш взгляд, является не совсем корректным, так как из выражения (4) следует, что вклад техники во многом зависит от ее цены: чем выше стоимость машины, тем больше она участвует в процессе создания ко нечного продукта. В других случаях эффект от замены техники предлагают определять как разницу между эксплуатационными затратами новой и старой машины (затратами на ремонт и техническое обслуживание) плюс эффект, по лучаемый за счет увеличения производительности нового технического сред ства [6]:

Rt Эс Энов р, (5) где Эс и Энов – затраты на ремонты и техобслуживание в год старой и новой техники соответственно;

р – эффект, полученный за счет увеличения производительности новой машины.

При обосновании программы поэтапного обновления машинно тракторного парка Ростовской области [7] эффект от обновления техники определяли не только исходя из экономии эксплуатационных затрат, но и как размер дополнительной прибыли от реализации вследствие сокращения по терь продукции в результате проведения механизированных работ в норма тивные агротехнические сроки.

Многообразие методических подходов к определению отдачи от приобре таемых средств механизации растениеводства все же свидетельствует о недо статочной степени проработанности данного вопроса.

На наш взгляд, более корректным является определение чистых денеж ных поступлений пропорционально объему работ, выполняемому приобретае мой техникой, в общем объеме механизированных работ, выполняемых всем машинно-тракторным парком хозяйства. Однако при использовании такого подхода прежде всего необходимо привести исходные данные в сопоставимый вид. Речь идет об объеме работ в физическом выражении, который в зависи мости от вида технологической операции, машинно-тракторного агрегата, ее выполняющего, может быть представлен в разных единицах измерения. Так, например, объем механизированных работ по вспашке, боронованию, посеву определяют в физических гектарах, транспортных, погрузочно-разгрузочных работ – в тоннах и т.д.

Для приведения механизированных работ в сопоставимый вид можно воспользоваться методикой исчисления объемов механизированных работ в условных эталонных гектарах, успешно применяемой с 1972 г. Согласно дан ной методике, за единицу учета суммарных объемов тракторных работ прини мают условный эталонный гектар, то есть объем работ, соответствующий вспашке 1 га в эталонных условиях [8].

Физические объемы механизированных работ переводятся в условные эталонные гектары с помощью коэффициентов, представляющих отношение эталонной выработки трактора (комбайна) к технически обоснованной норме выработки на конкретной работе при 7-часовом рабочем дне:

Qфакт Qусл 7 k, (6) Wсм где Qусл – объем работ в условных эталонных гектарах;

k – коэффициент перевода трактора (комбайна) в условные тракторы (ком байны);

Qфакт – объем работ в физических гектарах;

Wсм – сменная норма выработки.

Таким образом, сопоставив объем работ, выполняемый приобретаемой техникой, с общим объемом механизированных работ в условных единицах, можно определить долю ее вклада в формирование чистого дохода предприя тия. Однако следует отметить, что в растениеводстве машины работают, в ос новном, не изолированно, а в составе технологических агрегатов. В связи с этим долю чистого дохода, приходящуюся на вновь приобретаемую технику, рекомендуем корректировать на коэффициент, характеризующий долю стои мости приобретаемой машины в стоимости машинно-тракторного агрегата.

Следует также отметить, что в процессе производства продукции растение водства кроме техники используют и другие виды ресурсов (рабочую силу, ма териальные оборотные средства и т.д.). Совокупность перечисленных факто ров производства непосредственным образом участвует в создании конечного продукта, что должно быть учтено в процессе определения их доли в произве денной продукции. Вклад техники как фактора производства в создание ко нечного продукта может быть определен пропорционально доле затрат, свя занных с эксплуатацией машинно-тракторного парка и поддержанием его в работоспособном состоянии, в себестоимости продукции растениеводства, ко торая, как правило, составляет 40–60%.

С учетом изложенного выражение для определения коэффициента, харак теризующего вклад приобретаемой техники в создание конечного продукта, может быть представлено в виде:

Qусл ik Ц I K qm S ikm m qз, (7) i 1 k 1 Qусл i iks Ц s s где qm – коэффициент, характеризующий вклад приобретаемой m-ой машины в формирование чистого дохода;

I – множество технологических операций;

K – множество машинно-тракторных агрегатов (МТА);

М – множество приобретаемых машин;

S – множество машин в составе МТП (M S);

Qусл ik – объем i-ой операции в условных эталонных гектарах, выполняе мый k-ым машинно-тракторным агрегатом;

Qусл i – общий объем i-ой операции в условных эталонных гектарах;

ikm – количество m-ых машин в составе k-ого машинно-тракторного агре гата на i-ой операции;

iks – количество s-ых машин в составе k-ого машинно-тракторного агрега та на i-ой операции;

Цm, Цs – балансовая стоимость m-ой и s-ой машин соответственно;

qз – удельный вес эксплуатационных затрат в себестоимости продукции растениеводства.

Таким образом, доля чистого дохода, приходящаяся на вновь приобретае мую технику, определяется как удельный вес объемов выполняемых ею работ в общем объеме механизированных работ с учетом корректировки на коэффи циент, характеризующий долю стоимости приобретаемой машины в стоимо сти машинно-тракторного агрегата, и на долю эксплуатационных затрат в се бестоимости продукции растениеводства.

Тогда величина чистых денежных поступлений, генерируемых приобре таемой техникой, может быть определена по выражению:

Rt Rобщ qm, (8) где Rt – размер ежегодных денежных поступлений от вновь приобретаемой техники;

Rобщ – чистая прибыль хозяйства от реализации продукции.

Приведем расчет экономической эффективности инвестиций в обновле ние машинно-тракторного парка для хозяйства размером 2400 га, расположен ного в южной зоне Ростовской области. В таблице 1 представлены исходные данные для расчета.

Таблица 1 – Исходные данные для расчета экономической эффективности инвестиций в обновление машинно-тракторного парка Удельный вес объемов В т.ч. за Опти Факти- Требу- Стоимость работ, выполняемых пределами маль ческое ется приобре приобретаемой техникой Марка сроков ное ко количе- приоб- таемой в общем объеме работ машины амортиза- личе ство, рести, техники, ции, ство, единицы ед. ед. тыс. руб. всего ед. ед. техники К-744 2 1 2 1 3500 0,040 0, Т-150К 2 0 2 0 0 0,000 0, МТЗ-80 6 5 6 5 2425 0,084 0, КАМАЗ 2 0 2 0 0 0,000 0, Нива 3 2 3 2 3990 0,012 0, Дон 4 2 4 2 7100 0,010 0, ЗАВ 1 0 1 0 0 0,000 0, ПС 1 0 1 0 0 0,000 0, УТМ 1 0 1 0 0 0,000 0, ИТОГО 22 10 22 10 17015 0, Исходя из представленных данных, хозяйству необходимо приобрести 6 тракторов и 4 зерноуборочных комбайна на общую сумму 17015 тыс. руб.

Срок реализации проекта соответствует среднему амортизационному сроку эксплуатации техники – 8 лет. Удельный вес объемов работ, выполняемых приобретаемой техникой (с учетом их наличия в составе МТА), в общем объ еме механизированных работ составил 50,3%. Скорректировав эту величину на коэффициент, соответствующий удельному весу эксплуатационных затрат в себестоимости продукции растениеводства, определяем размер чистых де нежных поступлений, генерируемых приобретаемой техникой (таблица 2).

Таблица 2 – Расчет прогнозных чистых денежных поступлений, генерируемых приобретаемой техникой Чистые денежные по- Доля эксплуатацион- Чистые денежные Годы ступления от реализа- ных затрат в себесто- поступления, приходящи реализации ции продукции, имости продукции еся на приобретаемую проекта тыс. руб. растениеводства технику, тыс. руб.

1 20900,8 0,400 4208, 2 26505,6 0,398 5314, 3 25703,9 0,397 5132, 4 27813,5 0,395 5529, 5 37406,8 0,393 7406, 6 38707,5 0,392 7631, 7 40874,9 0,390 8025, 8 51929,4 0,388 10154, По формуле (1) рассчитаем чистый дисконтированный доход от инвести ций в обновление машинно-тракторного парка (при ставке дисконтирования 10% годовых):

ЧДД 4208,6 (1 0,1) 1 5314,5 (1 0,1) 2 5132 (1 0,1) 3 5529,9 (1 0,1) 7406,2 (1 0,1) 5 7631,8 (1 0,1) 6 8025,7 (1 0,1) 7 10154,2 (1 0,1) 17015 17509,9 тыс. руб.

По результатам расчетов чистый дисконтированный доход составил более 17,5 млн. руб., что свидетельствует об экономической целесообразности капи таловложений в приобретение энергомашин.

Выводы 1. В современных условиях актуальной является проблема своевременно го обновления физически изношенного машинно-тракторного парка сельхоз товаропроизводителей. Оценку эффективности капиталовложений в приобре тение сельскохозяйственной техники следует проводить по критерию чистого дисконтированного дохода.

