ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ

---

1. Индикаторные показатели. Влияние различных факторов на индикаторные показатели двигателя с искровым зажиганием и дизеля.

2. Механические потери в двигателе

3. Эффективные показатели двигателя.

4. Тепловой баланс двигателя.

1. Индикаторные показатели. Влияние различных факторов на индикаторные показатели двигателя с искровым зажиганием и дизеля.

Индикаторные показатели двигателя характеризуют работу, которая совершается газами в цилиндре двигателя. Они зависят от полноты и своевременности сгорания, а также от тепловых по­терь в систему охлаждения и с отработавшими газами.

Влияние различных факторов на индикаторные показатели дви­гателя с искровым зажиганием.

Степень сжатия двигателей с ис­кровым зажиганием составляет от 7 до 11. Увеличение степени сжатия существенно повышает индикаторные показатели η_i и p_i улучшает условия воспламенения, что позволяет на частичных на­грузках обеднять смесь. С ростом ε уменьшается поверхность каме­ры сгорания, но возрастает температура в цилиндре, поэтому теплообмен между рабочим телом и стенками камеры сгорания мо­жет проходить более интенсивно. При увеличении е растут меха­нические и тепловые нагрузки налетали двигателя, выбросы N0_х и СН, повышаются требования к октановому числу топлива.

Размеры цилиндра влияют на процессы теплообмена. С увели­чением диаметра цилиндра для обеспечения работы без детона­ции следует использовать топливо с более высоким октановым числом. Увеличение D при неизменной е из-за снижения теплоотвода в стенки повышает η_i.

Состав смеси существенно влияет на процесс сгорания и на индикаторные показатели (рис. 6.1, а). Максимальные значения η_i и p_i зависят от протекания процесса сгорания, конструкции двигателя, а также от частоты вращения и положения дроссельной заслонки.

Pис. 6.1. Зависимости индикаторного КПД от коэффициента избытка воздуха для двигателя с искровым зажиганием (a) и дизеля (б)

Максимум η_i достигается при обедненных смесях (α = 1,05…1,1), что обусловлено улучшением полноты сгорания и ростом доли в продуктах сгорания двухатомных газов. При этом получается оп­тимальное сочетание полноты и скорости сгорания с теплоотводом в стенки. Дальнейшее обеднение смеси приводит к существен­ному снижению скорости ее сгорания и к возникновению про­пусков воспламенения. По этой причине сгорание будет заканчи­ваться позже, а отвод теплоты в стенки увеличится.

Максимальное значение p_i достигается при несколько обога­щенных смесях, при которых сгорание происходит с максималь­ной скоростью.

При полностью открытой дроссельной заслонке η_i достигает максимума при α= 1,1 … 1.3, а p_i — при α = 0,85… 0,95.

Угол опережения зажигания определяет положение процесса сгорания топлива относительно ВМТ. Каждому режиму работы двигателя (сочетанию степени открытия дроссельной заслонки, коэффициента избытка воздуха α и частоты вращения n) соответ­ствует свое оптимальное значение угла φ_{о.з. опт}, при котором одно­временно достигают максимума η_i и p_i.

При φ_о.з.>φ_{о.з. опт} (раннее зажигание) интенсивно увеличива­ются максимальная температура Т_z и давление цикла р_z. Это вызы­вает повышенные тепловые потери в систему охлаждения, а так­же утечки газов через поршневые кольца.

При φ_о.з.<φ_{о.з. опт} (позднее зажигание) сгорание переносится на линию расширения и выделившаяся теплота превращается в работу в течение меньшей части хода поршня, а тепловые по­тери с отработавшими газами и в систему охлаждения возрас­тают.

Частота вращения (при ее увеличении) интенсифицирует в цилиндре движение рабочего заряда и сгорание. При этом время, отводимое на цикл, уменьшается, а продолжительность сгорания в градусах ПКВ несколько увеличивается. Для оптимизации про­цесса приходится увеличивать φ_о.з., что выполняет центробежный регулятор опережения зажигания или микропроцессорная систе­ма управления. При увеличении n кроме того сокращаются утечки газов через кольца и теплоотвод в систему охлаждения. Поэтому η_i и p_i несколько возрастают (рис. 6.2, а).

