ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ § 1.1. Идеальный цикл дизеля 3 страница

Влажность атмосферного воздуха. Атмосферный воздух всегда содержит некоторое количество водяного пара. Относи­тельной влажностью (<р,%) называют отношение парциального

давления водяного пара в атмосферном воздухе р_п при пара­метрах р_ш и t_at к парциальному давлению насыщенного пара

Рнас ^ПР^{И этих же} параметрах - <р = (р_п /р_нас)100%. Другой

характеристикой влажного атмосферного воздуха является его влагосодержание (d), представляющее собой отношение

а ^СУХ

где G_n и G_cyx - соответственно массы водяного пара и сухого

воздуха во влажном.

Влагосодержание воздуха зависит от атмосферного давле­ния, температуры и относительной влажности и определяется по специальным таблицам. Графически эта зависимость представ­лена в левой части рис. 1.11 (при р_ш - 760 мм рт.ст.).

В зависимости от района плавания судна атмосферные по­казатели влажности воздуха изменяются в широких пределах. Влагосодержание воздуха в умеренных широтах редко превы­шает 0,01, тогда как в тропиках при относительной влажности

Рис. 1.11. К определению минимальной температуры надувочного воздуха в зависимости от атмосферных параметров и давления наддува, для предотвращения конденсации водяного пара в воздухоохладителе.

80-100% оно достигает 0,03-0,04 (т. е. до 40 г водяного пара на 1 кг сухого воздуха). Наличие влаги уменьшает заряд сухого воздуха, необходимый для сгорания топлива, поэтому является отрицательным фактором для процесса наполнения.

При охлаждении воздуха в воздухоохладителе в дизелях с умеренным наддувом (p_s /ро < 2) конденсации водяных паров не происходит, и вся влага поступает в цилиндры. В современ­ных высокофорсированных дизелях часть влаги конденсируется в воздухоохладителе и собирается в специальный сборник, рас­положенный в его нижней части (см. рис. 1.10). Сборник кон­денсата снабжен датчиком уровня 1, который подает управляю­щий сигнал на клапан удаления конденсата 2. Конструкция воз­духоохладителя исключает попадание конденсата с воздухом в цилиндры, так как это крайне нежелательно в связи с наруше­нием смазки цилиндров и коррозии элементов цилиндро­поршневой группы (ЦПГ).

Зависимость минимально допустимой температуры от па­раметров атмосферного воздуха и давления наддува представ­лена на рис. 1.11. Из рисунка видно, что с увеличением влагосо- держания атмосферного воздуха и давления наддува /_mi_n увели­чивается. Так например, при параметрах t_at = 32°С, (р - 60% и p_s / ро = 2,0 /щin = 36°С (см. пример, отмеченный на рисунке сплош­ными линиями). К определенной из графика температуре до­бавляем 10°С для исключения конденсации при увеличении вла- госодержания воздуха или случайном отклонении температуры охлаждающей воды. Таким образом, для рассмотренного приме­ра t_s в эксплуатации должна поддерживаться не ниже 45°С.

При более высоком наддуве для исключения конденсации пришлось бы поддерживать температуру в ресивере более 60°С (пример, отмеченный штриховыми линиями на рис. 1.11). Это привело бы к нежелательным последствиям: уменьшению све­жего заряда воздуха и повышению температур деталей ЦПГ, поэтому в форсированных дизелях уровень t_s не повышают сверх 50°С и предусматривают удаление конденсата.

На рисунке 1.12 приведены экспериментальные данные по расходу конденсата (G_KOh , кг/ч) из сборников для главного дви­гателя 6RTA-58 «Зульцер» (6ДКРН 58/170) в зависимости от давления воздуха в продувочном ресивере при работе на винт

Рис. 1.12. Конденсация влаги в воздухоохладителях дизеля 6RTA-58 «Зульцер» при работе в тропиках:

1 - режим малого хода судна;

2 - режим полного хода при мощности 100%.

регулируемого шага (п = const). Судно находилось в тропиках, атмосферные параметры: t_at = 29°С, <р = 90%; при этом d = 0,02. Температура воды на входе в воздухоохладитель /_н.у = 31°С, на выходе - t_W2 ⁼ 36°С; t_s = 48°С.

С учетом влагосодержания и расчетного расхода влажного воздуха через центробежный компрессор был рассчитан расход водяного пара G/jap, кг/ч.