2. Долю чистого дохода, приходящуюся на вновь приобретаемую технику, определяем как удельный вес объемов выполняемых ею работ в общем объеме механизированных работ с учетом корректировки на коэффициент, характери зующий долю стоимости приобретаемой машины в стоимости машинно тракторного агрегата, и на долю эксплуатационных затрат в себестоимости продукции растениеводства.

3. Использование предлагаемого методического подхода позволит прини мать более обоснованные решения по модернизации технического оснащения сельских товаропроизводителей.

07.04. Литература 1. Россия в цифрах–2010: крат. стат. сб. – М.: Росстат, 2010. – 558 с.

2. Экономическая эффективность механизации сельскохозяйственного производства / А.В. Шпилько [и др.]. – Москва, 2001. – 346 с.

3. Бабкин, К.А. Обновление основных производственных фондов сельскохозяйственных предприятий России / К.А. Бабкин. – М.: Росинформагротех, 2007. – 160 с.

4. Бершицкий, Ю.И. Проектирование и оценка эффективности технического оснащения про изводства продукции растениеводства: дис. …докт. техн. наук / Ю.И. Бершицкий. – Зерно град, 2000. – 451 с.

5. Сайганов, А.С. Методика определения целесообразности приобретения новой или подер жанной сельскохозяйственной техники в зависимости от финансово-экономического состо яния потребителей / А.С. Сайганов, П.А. Дроздов, К.П. Чернявский // Весцi нацыянальнай акадэмii навук Беларусi. – 2007. – № 4.

6. Бершицкий, Ю.И. Эффективность инвестиций в техническое оснащение производства про дукции растениеводства / Ю.И. Бершицкий, Н.А. Проданова. – Зерноград, 2002. – 80 с.

7. Программа поэтапного обновления машинно-тракторного парка Ростовской области. – М.: ФГНУ «Росинформагротех», 2005. – 34 с.

8. Экономика сельского хозяйства / И.А. Минаков [и др.];

под ред. И.А. Минакова. – М.: Ко лос, 2002. – 328 с.

УДК 621.431.7 ЛИНЕЙНОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ А.И. Якубович, В.Е. Тарасенко В СИСТЕМЕ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВС (УО «БГАТУ»

г. Минск, Республика Беларусь);

А.А. Жешко (РУП «НПЦ НАН Беларуси по механизации сельского хозяйства», г. Минск, Республика Беларусь) Введение Проектирование систем охлаждения предполагает выбор составляющих компонентов и формирование из них структурной схемы. Одни компоненты выбираются из числа имеющихся, которые поставляются вместе с выбранным для мобильной машины двигателем (жидкостный насос и вентилятор), другие рассчитываются, проектируются и изготавливаются. Расчет систем охлажде ния по известным математическим моделям выполняется при принятых неиз менных значениях расходов теплоносителей и действующих на систему воз мущающих факторов [1, 2, 3]. В действительности на систему охлаждения действует множество переменных факторов, приводящих к изменению пара метров системы и теплового режима двигателя [4, 5, 6, 7]. Учитывая совре менные тенденции роста мощности двигателей мобильных машин, вопросы распределения теплоты агрегатами системы охлаждения в зависимости от возмущающих факторов становятся все более актуальными [8, 9].

Целью настоящей работы является разработка методики расчета парамет ров системы охлаждения двигателя, позволяющей оценить ее функционирова ние при изменении исходных параметров (температуры и расхода теплоноси телей) и действующих на систему возмущающих факторов (температуры окружающей среды и эксплуатационных режимов нагружения), что дает воз можность обоснованно и системно принять при выполнении расчета парамет ры проектируемой системы и ее агрегатов, а также проводить анализ доста точности и эффективности некоторых из них.

Основная часть Система охлаждения является термодинамической и состоит из трех зве ньев: жидкостного контура, теплообменника и воздушного контура. Каждое звено функционирует по законам термодинамики. Графическая модель функ ционирования представлена на рисунке 1.

Процессы передачи теплоты в жидкостном и воздушном контурах систе мы охлаждения описываются уравнениями теории теплообмена [2, 10, 11], ко торые характеризуют нагрев теплоносителей при поступлении теплоты от ис точника, то есть повышение внутренней энергии жидкостного и воздушного теплоносителей или их теплосодержание, а также процесс теплопередачи че рез стенки трубок и от поверхностей охлаждающих пластин (лент) радиатора.

Характер теплопередачи зависит от коэффициента теплопередачи материала (kT), площади поверхности охлаждения (F) и температур теплоносителей (ТV, TW, TM) [10, 11]. Переменными в процессе теплопередачи и зависящими от температуры являются теплоемкости теплоносителей.

ТW, ТW2 w2 ТV ТW ТW ТW-V w1 Среднее значение температуры ТW жидкостного теплоносителя ТW-M v GV v ТW w М GM М W Среднее значение температуры GW воздушного теплоносителя МВ w0 w1 w ТV,ТМ, ТV ТV ТV1 ТM1 ТМ 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 М1 М ТМ v1 Т v1 v TV, TW, TM – соответственно температура жидкостного, воздушного и масляного теплоносите лей, С;

TV,TW – средняя температура жидкостного и воздушного теплоносителей, С;

GV,GW,GM – расход жидкостного, воздушного и масляного теплоносителей, м3/с Рисунок 1 – Графическая модель теплоотдачи системы охлаждения при температуре окружающей среды +35С Рассмотрим влияние теплоем QV костей теплоносителей на процессы в системе охлаждения. График функции количества теплоты, под QV веденной к среде, в зависимости от температуры не является прямоли нейным вследствие зависимости теплоемкости среды от температу QV ры. Графически зависимость коли чества подведенной теплоты жид 1 костного теплоносителя от темпера TV1 TV2 TV туры среды Q f T представлена Рисунок 2 – Зависимость количества на рисунке 2. Среднее значение теп подведенной теплоты от лоемкости можно представить как температуры среды тангенс секущей, проходящей через точки ТV1 (начальная температура среды) и ТV2 (конечная температура среды), относительно оси абсцисс, то есть tg.

Истинные значения теплоемкостей в точках 1 и 2 определяются как tg 1 и tg 2. При последующем рассмотрении процессов, происходящих в системе охлаждения, расходные параметры теплоносителей, поверхность охлаждения и их теплофизические свойства принимаются постоянными. Таким образом, состояние каждого из звеньев и системы охлаждения в целом будет опреде ляться начальным и конечным значениями температуры и соответствовать за конам термодинамики.

Расчеты количества теплоты, поступающей в жидкостный и воздушный теплоносители при нагревании, по средним и действительным значениям теп лоемкостей отличаются не более чем на 1,5%, что вполне допустимо для тех нических расчетов. Это позволяет принимать средние значения теплоемкостей и анализировать графики исследуемых функций, приняв прямолинейную за висимость поступающей теплоты в жидкостный и воздушный теплоносители от температуры.

В общем виде эти функции описываются уравнениями прямой y kx, ко гда за начальную температуру принимается температура 273 К, и в виде y kx c, когда за начальную температуру принято 0°С, где k – угловой коэф фициент наклона графика зависимости теплоотдачи теплоносителя от темпе ратуры к оси абсцисс. Уравнение теплоотдачи жидкостного теплоносителя представим в виде:

Q QV TV 2 TV 1 V 2, с pV GV где ТV1 и ТV2 – соответственно начальная и конечная температура, С;

QV1 и QV2 – количество теплоты, соответствующее ТV1 и ТV2, кДж/с;

сpV – теплоемкость жидкостного теплоносителя, кДж/кг·К;

GV V V, V – плотность теплоносителя, кг/м;

V – расход теплоносителя, м/с.

Угол наклона зависимости QV f TV определяется расходом теплоно сителя и значением теплоемкости. Так, увеличение угла наклона зависимости QV f TV к оси абсцисс свидетельствует об уменьшении расхода при по стоянном значении теплоемкости. На рисунке 3 приведены расчетные графики зависимостей, применяемых в жидкостной системе охлаждения теплоносите лей при нагреве их до температуры 120°С при разных расходах.

Функциональная зависимость количества теплоты, поступающей в теп лоноситель, описывается следующим уравнением:

QV c pV GV TV 2 TV 1.

Эту функциональную зависимость запишем в виде QV f TV 1,TV 2.

График зависимости прямолинейный и определяется начальным TV 1 и конеч ным TV 2 значениями температуры теплоносителя. Нагрев жидкостного тепло носителя при поступлении теплоты, или градиент температуры, будет равен:

TV TV 2 TV 1 qV QV, где qV – коэффициент пропорциональности, равный qV 1 c pV GV.