Рис. 6.2. Зависимости индикаторных показателей от частоты вращения коленчатого вала (а) и нагрузки (б): 1 — двигатель с искровым зажиганием; 2 — дизель

Нагрузка двигателя при прикрытии дроссельной заслонки и постоянной частоте вращения снижается.. Условия воспламенения и сгорания в двигателе ухудшаются из-за повышения доли оста­точных газов в рабочей смеси и снижения давления в цилиндре.

Кроме того возрастают относительные тепловые потери в систему охлаждения и с отработавшими газами. Для компенсации умень­шения скорости сгорания увеличивают угол опережения зажигания. Эту операцию выполняет вакуум-регулятор или микропро­цессорная система управления.

В зависимости от нагрузки система питания двигателя форми­рует состав смеси. На средних нагрузках η_i достигает наибольшего значения при α_эк = 1,1… 1,3. Максимум p_i получают при полностью открытой дроссельной заслонке при α_м = 0,8…0,95. По мере при­крытия заслонки количество свежей смеси уменьшается (количе­ственное регулирование нагрузки) и p_i, снижается.

Скорость движения заряда должна иметь на каждом режиме работы двигателя определенное оптимальное значение. Для этого используются профилированные (тангенциальные или вихревые) впускные каналы, а также специальные заслонки, изменяющие направление потока. Если скорость заряда превышает оптималь­ную, то из-за увеличения теплоотдачи в стенки η_i уменьшается.

Влияние различных факторов на индикаторные показатели дизеля.

Топливо в зависимости от испаряемости и воспламеняемости оказывает влияние на процессы впрыскивания и распыливания и, следовательно, на индикаторные показатели дизеля. При увеличении в топливе доли легких фракций (цетановое число при этом уменьшается) индикаторные показатели в зависимости от способа смесеобразования могут или ухудшаться, или улучшаться. При этом повышается надежность пуска, а на рабочих режимах увеличивается период задержки воспламенения и скорость тепло­выделения во второй фазе быстрого сгорания, что вызывает рост скорости нарастания давления и максимального давления сгора­ния, особенно при объемном смесеобразовании.

При подаче в цилиндры мелкодисперсного топлива с низким цетановым числом его смесь за длительный период задержки вос­пламенения может стать однородной и даже не воспламенится.

Состав смеси позволяет регулировать нагрузку дизеля. Макси­мальная нагрузка для дизеля достигается при несколько обеднен­ной, а максимальная экономичность — при сильно обедненной смеси (рис. 6.1, б).

Это обусловлено принципами организации в дизеле смесеобразования и сгорания неоднородной смеси.

Однако, дизель никогда не регулируется на получение макси­мума p_i из-за необходимости снижения дымности его отработав­ших газов и тепловой напряженности деталей.

При увеличении α до происходит рост η_i из-за уменьше­ния потерь неполноты и несвоевременности сгорания и увеличе­ние термодинамического КПД из-за увеличения доли двухатом­ных газов в заряде. При α > ухудшается распыливание топлива и повышается относительное количество теплоты, теряемой в ох­лаждающую среду.

Уменьшение потерь теплоты в систему охлаждения позволяет повысить η_i. Это достигается соответствующей организацией ох­лаждения, разработкой специальных конструкций деталей и при­менением для их изготовления материалов с низкой теплопро­водностью, использованием теплозащитных покрытий на стен­ках, формирующих камеру сгорания.

Степень сжатия выбирается из условия надежного пуска хо­лодного дизеля. При ее дальнейшем повышении прирост η_i неве­лик, но при этом повышаются утечки заряда через кольца в кар­тер, потери теплоты в охлаждающую среду, доля воздуха в «мер­твых» зонах камеры сгорания. Также существенно возрастают ме­ханические нагрузки налетали и требуются большие затраты мощ­ности на прокручивание дизеля при пуске.

Тип камеры сгорания определяет характер протекания процес­са смесеобразования. Разделенные камеры сгорания в сравнении с неразделенными имеют большую поверхность стенок, что обус­ловливает повышенные тепловые потери. К тому же перетекание заряда через горловину увеличивает газодинамические потери. Все это обусловливает снижение η_i.

Однако разделенные камеры сгорания позволяют форсировать дизель по частоте вращения, так как требования к качеству смесе­образования для них ниже. Такой дизель может работать бездымно и с меньшей токсичностью отработавших газов при относительно малых значениях α.