При работе на малых нагрузках конденсации влаги вообще не происходит, она начинается при степени повышения давле­ния р₅/р₀> 1,6 (точка 1 на рис. 1.12). При 100% нагрузке дизеля (точка 2) расход конденсата составляет 720 кг/ч. В воздухоохла­дитель с влажным воздухом при этом поступает 970 кг/ч водя­ного пара.

Таким образом, экспериментальные данные показывают, что в воздухоохладителе не весь пар конденсируется из-за огра­ниченного времени нахождения влажного воздуха в воздухоох­ладителе. На малых нагрузках в тропиках в цилиндры поступает 100% атмосферной влаги, на режимах полного хода (75-100% нагрузка двигателя) - от 50 до 70%. При плавании судна в уме­ренных и северных районах конденсация влаги прекращается, вся влага поступает в цилиндры на всех эксплуатационных ре­жимах работы двигателя.

При отсутствии конденсации пара в воздухоохладителях свежий заряд воздуха уменьшается, так как часть объема цилин­дра занимает атмосферный пар. Обозначим через р¹ и rf_H- соот­
ветственно плотность воздуха и коэффициент наполнения при полном отсутствии атмосферной влаги в нем. При наполнении цилиндра влажным воздухом при тех же значениях параметров в ресивере и влагосодержании d плотность воздуха и коэффи­циент наполнения цилиндра воздухом будут меньше

1 1 4- d

^А-ЛТН6Ы- ^,1,7>

1 1 У г

(1-18)

14- у _г + d

С учетом формул (1.17 и 1.18) свежий заряд при наполне­нии цилиндра влажным воздухом

G_B=G\--------- (^{1 + с/}К^{1 +} ^)---------- _{(] ]9)}

^{в в} (1 + 1,6ld)(\ + y_r+d)

где G^X_B - свежий заряд воздуха при отсутствии влаги в воздухе,

поступающем в ресивер из воздухоохладителя.

Все перечисленные факторы действуют одновременно и при неблагоприятном их сочетании (как правило - при плавании в тропиках) могут привести к снижению свежего заряда воздуха до 20%. Это приводит к снижению мощности двигателя, его экономичности и надежности работы.

К эксплуатационным факторам, влияющим на процесс на­полнения, относится также техническое состояние выпускного и воздушного трактов двигателя, турбины и компрессора. Эти факторы рассматриваются в заключительной части курса.

§ 1.5. Процесс сжатия

Процесс сжатия происходит при перемещении поршня от начала закрытия выпускных органов (точка а) до ВМТ поршня (точка сУ В дизелях можно допустить, что в процессе сжатия не происходит изменения состава и массы рабочего тела. Объем и масса впрыскиваемого в конце хода сжатия топлива составляют незначительную величину, утечки рабочего тела через уплотни­тельные кольца в исправном судовом дизеле практически отсут­ствуют.

Задачей расчета сжатия является определение давления и температуры рабочего тела (смесь свежего заряда воздуха и ос­таточных газов) в конце сжатия р_с и Т_с.

Сжатие представляет собой сложный процесс, который сопровождается в начальной стадии подо­гревом рабочего тела от нагретых деталей цилинд­ра. По мере сжатия давле­ние и температура рабо­чего тела возрастают и в заключительной стадии направление теплового потока изменяется - тепло отводится от рабочего тела в стенки цилиндра.

Рис. 1.14. Схема изменения показателей процесса сжатия

Рис. 1.14 иллюстрирует качественную картину сжатия. Теоретическая кривая сжатия показана штриховой линией a-c_t. Так как в ходе сжатия температура возрастает, то показатель адиабаты сжатия kj несколько снижается (показано штриховой линией). Действительная кривая сжатия на рисунке показана сплошной линией а-с.

Сопоставление кривых сжатия показывает, что в начальной стадии сжатия в связи с подогревом рабочего тела действитель­ная кривая расположена выше теоретической. В некоторый мо­мент (точка 1 на рисунке) она пересекает теоретическую кри­вую. В этот момент температура рабочего тела и стенок цилин­дра равны и теплообмен отсутствует (квазиадиабатная точка), в дальнейшем линия сжатия проходит ниже теоретической из-за отвода тепла. В связи с отводом тепла давление и температура рабочего тела в конце сжатия в действительном цикле ниже, чем в теоретическом.