Т, C QM = f (ТM) QW = f (ТW) QV = f (ТV) ин /ч м 3/ч /ч ин Vм = 10 л/мин ин /ч /ч л/мин Vм = 20 л/мин /ч н 0м 0м л/м = 4000 0м л/м ми Vм = 30 л/м м 0м л/ 100 6 Vм = 8 V= = = V н =1 и = л/м V W= = W= ТV W W = W W V 1 2 QV1 QV2 QV 1265 Q·10-1, 115 230 345 460 575 690 805 920 1035 кДж/с Рисунок 3 – Зависимость температуры теплоносителей от количества подведенной теплоты Графически в прямоугольной системе координат (Q, T) зависимость QV f TV 1,TV 2 представляется прямой линией (рисунок 4). Угол наклона графика этой функции к оси абсцисс равен:

arctgqV arctg.

c pV GV Точки 1 и 2 на этой графической зависимости определяют значения тем ператур теплоносителя на входе в двигатель после радиатора TV 1 и на выходе из двигателя при поступлении в радиатор TV 2. Ординаты из точек 1 и 2 при пересечении с осью абсцисс определяют количество поступающей в теплоно ситель теплоты QV.

Теплота жидкостного теплоносителя передается воздушному потоку, цир кулирующему через каналы сердцевины радиатора, и поступает в окружаю щую среду. Количество теплоты, поступающей к потоку воздушного теплоно сителя, описывается уравнением QW c pW GW TW 2 TW 1, где сpW – теплоемкость воздушного теплоносителя, кДж/кг·К;

GW W W, W – плотность воздушного теплоносителя, кг/м;

W – расход потока воздушного теплоносителя, м/с;

ТW1 и ТW2 – соответственно начальная и конечная температура теплоноси теля, С.

W) Т, ) W) V,T TV (T f( К (C) (T =f = =f QV W Q F Q TW.КР. E D TF.КР.

TV TV TV TV TW2 TW TW А TОКР = TW В С Q, QV = QF = QW кДж/с QF.КР.

QW.КР.

Рисунок 4 – Принципиальная схема для расчета параметров системы охлаждения двигателя мобильной машины Из этого уравнения следует, что нагрев потока воздушного теплоносителя равен:

TW TW 2 TW 1 qW QW, (1) где qW – коэффициент пропорциональности, равный qW 1 c pW GW.

Эта функциональная зависимость QW f TW 1,TW 2 также прямолинейна.

При установившемся тепловом состоянии системы охлаждения QW QV.

Предположим, что поток воздушного теплоносителя, поступающий к ра диатору, имеет температуру, равную температуре окружающей среды:

TW 1 TОКР. На графике рисунка 4 проведем линию, параллельную оси абсцисс и соответствующую температуре TОКР. Пересечение ординаты из точки 1 с линией, соответствующей TОКР, определяется точкой 3. Проведем через точку 3 график функциональной зависимости QW f TW 1,TW 2, используя коэф фициент пропорциональности qW, определяемый по известному значению расхода потока теплоносителя через радиатор. Значение теплоемкости опреде ляется по таблицам. Угол наклона графика этой функции к оси абсцисс будет определяться как arctgqW arctg.

c pW GW Ранее отмечалось, что QW QV, тогда пересечение графика этой функ ции с ординатой из точки 2 определит температуру потока воздушного тепло носителя на выходе из радиатора TW 2. График зависимости QW f TW 1,TW в некоторой точке Е пересекается с графиком зависимости QV f TV 1,TV 2.

В этой точке наступает температурное равновесие жидкостного и воздушного теплоносителей, следовательно теплообмен между ними прекращается. Гра фик зависимости QW f TW 1,TW 2 не может иметь продолжения выше этой точки при рассмотрении ее в совокупности с зависимостью QV f TV 1,TV 2.

Следовательно, точка Е определяет предельную или критическую температуру процессов теплообмена в системе охлаждения между жидкостным и воздуш ным теплоносителями и то максимальное количество теплоты, которое жид костный теплоноситель может передать воздушному.

Промежуточным звеном между жидкостным теплоносителем и потоком воздушного теплоносителя является поверхность охлаждения радиатора. Ко личество теплоты, которое передает поверхность охлаждения, определяется по формуле Фурье:

QF kT F TV TW, (2) где kT – коэффициент теплопередачи поверхности охлаждения, кВт/(мК);

F – площадь поверхности охлаждения, м.

График этой функции, что следует из уравнения (2), также прямолиней ный. Обозначим эту функциональную зависимость в виде QF f TV,TW.

Температурный перепад между средними значениями температур теплоноси телей TV W TV TW q F QF, (3) где qF – коэффициент пропорциональности, равный qF 1 kT F.

В уравнении (3) переменными являются TV и TW. При установившемся тепловом режиме в системе охлаждения QF QV. В этом случае путем ана литических расчетов или графически определяются значения средней темпе ратуры теплоносителя TV (точка 6 рисунок 4) и средней температуры воздуш ного теплоносителя TW (точка 5). Проведя через точки 5 и 6 прямую линию, построим график функциональной зависимости QF f TV,TW. График этой функции пересекается с графиком функции QV f TV 1,TV 2 в точке D. Точка D определяет ту предельную или критическую температуру, до которой воз можна передача теплоты от жидкостного теплоносителя к поверхности охла ждения радиатора, и то максимальное количество теплоты, которое охлажда ющаяся поверхность радиатора способна воспринять и передать потоку воз душного теплоносителя. График функции QF f TV,TW также не может иметь продолжения далее точки D в процессе теплообмена в системе охла ждения.

Оценка достоверности линейного моделирования Рассмотрим решения нескольких задач по определению параметров си стемы охлаждения методом линейного моделирования. Следует отметить, что при построении графиков в системе координат (T, Q) по оси абсцисс отклады ваем количество теплоты, поступающее к средам, а по оси ординат – темпера туру сред. Для наглядности графических построений количество теплоты в кДж/с делим на 10. В последующем этот коэффициент построения учитываем при расчетах.

Задача 1. В двигателе Д-243 в жидкостном теплоносителе, расход которо го составляет 5,9 м/ч, отводится теплота. Поверхность охлаждения радиатора составляет 12,6 м, коэффициент теплопередачи от жидкостного к воздушному теплоносителю через радиатор равен 0,092 кВт/(м·К). Определить расход по тока воздушного теплоносителя через радиатор, чтобы обеспечить температу ру жидкостного теплоносителя в двигателе 96°С и перепад 5° в условиях тем пературы окружающей среды 45°С.

Решим данную задачу, используя представленные выше положения (ри сунок 5). Решение задачи состоит в следующем.

1. В координатных осях (T, Q) построим график функции QV f TV по заданному расходу жидкости и значению теплоемкости, принятому по табли цам, температурные параметры определяем по шкале Цельсия.

2. На оси ординат отмечаем значения температур жидкостного теплоно сителя: на выходе из двигателя 96°С и на входе 96 – 5 = 91°С, сносим их на график функции QV f TV. Получим точки 1 и 2.

3. Из точек 1 и 2 опускаем ординаты на ось абсцисс и получаем значение количества теплоты, поступающей в жидкостный теплоноситель QV.

4. Рассчитываем среднюю температуру теплоносителя и наносим ее зна чение на график (точка 6).

5. По известному значению поверхности охлаждения и коэффициента теплопередачи определяем угол наклона графика функции QF f TV,TW от носительно оси абсцисс:

10 83 23.

arctg arctg 0,092 12, kT F 6. Проводим че рез точку 6 прямую, Т, TV = C представляющую гра фик функции 2 TV2 = 96C QF f TV,TW, пере 6 TV = 9350'C 90 TV1 = 91C сечение которой с ор 4 TW2 = 87C динатой из точки QF = f (TV,TW) 80 QV = f (TV) определяет значение средней температуры = воздушного теплоно 5 TW = 66C сителя, равное 66°С (точка 5).

7. Приняв, что на = 8323' 50 = 5640' входе в радиатор тем 3 TW1 = 45C пература воздушного теплоносителя равна QW = f (TW) температуре окружа ющей среды, рассчи тываем температуру на выходе из радиато - 260 Q·10, 200 210 220 230 240 ра:

кДж/с TW 2 2TW TW Рисунок 5 – Схема решения задачи 1 по определению расхода потока жидкостного 2 66 45 87С.

теплоносителя 8. Соединив точ ки 5 и 6 прямой, получим график функции QW f TW, угол наклона которой относительно оси абсцисс по построению равен 81°.

9. Рассчитываем расход потока воздушного теплоносителя, необходимого для обеспечения заданной температуры жидкостного теплоносителя системы охлаждения при окружающей температуре 45°С:

10 W 1,53 м/с = 5495 м/ч.

tg81c pW W 6,31 1,009 1, Таким образом, путем несложных графических построений и расчетов определен расход потока воздушного теплоносителя системы охлаждения трактора «Беларус-80.1», расчетное значение от действительного отличается на 1,3%, что допустимо.