Характеристики впрыскивания и распыливания для получения высокого η_i должны обеспечивать завершение тепловыделения че­рез 35…40° после ВМТ. Они не должны иметь в конце впрыскива­ния медленного снижения его скорости или подвпрыскивания, так как это приводит к снижению η_i, сильному дымлению и закоксовыванию распыливающих отверстий.

При малой скорости нарастания давления в начале впрыскива­ния обеспечивается «мягкая» работа дизеля.

При увеличении угла опережения впрыскивания φ_о.вп. растут мак­симальное давление сгорания, скорость нарастания давления, по­тери теплоты в охлаждающую среду, температура головки и ци­линдра, а температура отработавших газов снижается.

Скорость движения заряда, создаваемая при впуске, обусловлена типом смесеобразования, количеством распыливающих отверстий в форсунке и диаметром камеры сгорания. Увеличение этих отверстий и уменьшение диаметра камеры сгорания приводит к уменьшению необходимой скорости движения заряда и, следовательно, к росту коэффициента наполнения η_V. Увеличение скорости движения заря­да вызывает повышение p_i и η_i. Однако в случае большего количества сопловых отверстий при определенной скорости дальнейшее ее по­вышение приводит к перезавихрению. Это вызывает увеличение не­полноты сгорания топлива и повышение дымления.

Увеличение частоты вращения при неизменном α приводит к некоторому росту η_i благодаря уменьшению неполноты сгорания и снижению потерь теплоты в охлаждающую среду, которые обус­ловлены улучшением распыливания топлива при повышении интенсивности движения заряда.

Угол опережения впрыскивания при повышении частоты враще­ния должен увеличиваться для компенсации возрастания продол­жительности впрыскивания и периода задержки воспламенения, выраженных в градусах ПКВ. Изменение φ_о.вп. в дизелях осуществ­ляется автоматическим устройством.

Состав смеси при повышении частоты вращения определяется изменением скоростных характеристик топливоподачи, η_V , а для дизелей с наддувом — изменением плотности воздуха ρ_к. Для обес­печения требуемого характера изменения p_i , экономичной и без­дымной работы дизеля регулируют состав смеси.

Параметры окружающей среды влияют на массовое наполне­ние цилиндров дизеля воздухом. С увеличением температуры и снижением давления атмосферного воздуха оно уменьшается. Если подача топлива неизменна, снижается α и, следовательно, умень­шатся η_i и p_i .

Работа дизелей с газотурбинным наддувом мало зависит от ат­мосферных условий.

2. Механические потери в двигателе

Механические (внутренние) потери состоят из потерь всех ви­дов механического трения, потерь на привод вспомогательных меха­низмов (жидкостного, масляного, топливного насосов, вентилятора, генератора и др.), на осуществление газообмена, вентиляци­онных потерь, возникающих при движении подвижных деталей двигателя при больших скоростях в воздушно-масляной среде, а также на привод компрессора. Газодинамические потери на перете­кание заряда между полостями разделенной камеры сгорания также относят к механическим потерям.

Потери на трение в общем объеме механических потерь дости­гают 80 %. Потери на трение между поршневой группой и цилин­дром составляют 45…55 %, а в подшипниках — до 20% от всех механических потерь.

Факторы, влияющие на уровень механических потерь: силы, нагружающие трущиеся подвижные сочленения двигателя; средние по времени значения сил инерции, действующих в под­вижных сопряжениях, определяют потери на трение; силы упругости поршневых колец не зависят от режима работы двигателя; они особенно велики при сгорании в области ВМТ, когда мала скорость движения кольца, что изменяет режим тре­ния и вызывает повышенный износ верхней части гильзы; тепловой режим двигателя влияет на вязкость смазочного мас­ла и, следовательно, на характер трения; частота вращения (при ее увеличении) вызывает рост сил инерции и относительных скоростей трущихся пар, повышает температуру и снижает вязкость масла, обусловливая увеличение потерь на зрение; нагрузка (при ее увеличении) приводит к росту газовых сил и повышению температуры двигателя, что вызывает снижение вяз­кости масла; однако потери на трение сравнительно мало зависят от нагрузки; эксплуатация двигателя — на начальной стадии жизненного цикла двигателя в процессе приработки деталей потери на трение постепенно снижаются, затем стабилизируются, а на завершаю­щей стадии растут.