Задача 2. В двигателе Д-245 в жидкостном теплоносителе отводится 46,5 кДж/с теплоты, вентилятор обеспечивает расход воздушного теплоносите ля 6000 м/ч, площадь поверхности охлаждения радиатора равна 13 м, коэффи циент теплопередачи поверхности равен 0,093 кВт/(м·К). Определить расход жидкостного теплоносителя в контуре, температуру на выходе из двигателя, ес ли перепад температуры равен 5° и температура окружающей среды 35°С.

Решение данной Т, задачи представлено на C рисунке 6 и состоит в QF = f (TV,TW) следующем.

1. На оси абсцисс 2 TV2 = 86,5C откладываем значение 6 TV = 84C TV1 = 81,5C теплоотдачи в теплоно сителе, равное QV = f (TV) QW = f (TW) 46,5 кДж/с, и из этой точки восстанавливаем ординаты.

4 TW2 = 59C = 836' 2. Отмечаем тем = пературу окружающей 5 TW = 47C среды (35°С), проводим = 7945' линию, параллельную 3 TW1 = 35C оси абсцисс, пересече ние с ординатой обо значим точкой 3.

3. Рассчитываем Q·10-1, 210 220 230 240 250 кДж/с угловой коэффициент наклона графика функ Рисунок 6 – Схема решения задачи 2 по ции QW f TW отно определению расхода жидкостного теплоносителя и его температуры на выходе из двигателя сительно оси абсцисс:

10 7945.

arctg c pW W GW 1,67 1,005 1, 4. Через точку 3 проводим линию, представляющую график функции QW f TW, под углом. Точка 4 пересечения этой линии с ординатой опре деляет температуру воздушного теплоносителя на выходе из радиатора по по строению, равную 59°С.

5. Рассчитываем среднюю температуру воздушного теплоносителя в ра диаторе:

59 TW 47С и наносим ее значение (точка 5) на ординату.

6. Рассчитываем угловой коэффициент графика функции QF f TV,TW относительно оси абсцисс:

836.

arctg 13 0. 7. Через точку 5 проводим прямую, представляющую график функции QF f TV,TW, под углом. Пересечение этой прямой с ординатой определя ет среднюю температуру жидкостного теплоносителя (она равна 84°).

8. При известном перепаде температуры рассчитываем температуру жид костного теплоносителя на входе в радиатор:

TV2 = 84 + 2,5 = 86,5C, и температуру его на выходе из радиатора:

TV1 = 84 – 2,5 = 81,5C.

9. Прямая линия, проведенная через точки 1 и 2, является графиком функциональной зависимости QV f TV. Угол наклона этой прямой относи тельно оси абсцисс по построению равен 48.

10. Рассчитываем расход жидкостного теплоносителя:

= 2,2·10–3 м3/с = 7,92 м3/ч = 132 л/мин.

V 1,12 962,85 4, Таким образом, при расходе жидкостного теплоносителя 132 л/мин его температура на входе в радиатор составляет 86,5С.

Задача 3. В двигателе Д-243 в системе охлаждения отводится QV = 40,7 кДж/с теплоты, расход потока воздушного теплоносителя составляет W = 4 103 м/ч. Определить расход потока в жидкостном контуре и площадь поверхности охлаждения радиатора при обеспечении температуры жидкостно го теплоносителя на выходе из радиатора 93°С и перепаде 5, температура окружающей среды равна 35°С.

Решение данной за Т, дачи состоит в следую C щем.

QF = f (TV,TW) 1. На оси абсцисс (рисунок 7) откладываем 2 T = 86,5C V количество теплоты, по 6 T = 84C V T = 81,5C V ступающее в теплоноси тель, равное 40,7 кДж/с, QV = f (TV) QW = f (TW) и восстанавливаем орди наты.

60 4 T = 59C W 2. Отмечаем на оси = 836' ординат значение темпе = ратуры теплоносителя на T = 47C W = 7945' входе в радиатор, равное 93°С, и на выходе при 3 T = 35C W перепаде 5°, равное 88°С. Прямые, прове денные через точки от Q·10-1, 210 220 230 240 250 меченных температур, кДж/с параллельные оси абс Рисунок 7 – Схема решения задачи 3 по определению расхода жидкостного теплоносителя цисс, пересекаются с ор динатами в точках 1 и 2.

и площади поверхности охлаждения радиатора 3. Прямая линия, проведенная через точки 1 и 2, представляет график функции QV f TV, угол наклона которой относительно оси абсцисс харак теризует расход теплоносителя, по построению угол наклона равен 51°. Рас считаем расход в жидкостном контуре:

1,99·10–3 м3/с = 7,18 м3/ч.

V 1,235 962,85 4, 4. Приняв, что перед жидкостным радиатором отсутствуют другие тепло выделяющие узлы, температура воздушного теплоносителя на входе в радиа тор равна температуре окружающей среды – 35°С. Отмечаем значение этой температуры на оси ординат и через нее проводим прямую, параллельную оси абсцисс. Пересечение этой прямой с ординатой определяет одну из точек функциональной зависимости QW f TW.

5. По известному значению расхода потока теплоносителя рассчитываем угол наклона функционального графика расхода воздуха:

arctg 839.

1,11 1,005 1, 6. Через точку 3 под углом проводим прямую линию, пересечение кото рой с ординатой определяет температуру воздушного теплоносителя на выхо де из радиатора.

7. Рассчитываем и наносим на график значение средней температуры жидкостного теплоносителя (точка 6):

TV 93 2,5 90,5C, и значение средней температуры воздушного теплоносителя (точка 5):

35 74, TW 54,75C.

8. Соединив точки 5 и 6, получим график функции QF f TV,TW, угол наклона которого по построению равен = 83C.

9. Определим требуемую поверхность охлаждения, приняв следующие типы сердцевины радиатора:

трубчато-пластинчатая латунная, kT = 0,092 кВт/(м2·К):

10 = 13,35 м2;

F arctg kT 8,144 0, трубчато-пластинчатая алюминиевая, kT = 0,103 кВт/(м2·К):

F = 11,92 м2;

8,144 0, трубчато-ленточная гладкая алюминиевая, kT = 0,071 кВт/(м2·К):

F 17,29 м2.

8,144 0, Приведенная модель при принятых допущениях представляет метод ре шения задач по проектированию систем охлаждения посредством линейных уравнений, которые представлены во взаимосвязи. Такая имитация процессов, происходящих в системе, позволяет, вследствие своей наглядности, при изме нении одного параметра определить возможные значения других параметров, а решение линейных уравнений позволяет вывести зависимости для опреде ления параметров системы охлаждения, представить путь решения задачи.

Заключение Разработана методика расчета параметров системы охлаждения двигате ля, позволяющая рассчитывать, анализировать влияние на температурный ре жим расходных параметров теплоносителей и их температур, поверхности охлаждения радиатора, температуры окружающей среды. В совокупности ма тематическая и графическая модели составляют новый метод решения задач по обоснованию параметров систем охлаждения.

Расчетные параметры, полученные при использовании данной методики, достоверны и соответствуют действительным значениям параметров систем охлаждения тракторов «Беларус». Методика расчета параметров является ин струментом для решения прикладных задач для тракторов и других мобиль ных машин. Моделирование процессов в системе охлаждения предполагает проведение аналитических расчетов и построение графических диаграмм. Оно позволяет путем несложных графических построений и аналитических расче тов по исходным данным проводить расчеты площади поверхности охлажде ния радиатора или теплообменника, расходов теплоносителей, определять влияние расхода теплоносителей, температуры окружающей среды и др. на температурный режим двигателя, проводить анализ достаточности и эффек тивности отдельных параметров и систем охлаждения в целом.

27.06. Литература 1. Гаврилов, А.К. Системы жидкостного охлаждения автотракторных двигателей. Теория, конструкция, расчет и экспериментальные исследования / А.К. Гаврилов. – М.: Машино строение, 1966. – 163 с.

2. Теплообмен в двигателях и теплонапряженность их деталей / Н.Х. Дьяченко [и др.];

под ред. С.Н. Дашкова. – Л.: Машиностроение, 1969. – 248 с.

3. Лазарев, В.М. Разработка метода расчета и оценки эффективности системы жидкостного охлаждения тракторного дизеля: автореф. дис. … канд. техн. наук: 05.04.02 / В.М. Лазарев;

Владимирский гос. ун-т. – Владимир, 2008. – 16 с.

4. Овтов, В.А. Температурные условия эксплуатации и экономичность дизеля / В.А. Овтов // Тракторы и сельскохозяйственные машины. – 2007. – № 12. – С. 24-25.

5. Якубович, А.И. Нестационарный температурный режим дизеля / А.И. Якубович, В.Е. Тара сенко // Механика машин, механизмов и материалов. – 2008. – № 3(4). – С. 19-23.

6. Якубович, А.И. Исследование движения жидкости в каналах системы охлаждения двигате ля / А.И. Якубович, В.Е. Тарасенко // Механика машин, механизмов и материалов. – 2011. – № 1 (14). – С. 41-46.

7. Инвариантная система жидкостного охлаждения ДВС со следящим электроприводом вен тилятора обдува / И.П. Ксеневич [и др.] // Тракторы и сельскохозяйственные машины. – 2007. – № 11. – С. 16-19.

8. Информационное сообщение. Системы охлаждения агрегатов современных тракторов.

Дифференцированное обеспечение руководства научно-технической информацией «ДОР НТИ» / Реф. В.М. Володин // Profi technik. – 2005. – № 9. – С. 76-79.

9. Петров, А.П. Зависимость с/х автомобиля от потока воздуха через систему охлаждения ДВС / А.П. Петров, К.А. Петров // Автомобильная промышленность. – 2008. – № 3. – С. 19-22.

10. Исаченко, В.П. Теплопередача: учеб. для вузов / В.П. Исаченко, В.А. Осипова, А.С. Суко мел. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Энергия, 1975. – 488 с.

11. Теплотехника / А.М. Архаров [и др.];

под общ. ред. В.И. Крутова. – М.: Машиностроение, 1986. – 432 с.

УДК 621.431.7 СКОРОСТЬ ИЗМЕНЕНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ ГАЗОВ А.И. Якубович, В.Е. Тарасенко В ЦИЛИНДРЕ ДВИГАТЕЛЯ (УО «БГАТУ»

г. Минск, Республика Беларусь);

А.А. Жешко (РУП «НПЦ НАН Беларуси по механизации сельского хозяйства», г. Минск, Республика Беларусь) Введение В цилиндре двигателя с некоторой периодичностью осуществляются тер модинамические циклы, которые сопровождаются непрерывным изменением термодинамических параметров рабочего тела – давления, объема, температу ры. Энергия сгорания топлива при изменении объема превращается в механи ческую работу. Условием превращения теплоты в механическую работу явля ется последовательность тактов. К этим тактам в двигателе внутреннего сго рания относятся впуск (наполнение) цилиндров горючей смесью или возду хом, сжатие, сгорание, расширение и выпуск. Изменяющимся объемом являет ся объем цилиндра, который увеличивается (уменьшается) при поступатель ном движении поршня. Увеличение объема происходит вследствие расшире ния продуктов при сгорании горючей смеси, уменьшение – при сжатии нового заряда горючей смеси или воздуха. Силы давления газов на поршень при такте расширения превращаются в механическую работу.

Аккумулированная в топливе энергия превращается в тепловую энергию при совершении термодинамических циклов, передается стенкам цилиндров путем теплового и светового излучения, радиацией, от стенок цилиндров – охлаждающей жидкости и массе двигателя путем теплопроводности и в окру жающее пространство от поверхностей двигателя свободной и вынужденной конвекцией. В двигателе присутствуют все виды передачи теплоты, что пока зывает сложность происходящих процессов.

Использование теплоты в двигателе характеризуется КПД: чем меньше теплоты сгорания топлива отдается в систему охлаждения и в массу двигателя, тем больше совершается работы и выше КПД.

Рабочий цикл двигателя осуществляется за два или четыре такта. Основ ными процессами каждого рабочего цикла являются такты впуска, сжатия, ра бочий ход и выпуск. Введение в рабочий процесс двигателей такта сжатия позволило максимально уменьшить охлаждающую поверхность при одновре менном повышении давления сгорания топлива. Продукты горения расширя ются соответственно сжатию горючей смеси. Такой процесс позволил сокра тить тепловые потери от стенок цилиндров и с выпускными газами, увеличить давление газов на поршень, что значительно повысило мощностные и эконо мические показатели двигателя.

Тепловые процессы в двигателе Реальные тепловые процессы в двигателе существенно отличаются от теоретических, основанных на законах термодинамики. Теоретический термо динамический цикл является замкнутым, обязательное условие его осуществ ления – передача теплоты холодному телу. В соответствии со вторым законом термодинамики и в теоретической тепловой машине полностью превратить тепловую энергию в механическую невозможно [1, c. 47].

Двигатель внутреннего сгорания является тепловой машиной цикличе ского действия. Рабочий цикл и его такты повторяются через строго опреде ленный промежуток времени, то есть с определенной периодичностью. Время совершения одного рабочего цикла обусловлено частотой вращения коленча того вала и для 4-тактного двигателя равно:

ц, с, (1) nе где nе – частота вращения коленчатого вала двигателя.

Частота вращения 4-тактных тракторных дизелей находится в пределах 1500–2400 об/мин, автомобильных дизелей – 2400–5600 об/мин. При указан ных частотах вращения время совершения цикла рабочего процесса у трак торных дизелей находится в пределах 8·10-2–5·10-2 с, автомобильных – 5·10–2– 2·10–2 с и бензиновых двигателей – 5·10–2–2·10–2 с.

Продолжительность одного отдельно взятого такта определяется углом поворота коленчатого вала. Время совершения тактов неодинаково. Наиболь шее время отводится тактам впуска и выпуска, наименьшее – сжатию и рас ширению вместе со временем сгорания горючей смеси. Соответственно, раз ный промежуток времени сохраняют свое значение термодинамические пара метры – температура и давление.


Продолжительность тактов определяется диаграммой фаз газораспреде ления, для 4-тактных двигателей равна:

Т Т 0,17, с, (2) nе где Т – угол поворота коленчатого вала при совершении такта, в градусах.

Среднее статистическое значение угла поворота коленчатого вала дизеля при впуске равно 245, сжатия – 134, расширения – 122 и выпуска – 258.

При частоте вращения коленчатого вала 2400 об/мин продолжительность такта впуска составляет 1,67·10–2 с, сжатия – 9,31·10–3 с, расширения – 8,47· 10–3 с и выпуска – 1,36·10–2 с.

В эти бесконечно малые промежутки времени изменяется и температура в цилиндрах двигателя. Скорость изменения температуры при совершении так тов определяется перепадом температур рассматриваемого Т2 и предыдущего Т1 тактов ко времени совершения такта:

Т Т 2, град/с. (3) Т Такт впуска. При такте впуска поршень перемещается от верхней к ниж ней мертвой точке, вследствие увеличения объема цилиндра и снижения в нем давления цилиндр заполняется рабочей смесью у бензиновых двигателей или свежим зарядом воздуха у дизелей. Сложность тепловых процессов, происхо дящих в цилиндре при впуске, состоит в том, что в цилиндре сохраняются остаточные газы от предыдущего такта и достаточно высокая температура внутренних поверхностей цилиндра, головки и поршня. Свежий заряд рабоче го тела смешивается с остаточными газами, а также подогревается вследствие контакта с горячими поверхностями во впускном тракте и в цилиндре. Темпе ратура в конце такта впуска зависит от количества остаточных газов, остав шихся в цилиндре. Ориентировочно принимается, что 1% в рабочем заряде остаточных газов нагревает заряд на 8 [6, c. 35]. В дизелях, цилиндры кото рых заполняются свежим зарядом воздуха и имеют высокие степени сжатия, температура горючей смеси в конце такта впуска составляет 310–350 К, что объясняется относительно небольшим количеством остаточных газов, в бен зиновых двигателях температура впуска в конце такта составляет 340–400 K [2, c. 104]. Тепловой баланс горючей смеси при такте впуска можно предста вить в виде QГС QРТ QСЦ QОГ, (4) где QРТ – количество теплоты свежего заряда рабочего тела в начале такта впуска;

QСЦ – количество теплоты, поступившее в рабочее тело при контакте с нагре тыми поверхностями впускного тракта и цилиндра;

QОГ – количество теплоты в остаточных газах.

Из уравнения теплового баланса можно определить температуру в конце такта впуска Т а. Примем массовое значение количества свежего заряда – mСЗ, остаточных газов – mОГ. При известной теплоемкости свежего заряда с Р, остаточных газов с и рабочей смеси с уравнение (4) представляется [2, c.

Р Р 104;

5, с. 75] в виде сР mСЗ (Т СЗ Т СЗ ) с mОГ Т r с (mСЗ mОГ )Т а, (5) Р Р где Т СЗ – температура свежего заряда перед впуском;

Т СЗ – подогрев свежего заряда при впуске его в цилиндр;

Т r – температура остаточных газов в конце выпуска. Можно с достаточной точностью считать, что с с и с с Р, где – поправочный ко Р Р Р эффициент, зависящий от Т СЗ и состава смеси. При коэффициенте из бытка воздуха 1,8 и для дизельного топлива 1,1. С понижени ем температуры остаточных газов 1,0.

При решении уравнения (5) относительно Т а обозначим отношение mОГ ОСТ.

mСЗ Формула для определения температуры в цилиндре при впуске имеет вид Т СЗ Т СЗ ОСТ Т r Та. (6) 1 ОСТ Эта формула справедлива как для четырехтактных, так и для двухтактных двигателей, для двигателей с турбонаддувом температура в конце впуска рас считывается по формуле (6) при условии, что 1. Принятое условие не вно сит больших погрешностей в расчет. По данным В.Н. Луканина [3, c. 85], зна чения параметров в конце такта впуска, определенные экспериментально на номинальном режиме, представлены в таблице 3.