Потери на газообмен связаны с неодинаковыми величинами работ впуска и выпуска, сумма которых в основном отрицательна. Она может быть положительной при наддуве четырехтактного дви­гателя от компрессора, приводимого коленчатым валом, а также на отдельных режимах при газотурбинном наддуве. Потери на га­зообмен возрастают: при увеличении сопротивления впускной и выпускной систем и скорости движения газов; с ростом частоты вращения; при уменьшении нагрузки в двигателе с искровым зажиганием из-за прикрытия дроссельной заслонки (растет сопротивление системы впуска и снижается положительная работа при впуске).

В высокооборотных двигателях с газотурбинным наддувом по­тери на газообмен могут составлять более 25% от механических потерь. Это обусловлено ростом работы выталкивания при уста­новке на выпуске газовой турбины.

Вентиляционные потери в двигателе незначительны. Они зави­сят от частоты вращения и растут пропорционально n².

Потери на привод вспомогательных механизмов зависят от час­тоты вращения пропорционально n² и обычно составляют 5… 10 % от механических потерь.

Практически на все рассмотренные составляющие механичес­ких потерь существенно влияет повышение частоты вращения п. Увеличение числа цилиндров или рабочего объема при сохране­нии отношения S/D ведет к снижению механических потерь.

3. Эффективные показатели двигателя

Эффективные показатели характеризуют работу двигателя, пе­редаваемую потребителю. К числу эффективных показателей от­носят эффективную мощность, эффективный крутящий момент, удельный эффективный расход топлива, эффективный КПД и среднее эффективное давление. Последнее определяется соотно­шением р_е = р_i· η_м.

Эффективные показатели двигателя формируются при совмест­ном воздействии на них индикаторных и механических показателей.

Рассмотрим влияние различных факторов на эффективные по­казатели двигателя.

Среднее давление механических потерь p_м уменьшается при вы­полнении следующих требований:

1) выбор оптимальных температурных параметров системы охлаждения и их поддержание в эксплуатации на всех режимах работы двигателя;

2) формирование рациональной конструкции двигателя и его агрегатов, включающее: использование минимального количества поршневых колец; обеспечение при проектировании и производстве требуемых жесткости и формы, а также качества поверхностей деталей тру­щихся пар; обеспечение надежного жидкостного трения трущихся пар за счет согласования соответствующих параметров системы смазы­вания, трущихся пар и смазочного масла; оптимизация производительности в зависимости от режима работы двигателя, его вспомогательных механизмов и агрегатов (жидкостного и масляного насосов, вентилятора и т.п.); выбор конструкции, размеров впускной и выпускной систем для минимизации потерь на газообмен, а также обеспечение в эксплуатации неизменного их сопротивления;

3) выбор современных материалов и технологий изготовления деталей для улучшения смазывания трущихся пар в целях повы­шения долговечности и снижения потерь на трение;

4) подбор качественного смазочного материала, который при минимально возможной вязкости, жидкостном трении и прием­лемом угаре обеспечивает надежную работу двигателя в течение длительного срока службы;

5) оптимизация типа, размеров, частоты вращения и характе­ристик компрессора под заданные расход газа и степень повышения давления во всем диапазоне режимов работы двигателя путем регулирования, например, на малых нагрузках — перепуская часть воздуха или изменяя частоту вращения компрессора;

6) переход в дизелях от разделенных к неразделенным (однополостным) камерам сгорания для исключения газодинамичес­ких потерь на перетекание заряда.

Механический КПД представляет собой соотношение η_м = p_e/p_i=(p_i-p_м) /p_i = 1 – (p_м/p_i).

При снижении нагрузки уменьшается η_м , так как при этом p_i падает, а p_м изменяется мало.

Более интенсивно η_м снижается в двигателях с искровым зажиганием, что обусловлено увеличением потерь на газообмен при прикрытии дроссельной заслонки. На холостом ходу р_е = 0, т.е. p_i = p_м и, следовательно, η_м = 0.

С повышением частоты вращения з_м уменьшается из-за более интенсивного роста p_м при небольшом изменении p_i .

Рис. 6.3. Зависимости индикаторных, эффективных и механических показателей двигателя от частоты вращения коленчатого вала.

На рис. 6.3 представлено изменение основных индикаторных и эффективных показателей двигателей в зависимости от частоты вращения. Значения индикаторных и эффективных показателей автотракторных четырехтактных двигателей для номинального режима приведены в табл. 6.1.

Литровая мощность современных двигателей легковых автомобилей для двигателей с искровым за­жиганием приближается к 65 кВт/л, а для дизелей с наддувом — к 40 кВт/л.

Т а б л и ц а 6.1

Значения индикаторных и эффективных показателей

Показатель	ДВС с искровым зажиганием	Дизели без наддува	Дизели с наддувом
pi, МПа	0,9… 1,2	0,75… 1,05	До 2,5
ηi	0,3…0,4	0,42…0,5	0.42…0,5
gi, г/(кВт· ч)	273…205	202.:. 170	202… 170
ре, МПа	0,75…0,85	0,65…0,8	до 2,0
ηм	0,75…0,85	0,7…0,8	0,78…0,88
ηe	0,25…0,35	0,36…0,42	0,38…0,45
ge, г/(кВт· ч)	327…234	235…202	223… 188
NЛ, кВт/л	20…50	12…20	16…28

4. Тепловой баланс двигателя

Распределение теплоты, вводимой в двигатель с топливом, на по­лезно используемую и уходящую на различные потери, называется внешним тепловым балансом. Внешний тепловой баланс определяет­ся опытным путем и выражается в абсолютных или относительных величинах его составляющих.

В абсолютных величинах уравнение теплового баланса имеет следу­ющий вид

где: Q – общее количество теплоты, введенное в двигатель с топли­вом за определенный отрезок времени; Q_е – количество теплоты, перешедшее в эффективную работу; Q_охл – количество теплоты, передаваемое охлаждающей жидкости; Q_м – количество теплоты, передаваемое в смазочный материал; Q_газ – потери теплоты в отра­ботавших газах; Q_нс – потери теплоты вследствие неполноты сгора­ния топлива; Q_ост – остаточные потери теплоты, не учтенные оста­льными составляющими теплового баланса.

Общее количество теплоты Q определяется по низшей тепло­творной способности топлива Н_и и его часовому расходу G_т: .

Количество полезно используемой теплоты, эквивалентное эффективной работе двигателя за 1 ч, определяется по формуле .

Потери теплоты в охлаждающей жидкости определяются формуле

Где: с_охл – теплоемкость охлаждающей жидкости; G_охл – расход охлаждающей жидкости; t_вых и t_вх – температуры охлаждающей кости на выходе и входе системы охлаждения соответственно.

Потери теплоты в смазочном материале определяются при наличии на двигателе масляного радиатора, в противном случае Q_м включают в остаточные потери теплоты. Потери в смазочном материале определяются аналогично Q_охл.

Потери теплоты в отработавших газах определяются по формуле, предположив, что количество газов G_газ равно сумме количеств поступившего воздуха G_в и топлива G_T: ,

где: с_р – средняя теплоемкость отработавших газов при постоянном давлении; t_г – температура отработавших газов; t₀ – температура окружающей среды.

Потери вследствие неполноты сгорания топлива определяя только для карбюраторного двигателя при коэффициенте избытка воздуха а < 1 :

Q_нс= 120(1-α)l₀G_т.

Остаточные потери теплоты определяют следующим образом:

.

На величину Q_ост влияют погрешности при определении соcтавляющих теплового баланса. Кроме того, к остаточным потерям теплоты относят: теплоту, передаваемую наружной поверхностью двигателя; теплоту, соответствующую кинетической энергии отработавших газов; теплоту лучеиспускания; теплоту, эквивалентную работе трения.

Теплоту Q_охл и Q_м используют при расчете систем оxлаждения смазочного материала и наддува.

По величине Q_нс можно судить о степени неполноты сгорания и определить пути повышения теплоиспользования.

Количество теплоты по составляющим теплового баланса под­считывают в кДж за единицу времени. Однако наиболее распро­странено составление теплового баланса в относительных величи­нах, где каждая составляющая выражена в процентах к введенному количеству теплоты с топливом. В этом случае уравнение теплового баланса имеет вид: ,

где: q_е=(Q_е /Q) • 100; q_ОХЛ = (Q_охл/Q) ·100; q_м = (Q_м/Q) ·100 и т. д.

В табл. 6.2 приведены средние значения составляющих теплово­го баланса. Данные таблицы свидетельствуют, что основные тепло­вые потери – это потери в охлаждающей жидкости и в отработав­ших газах.