Таблица 3 – Параметры конца такта впуска Четырехтактные ДВС Двухтактные ДВС Показатели с прямоточной с искровым дизели схемой газообмена зажиганием Коэффициент остаточных газов, ОСТ 0,06–0,08 0,03–0,06 0,04–0, Температура в конце выпуска, ТГ, К 900–1000 600–900 600– Подогрев свежего заряда, К 0–25 20–40 5– Температура в конце впуска, Та, К 320–380 310–350 320– При такте впуска впускной клапан в дизеле открывается за 20–30 до прихода поршня в верхнюю мертвую очку (ВМТ) и закрывается после про хождения нижней мертвой точки (НМТ) на 40–60. Продолжительность от крытия впускного клапана составляет 240–290. Температура в цилиндре в конце предыдущего такта (выпуска) равна Тr = 600–900 К. Заряд воздуха, имеющий температуру значительно ниже, смешивается с оставшимися в ци линдре остаточными газами, что снижает температуру в цилиндре в конце впуска до Та = 310–350 К. Перепад температур в цилиндре между тактами выпуска и впуска равен Та-r = Та–Тr. Поскольку температура ТаТr, теплота остаточных отработавших газов и теплота от стенок цилиндров нагревают заряд воздуха и уменьшают температуру в цилиндре на Та-r = 290–550С.

Скорость изменения температуры в цилиндре в единицу времени за такт равна:

Т Т r ( Т а Т r )ne а а. (7) а 0,17 а Для дизеля скорость изменения температуры при такте впуска при ne =2400 об/мин и а = 260 составляет а = 2,9·104–3,9·104 град/с. Таким об разом, температура в конце такта впуска в цилиндре определяется массой и температурой остаточных газов после такта выпуска и нагревом свежего заря да от деталей двигателя. Зависимости скорости изменения температуры такта впуска от частоты вращения коленчатого вала для дизелей и бензиновых дви гателей, представленные на рисунках 8 и 9, указывают на значительно боль шую интенсивность теплового потока от рабочего тела в цилиндре бензиново го двигателя в сравнении с дизелем и ее рост с увеличением частоты вращения коленчатого вала. Среднестатистическое расчетное значение скорости измене ния температуры при такте впуска дизеля в пределах частоты вращения ко ленчатого вала 1500–2500 об/мин равно а =2,3·104±0,18 град/с, а у бензино вого двигателя в пределах частоты вращения 2000–6000 об/мин – а =4,38·104±0,16 град/с. При такте впуска температура рабочего тела при мерно равна рабочей температуре охлаждающей жидкости, теплота стенок цилиндра расходуется на нагрев рабочего тела и не оказывает существенного влияния на температуру охлаждающей жидкости системы охлаждения.

•103, град/с сгорание 60 сжатие расширение впуск выпуск 1500 1700 1900 2100 2300 n е, об/мин Рисунок 8 – Скорость изменения температуры тактов в зависимости от частоты вращения коленчатого вала дизеля •106, град/с 0,3 сгорание расширение 0, 0, 0, сжатие 0, впуск выпуск 0, 2000 3000 4000 5000 n е, об/мин Рисунок 9 – Скорость изменения температуры тактов в зависимости от частоты вращения коленчатого вала бензинового двигателя Такт сжатия. При такте сжатия происходят достаточно сложные процес сы теплообмена внутри цилиндра. В начале такта сжатия температура заряда горючей смеси меньше температуры поверхностей стенок цилиндра и заряд нагревается, продолжая отнимать теплоту от стенок цилиндра. Механическая работа сжатия сопровождается отнятием теплоты из внешней среды. В неко торый бесконечно малый промежуток времени температура поверхности ци линдра и заряда смеси выравниваются, вследствие чего теплообмен между ними прекращается. При дальнейшем сжатии температура заряда горючей смеси превышает температуру поверхностей стенок цилиндра и тепловой по ток изменяет направление, то есть теплота поступает к стенкам цилиндра.

Общая отдача теплоты от заряда горючей смеси незначительна, она составляет около 1,0–1,5% от количества теплоты, поступающей с топливом.

Температура заряда горючей смеси в конце впуска и в конце сжатия свя заны между собой уравнением политропы сжатия в виде [2, с. 108;

5, с. 90] Т С Т а n1 1, (8) где – степень сжатия;

n1 – показатель политропы.

Принято температуру в конце такта сжатия рассчитывать по среднему по стоянному для всего процесса значению показателя политропы n1. В частном случае показатель политропы рассчитывается по балансу теплоты в процессе сжатия [5, с. 89;

7, с. 106]. На основании первого закона термодинамики QС U C U a Lac, (9) где U C и U a – внутренняя энергия заряда горючей смеси при сжатии между точками с (конец сжатия) и а (начало сжатия) по индикаторной диаграмме цикла;

р V рCVC Lac а a – теплота, эквивалентная работе политропного сжатия n1 горючей смеси между точками с и а цикла;

QС H U – количество теплоты, получаемой горючей смесью от стенок цилиндра между точками с и а цикла вследствие внешнего теплообмена;

H U – низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг;

– количество теплоты, характеризующее теплообмен в период сжатия, выраженное в долях теплотворной способности топлива H U.

Для количества горючей смеси, состоящей из свежего заряда m1 (кг·моль) и mГ (кг·моль) остаточных газов, уравнение (9) представляется [5, с. 89] в виде p V pCVC H U mСЗU C mОГU C mСЗU a mОГU a a a, (10) n1 где U C и U С – внутренняя энергия свежего заряда;

U а и U а – внутренняя энергия остаточных газов.

Совместное решение уравнений (8) и (10) при известном значении темпе ратуры Т а позволяет определить показатель политропы n1. На показатель по литропы влияет интенсивность охлаждения цилиндра. При низких температу рах охлаждающей жидкости температура поверхности цилиндра ниже, соот ветственно, и n1 будет меньше.

Значения параметров конца такта сжатия по данным [3, с. 93] приведены в таблице 4.

Таблица 4 – Параметры конца такта сжатия Дизели Двигатели с Параметры 4-тактные искровым 4-тактные без наддува с наддувом зажиганием Степень сжатия, 15–23 12–15 6,5– Средний показатель политропы сжатия, n1 1,35–1,38 1,33–1,37 1,35–1, Температура в конце такта сжатия, ТС, К 700–900 1000 600– При такте сжатия впускной и выпускной клапаны закрыты, поршень пе ремещается к ВМТ. Время совершения такта сжатия у дизелей при частоте вращения 1500–2400 об/мин составляет 1,49·10–2–9,31·10–3 с, что соответству ет повороту коленчатого вала на угол С = 134, у бензиновых двигателей при частоте вращения 2400–5600 об/мин и С = 116 оно равно 8,06·10–4–3,45·104 с.


Перепад температур рабочего тела в цилиндре между тактами сжатия и впуска Т С а Т С Т а у дизелей находится в пределах 390–550С, у бензиновых двига телей – 280–370С.

Скорость изменения температуры в цилиндре за такт сжатия равна:

Т Т а (Т С Т а )ne С С. (11) С 0,17С Для дизелей при частоте вращения 1500–2500 об/мин значение скорости изменения температуры составляет 3,3·104–5,5·104 град/с, бензиновых двига телей при частоте вращения 2000–6000 об/мин – 3,2·104–9,5·104 град/с. Тепло вой поток при такте сжатия направлен от рабочего тела в цилиндре к стенкам и в охлаждающую жидкость. Из графиков функции С f ( ne ) для дизелей и бензиновых двигателей, представленных на рисунках 8 и 9, следует, что ско рость изменения температуры рабочего тела у дизелей по сравнению с бензи новыми двигателями при одинаковой частоте вращения выше.

Процессы теплообмена при такте сжатия определяются перепадом тем ператур между поверхностью цилиндра и зарядом горючей смеси, относи тельно небольшой поверхностью цилиндра в конце такта, массой горючей смеси и ограниченно коротким промежутком времени, при котором происхо дит теплопередача от горючей смеси к поверхности цилиндра. Следует пола гать, что такт сжатия не оказывает существенного влияния на температурный режим системы охлаждения.

Такт расширения. Процесс расширения является единственным тактом рабочего цикла двигателя, при котором совершается полезная механическая работа. Этому такту предшествует процесс сгорания горючей смеси. Результа том сгорания является повышение внутренней энергии рабочего тела, преоб разуемой в работу расширения.

Процесс сгорания является комплексом физических и химических явле ний окисления топлива с интенсивным выделением теплоты. Для жидкого уг леводородного топлива (бензина, дизельного топлива) процесс сгорания осу ществляется в виде химических реакций соединения углерода и водорода с кислородом воздуха. Теплота сгорания заряда горючей смеси расходуется на нагревание рабочего тела, совершение механической работы. Часть теплоты от рабочего тела через стенки цилиндров и головку нагревает блок-картер и дру гие детали двигателя, а также охлаждающую жидкость. Для дизелей и бензи новых двигателей процесс сгорания различен и имеет свои особенности. У ди зелей сгорание происходит с разной интенсивностью в зависимости от хода поршня: вначале интенсивно, а затем замедленно. У бензиновых двигателей сгорание происходит мгновенно, принято считать, что оно совершается при постоянном объеме.

Для учета теплоты по составляющим потерь, в том числе теплоотдачи в стенки цилиндров, вводится коэффициент использования теплоты сгорания.

Коэффициент использования теплоты определяется экспериментально. Для дизелей = 0,70–0,85 и бензиновых двигателей = 0,85–0,90 [2, с. 119].

Участок сгорания индикаторной диаграммы процесса характеризует теп ловой баланс, который, согласно первому закону термодинамики, можно запи сать в виде HU U Z U C lZ Z, (12) где HU – количество теплоты, введенное в цилиндр при сгорании 1 кг топлива;

U Z и U C – внутренняя энергия введенной рабочей смеси и продуктов сго рания;

l Z Z – работа расширения газов на участке z z индикаторной диаграммы.

Для дизелей это уравнение представлено [2, с. 119] в развернутом виде:

HU ( m1 m2 )U Z m1U C mrU С l Z Z, (13) где U Z и U С – внутренняя энергия 1 кг·моль продуктов сгорания при темпера турах в точках z и с;

m1, m2 и mr – массовое количество (кг·моль) свежего заряда, продуктов сгорания и остаточных газов на 1 кг введенного в цилиндр топлива.

Работа газов в период сгорания на участке индикаторной диаграммы z z равна:

l Z Z р zVz р zVC.

После подстановки значений уравнение (13) имеет вид H U ( с V 8,314 p )TC с V Tz, (14) m1 ( 1 ОСТ ) m mr m где ОСТ r и 2 ;

m1 mr m сV – средняя молярная теплоемкость воздуха;

сV – средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания;

Tz – температура продуктов сгорания.

Из уравнения (14) определяется температура в конце процесса сгорания:

H U ( сV 8,314 p )TC m1( 1 ОСТ ) Tz. (15) сV Для бензиновых двигателей при полном сгорании топлива уравнение (15) имеет вид H U сV TC m1( 1 ОСТ ) Tz. (16) сV Температура газов в конце сгорания в дизелях составляет 1800–2200 К и в бензиновых двигателях – 2300–2800 К. Это свидетельствует о том, что тепло вой поток в охлаждающую жидкость в процессе сгорания имеет наибольшее значение.

Процесс расширения характеризуется интенсивным теплообменом между газами в цилиндре и стенками. Температура газов в конце расширения опреде ляется [2, с. 122] из уравнения состояния газов в начале и конце расширения:

рbVb 8,314( m2 mГ )Т b ;

р zVz 8,314( m2 mГ )Т z.

Откуда рb Т b Tz, (17) рz Vz где.

VC n2 р Для дизелей b, тогда рz n2 Tb Tz. (18) р Для бензиновых двигателей b n и = 1, тогда рz T Tb n z1. (19) Значения параметров процесса сгорания в конце такта расширения для двигателей [3, с. 177] приведены в таблице 5.

Таблица 5 – Параметры конца такта расширения Двигатели с искро Показатели Дизели вым зажиганием Температура в конце сгорания, Тz, К 1800–2200 2500– Давление, рz, МПа 7,5–12,5 3,0–5, Температура в конце такта расширения, Тb, К 1000–1200 1400– Давление, рb, МПа 0,25–0,60 0,4–0, Угол поворота коленчатого вала при сгорании горючей смеси в цилиндре составляет z = 20–30, по времени сгорание происходит за 1,39·10–4–5,95·10–5 с.

Мгновенное сгорание горючей смеси позволяет принимать, что сгорание про исходит при постоянном объеме. За этот промежуток времени температура в цилиндре дизеля увеличивается до 1800–2800С, у бензиновых двигателей тем пература достигает 2500–2850С. Скорость изменения температуры при сгора нии топлива у дизелей при ne = 2400 об/мин равна 7,90·106–9,36·106 град/с, у бензиновых двигателей при ne = 5600 об/мин – 3,20·107–3,40·107 град/с.

В последующем, под действием развивающегося давления газов в цилин дре, поршень перемещается к НМТ, совершая механическую работу.

Такт расширения продолжается до начала открытия выпускного клапана.

По углу поворота коленчатого вала это составляет: у дизелей – 122, у бензи новых двигателей – 126. Такт расширения характеризуется интенсивной отда чей теплоты рабочего тела. Перепад температур между концом тактов расши рения и сжатия составляет Т bC 300–350C у дизелей и Т bC 700–800C у бензиновых двигателей. Скорость изменения температуры у дизелей равна 2,29·104–3,20·104 град/с, у бензиновых двигателей – 9,70·104–22,0·104 град/с соответственно.

В дизелях, по сравнению с бензиновыми двигателями, температура в кон це такта расширения ниже на 400–500C вследствие большей степени сжатия.

Снижение температуры в конце расширения у дизелей отмечено при умень шении количества впрыскиваемого топлива, то есть при уменьшении нагруз ки. Принимая такт расширения совместно с процессом сгорания, следует от метить, что тепловая нагрузка на стенки цилиндров и охлаждающую жидкость наибольшая при такте расширения.

Такт выпуска. Температура отработавших газов зависит от скоростного режима и от нагрузки двигателя и с увеличением указанных факторов повыша ется. Температура газов в конце процесса выпуска у дизелей составляет 600– 900 К, у бензиновых двигателей – 900–1000 К. Продолжительность такта вы пуска у дизелей по углу поворота коленчатого вала составляет 253, по времени при частоте вращения коленчатого вала 1500–2400 об/мин равна 2,81·10–2– 1,76·10–2 с, у бензиновых двигателей по углу поворота коленчатого вала состав ляет 265, что по времени равно 1,84·10–2–7,89·10–3 с. Перепад температуры между тактом расширения и выпуска равен Т r b 300–350С, у бензиновых двигателей – 400–600С. При такте выпуска температура в цилиндре уменьша ется, скорость изменения температуры у дизелей (см. рисунок 8) равна 1,1·104– 1,8·104 град/с, у бензиновых двигателей (см. рисунок 9) – 2,6·104–7,8·104 град/с.

Тепловая энергия отработавших газов достаточно значительна, часть ее расходуется на нагрев деталей двигателя при выпуске, оставшаяся часть рас сеивается в окружающей среде. Поэтому ее утилизация, например с целью по догрева впускного коллектора, использования кинетической энергии газов для наддува и других целей, позволяет повысить эффективность двигателя и обес печить экономию топлива.

Температура рабочего процесса в цилиндрах двигателя характеризует внутренний и внешний теплообмен. Характерно, что процессы теплообмена совершаются в очень короткий период времени, который определяется часто той вращения коленчатого вала двигателя.

Средние значения температур в конце совершаемых тактов отличаются незначительно, перепад между ними составляет 300–500C. Номограмма тем ператур рабочего процесса по тактам приведена на рисунке 10.

Однако в начальный пе Т, °C риод совершения такта рас ширения в промежутке по уг лу поворота коленчатого вала 20–30 температура достига ет: у дизелей 1800–2200С, у бензиновых двигателей 2500– 2800С. Среднее статистиче ское значение температуры рабочего процесса с учетом 825 температуры сгорания горю чей смеси составляет: у дизе лей 1100С, у бензиновых двигателей 1250С. Характер изменения температуры в ци линдре по углу поворота ко Впуск Сжатие Расширение Выпуск Рисунок 10 – Номограмма температуры в ци- ленчатого вала приведен на линдре при рабочем процессе в дизеле рисунке 11.

Т, К Сжатие Расширение Впуск Выпуск НМТ ВМТ НМТ ВМТ 60 120 240 300 420 480 600 1 оборот коленчатого вала 2 оборот коленчатого вала Рисунок 11 – Температура в конце тактов рабочего процесса двигателя В таблице 6 приведены расчетные температурные параметры рабочего процесса дизеля, исходные расчетные данные приняты по среднестатистиче ским значениям, приведенным в таблицах 3–5.