Таблица 6.2. Процентное соотношение составляющих теплового баланса, %

Двигатель	qе	qохл	qгаз	qнс	qост
Карбюраторный	20-48	13-27	35-50	0-45	3-8
Дизель: Без наддува С наддувом	30-43 35-45	17-35 12-25	25-45 25-40	0-5 0-5	2-5 2-5

Одним из способов использования тепловых потерь является применение турбонаддува, где нагнетатель приводится в действие за счет энергии отработавших газов.

Влияние различных факторов на тепловой баланс двигателя

На распределение теплоты в двигателе оказывают влияние такие факторы как частота вращения коленчатого вала, нагрузка, состав смеси, угол опережения зажигания.

Частота вращения коленчатого вала. С ростом частоты враще­ния коленчатого вала абсолютные величины всех составляющих теплового баланса увеличиваются, так как в двигатель за единицу времени поступает большее количество теплоты. Изменение отно­сительных величин теплового баланса в зависимости от частоты вращения коленчатого вала (рис. 6.4).

Рис. 6.4. Влияние частоты вращения коленчатого вала на составляющие теплового баланса: а – изменение абсолютных значений; б – изменение относительных величин

С увеличением частоты вращения коленчатого вала величин q_охл уменьшается, так как время на теплоотдачу в систему охлаждения сокращается.

Значения q_е достигают максимума при частоте вращения коленчатого вала, соответствующей минимальному удельному расходу топлива.

Величина q_г увеличивается с ростом частоты вращения коленчатого вала, так как при этом растет температура отработавших газ и недогорание топлива.

Потери на неполноту сгорания q_нс остаются почти постоянными, что объясняется примерно одинаковым составом смеси по всему диапазону частоты вращения коленчатого вала.

Нагрузка. С увеличением нагрузки значение q_е увеличивается максимума, когда произведение η_і·η_м принимает наибольшее значение. Дальнейшее уменьшение q_е связано с обогащением смеси полных нагрузках, при этом возрастает доля q_нс (рис. 6.5).

Наибольшие потери теплоты в охлаждающую среду наблюдаются на холостом ходу, так как на этом режиме вся выделенная теплота идет на совершение работы по преодолению сил трения в двигателе и нагрев окружающей среды. С увеличением нагрузки возрастает и q_г в связи с ростом температуры и теплосодержания отработавших газов.

Потеря теплоты вследствие неполноты сгорания топлива имеет место при малых нагрузках, когда включается система холостого хода карбюратора, а также на пол­ых и близких к ним нагрузках, когда происходит обогащение смеси экономайзером.

а) б)

Рис. 6.5. Влияние нагрузки на составляющие теплового баланса: а — изменение абсолютных значений; б — изменение относительных величин

Рис. 6.6. Влияние угла опережения зажигания на составляющие теплового баланса двигателя

Угол опережения зажигания. Наибольшие значения q_е соответстуют оптимальному значению угла пережения зажигания (рис. 6.6). Потери теплоты в систему охлаждения возрастают как при раннем, так и при позднем зажигании, так как сгорание в этих случаях происходит в невыгодных условиях. При позднем зажигании возрастают потери теплоты с отработавшими газами, так как догорание происходит уже в стадии процесса расширения. На потери, связанные с неполнотой сгорания, угол опережения зажигания влияния не оказывает, так как коэффициент избытка воздуха остается при этом неизменным.

Состав горючей смеси. При экономичном составе смеси, когда α равно 1,05-1,1, значения q_е становятся максимальными (рис. 6.7). Потери q_охл возрастают при отклонениях в обе стороны от значений α. Равных 0,8-0,9, что объясняется увеличением времени сгорания в обоих случаях. Потери q_г увеличиваются с изменением коэффициента избытка воздуха аналогично q_охл из-за увеличения температуры газов при замедлении скорости сгорания.

Кроме того, при α >1 растают значения q_г из-за роста тепловых потерь с излишним воздухом, участвующим в сгорании.

Рис. 6.7. Влияние состава смеси на составляющие теплового баланса:

а – изменение абсолютных значений; б – изменение относительных величин

Контрольные вопросы.

1. Что характеризуют индикаторные, механические и эффективные показатели двигателя?

2. Как изменяются индикаторные и механические показатели по нагрузочной характеристике дизеля?

3. Как изменяются индикаторные и механические показатели по нагрузочной характеристике двигателя с искровым зажиганием?

4. Как изменяются индикаторные и механические показатели по скоростной характеристике двигателя?

5. Как и почему изменяться индикаторные и механические показатели двигателя в процессе его эксплуатации?