Таблица 6 – Параметры рабочего процесса Такты Параметры сгорание впуск сжатие выпуск расширение Частота вращения коленчатого вала, мин–1 Продолжительность такта по углу поворота 265 116 коленчатого вала, град. 5·10- Время совершения цикла рабочего процесса, с 1,74·10– 1,84·10–2 1,76·10– - Время совершения такта, с 8,06·10 – 8,47· Температура в конце такта, К 370 675 Температурный напор, С –580 – 11,3· 3,2·104 3,8·104 3,1· Скорость изменения температуры, град./с 9,7· Заключение Цикличность изменения температуры в цилиндре за очень малый проме жуток времени показывает наибольшее значение теплового потока от рабочего тела на такте расширения при сгорании горючей смеси. В многоцилиндровых двигателях такты расширения соответствуют порядку работы цилиндров, промежутки между тактами уменьшаются, что приводит к увеличению коли чества теплоты, поступающей в массу двигателя и охлаждающую жидкость.

Значения перепадов температуры свидетельствуют об интенсивности тепло вых потоков. Высокая тепловая напряженность двигателя при работе требует эффективного принудительного отвода теплоты от двигателя.

Приведенные исследования позволяют отметить, что температура рабоче го тела в цилиндре является определяющей процессов теплообмена, происхо дящих в двигателе. Теплота, поступающая в массу двигателя и охлаждающую жидкость, функционально зависит и от продолжительности совершения такта, его периодичности. Увеличение числа цилиндров сокращает периодичность между циклами поступления теплоты, что способствует увеличению количе ства теплоты, поступающей в систему охлаждения. Значения температуры ра бочего тела по тактам свидетельствуют о неравномерности температуры дета лей двигателя и их нагрева. В поток охлаждающей жидкости теплота также поступает периодично, однако смешивание слоев жидкости вследствие цирку ляции выравнивает общую температуру жидкости.

Определение характера изменения температуры газов в цилиндре по углу поворота коленчатого вала, представленный анализ цикличности изменения температуры газов по тактам, а также выявление взаимосвязей, касающихся выделения теплоты в охлаждающую жидкость при различных конструктивных исполнениях двигателя, позволяют конструкторам создавать такие системы охлаждения, при которых становится невозможным наступление неустано вившегося температурного режима (перегрева) двигателя.

17.06. Литература 1. Якубович, А.И. Экономия топлива на тракторах: монография / А.И. Якубович, Г.М. Куха ренок, В.Е. Тарасенко. – Минск: Белорусский национальный технический университет, 2009. – 229 с.

2. Железко, Б.Е. Термодинамика, теплопередача и двигатели внутреннего сгорания: учеб. по собие для спец. 1616 «Орг. дор. движения». 1617 «Эксплуатация автомоб. трансп.» вузов / Б.Е. Железко, В.М. Адамов, Р.И. Есьман;

под ред. Б.Е. Железко. – Минск: Высшая школа, 1985. – 271 с.

3. Двигатели внутреннего сгорания: теория рабочих процессов: учеб. для вузов: в 3 кн. / В.Н. Луканин [и др.];

под ред. В.Н. Луканина и М.Г. Шатрова. – 3-е изд., перераб. и испр. – М.: Высшая школа, 2007. – Кн. 1. – 479 с.

4. Двигатели внутреннего сгорания: учеб. для вузов по спец. «Строительные и дорожные ма шины и оборудование» / А.С. Хачиян [и др.];

под ред. В.Н. Луканина. – 2-е изд., доп. и пере раб. – М.: Высшая школа, 1985. – 311 с.

5. Орлин, А.С. Двигатели внутреннего сгорания. Рабочие процессы в двигателях и их агрега тах / А.С. Орлин, Д.Н. Вырубов, Г.Г. Калиш. – М.: Машгиз, 1957. – Т. 1. – 396 с.

6. Автомобильные и тракторные двигатели: учеб. для втузов / И.М. Ленин [и др.];

под ред.

И.М. Ленина. – 2-е изд., доп. и перераб. – М.: Высшая школа, 1976. – 368 с.

7. Вырубов, Д.Н. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей: учеб. для вузов по спец. «Двиг. внутрен. сгорания» / Д.Н. Вырубов [и др.];

под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1983. – 372 с.

8. Теплообмен в двигателях и теплонапряженность их деталей / Н.Х. Дьяченко [и др.];

под ред. С.Н. Дашкова. – Л.: Машиностроение, 1969. – 248 с.

УДК (631.374:621.867):62–189.2 НАУЧНЫЕ ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПОТОЧНЫХ Л.Я. Степук ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ЛИНИЙ (РУП «НПЦ НАН Беларуси ПРИГОТОВЛЕНИЯ по механизации сельского хозяйства», ПОЛИДИСПЕРСНЫХ г. Минск, Республика Беларусь) СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ МАТЕРИАЛОВ Введение По существу, процесс приготовления различных полидисперсных матери алов является процессом точного дозирования компонентов и их равномерно го смешивания. От дозирования зависит, насколько правильно в количествен ном отношении введены в состав кормовой смеси предусмотренные рецептом компоненты. Кроме того, от процесса дозирования зависит качество смешива ния компонентов, а следовательно, питательная ценность готового продукта и расход его на производство единицы животноводческой продукции.

Таким образом, точное дозирование компонентов полидисперсного мате риала является необходимым условием получения качественного конечного продукта, но недостаточным. От того, насколько равномерно будут поступать дозированные компоненты в смеситель непрерывного действия, будет зави сеть качество конечного материала.

Достаточно сказать, что при производительности цеха, например, 15 т/ч перерыв подачи компонента продолжительностью в 1 с приведет к получению более 4 кг некачественного готового продукта [1]. В поточных технологиче ских линиях приготовления полидисперсных материалов, в том числе и кор мовых, применяют смесители непрерывного действия, которые обеспечивают хорошее качество смешивания потока компонентов в поперечном его сечении.

Это объясняется главным образом весьма ограниченным временем воздей ствия смешивающих рабочих органов на материал. Это время измеряется (ис числяется) секундами.

Качественное смеши вание компонентов в смеси телях непрерывного дей ствия будет осуществляться при условии организации подачи компонентов в них неразрывным и равномер ным потоком, в виде так Рисунок 12 – Схема многокомпонентного называемого слоеного пи дозирования рога (рисунок 12). А чтобы это условие обеспечить, необходимо знать особенности работы применяемых дозирующих устройств, питателей, транспортеров, и с учетом особенностей должны быть взаимоувязаны параметры этих совместно работающих устройств, обосновано их взаимное расположение друг относительно друга как по вертикали, так и по горизонтали (в плане).

Расположение оборудования по вертикали обосновано обеспечением по дачи дозируемых компонентов на питатель или сборный транспортер непре рывным равномерным потоком (в виде прямой ленты).

Расположение оборудования по горизонтали должно быть обосновано с учетом требования минимизировать пути транспортирования суммы компо нентов, а следовательно, затрачиваемую на их перемещение энергию. Кроме того, на расположение оборудования по горизонтали, то есть на очередность подачи компонентов относительно участка смешивания, в значительной сте пени влияют их физико-механические свойства, в частности липкость, влаж ность, сыпучесть, пылимость. Правильное расположение оборудования с уче том свойств компонентов позволит свести до минимума вредное влияние на качество конечного продукта процесса самосортирования и исключить потери.

Причем в отдельных случаях это требование может быть более важным по сравнению с требованием минимизации затрат энергии на транспортирование компонентов.

Прежде чем перейти к рассмотрению вопросов о взаимоувязке парамет ров дозаторов, питателей и сборных транспортеров, необходимо дать опреде ления этим устройствам и процессам.

Дозирование – это процесс отмеривания заданного количества материала с требуемой точностью.

Дозатором непрерывного действия будем называть устройство для осу ществления процесса непрерывно-поточного дозирования и равномерной по дачи заданного объема материала к перерабатывающим или транспортирую щим машинам.

Под транспортером (конвейером) понимают транспортирующие машины непрерывного действия, предназначенные для перемещения грузов по задан ной траектории на относительно небольшие расстояния. Основными показате лями, характеризующими работу транспортеров, являются производитель ность и потребляемая мощность.

Питатель – это устройство для равномерной подачи сыпучих или других грузов из дозаторов, бункеров, разгрузочных люков в ходе технологического процесса. Кроме того, питатели должны отвечать требованию перемещать ма териал равномерным потоком и не вызывать его самосортирования.

Место дозирующей установки в технологической линии В сельскохозяйственном производстве в настоящее время функционируют технологические линии дозирования с расположением дозирующей установки по двум схемам: в стороне от линии сбора и смешивания исходных компонен тов, то есть за пределами помещения цеха;

над сборным конвейером.

По первой схеме дозирующая установка соединяется с линией сбора и смешивания исходных компонентов с помощью транспортера. Такое располо жение бункера-дозатора усложняет эксплуатацию всего оборудования цеха.

При изменении производительности дозирования в транспортирующих устройствах остается значительное количество материала. Для его выработки необходимо линию дозирования отключать с определенным запаздыванием, а включать с упреждением. Использование бункера-дозатора как хранилища большого количества корма приводит к слеживаемости последнего, поэтому бункер следует оборудовать относительно металло- и энергоемким сводооб рушителем.



Pages:   || 2 | 3 | 4 | 5 |   ...   | 9 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.