Для расчета параметров в конце сжатия используются уравнения политропного процесса

pVⁿ = const и TV^nA = const. (1.30)

Для точного описания действительного процесса сжатия показатель политропы п в уравнениях (1.30) должен быть пере­менным по ходу сжатия, как показано на рис. 1.14 (здесь

П = п[). По опытным данным для судовых дизелей диапазон

изменения п[- от 1,5 в начале сжатия, до 1,1 у ВМТ.

Расчет процесса сжатия с переменным показателем был бы чрезмерно сложным, поэтому в теории ДВС принято, что сжа­тие происходит по политропе с условным средним постоянным

показателем политропы п_х. Для минимизации погрешности в

определении параметров р_с и Т_с величину П_х выбирают таким

образом, чтобы при расчете с выбранным значением постоянно­го показателя получалась та же работа сжатия, что и при истин­ном переменном показателе.

Наиболее простой метод определения среднего показателя политропы сжатия ^состоит в следующем. При наличии экспе­риментальной индикаторной диаграммы по ней определяют давления в начале и конце сжатия - р_аэ и р_сэ. Запишем уравне­ния политропного процесса для начала и конца сжатия

РаУа^РсУс' Прологарифмировав и преобразовав это уравнение, получим расчетную формулу в виде

( \

In ^

_м \ Р оэ J / 1 О 1 \

П\ =—: • (1-31)

In G

Для двухтактных дизелей в уравнение (1.31) подставляется значение действительной степени сжатия. В расчетах при про­ектировании дизелей используют более сложную методику оп­ределения среднего показателя политропы сжатия.

По опытным данным в судовых малооборотных и средне­оборотных дизелях «/=1,34ч-1,37, в высокооборотных - п\ - 1,38 -г- 1,39. Значение среднего показателя политропы за­

висит от соотношения между количеством тепла, подведенно­го к рабочему телу в начале сжатия и отведенного в конце (см. рис. 1.14). В судовых дизелях с наддувом используется ин­тенсивное охлаждение поршней, поэтому у них теплоотвод пре­обладает, и П_х< к\_ср, где kfcptt 1.39 - среднее значение показа­теля адиабаты сжатия (с учетом его уменьшения с ростом тем­пературы, подробнее см. раздел 1.5). В высокооборотных дизе­лях с неохлаждаемыми поршнями вследствие преобладания по­догрева рабочего тела при сжатии значения rij могут превышать к]_ср, а в дизелях с воздушным охлаждением цилиндров даже достигать значения 1,42.

Давление и температура рабочего тела в конце сжатия мо­гут быть получены из уравнений политропных процессов, запи­санных в виде

PcK^nl = РаК^х; ТсК'~' = W'¹ • (1-32)

Решим уравнения политроп относительно р и Т

В формулах (1.33 и 1.34) для двухтактных двигателей запи­сывается действительная степень сжатия.

Из полученных формул следует, что параметры рабочего тела в конце сжатия пропорциональны их значениям в начале сжатия и зависят от степени сжатия. В современных высокофор­сированных дизелях р_с на полной нагрузке достигает 120-140 бар при степени сжатия 12-14. Это обусловлено тем, что давле­ния р_с, р_а и р₅ связаны между собой примерно пропорциональ­ной зависимостью. По этой же причине при уменьшении на­грузки дизеля р_с снижается, достигая значений 35-37 бар на ре­жиме малого хода (или холостого хода при работе с постоянной частотой вращения).

В отличие от давления, Т_с изменяется незначительно и для разных дизелей составляет 850-950 К ( при изменении нагрузки дизеля Т_с также существенно не изменяется). Постоянство Т_с объясняется тем, что температура в начале сжатия не изменяет­ся вследствие поддержания температуры надувочного воздуха в продувочном ресивере в узких пределах, так как Т_а связана примерно пропорциональна T_s.

При пуске холодного двигателя из-за усиленного теплоот­вода в стенки цилиндра nj снижается до 1,2-1,25, поэтому тем­пература в конце сжатия будет низкой. В связи с этим степень сжатия при проектировании дизелей выбирают достаточной для обеспечения устойчивого самовоспламенения топлива на пуско­вых режимах. Нижний ее предел для судовых дизелей составля­ет Ђ_min =11, что обеспечивает Т_с не менее 800° К и гарантирует их надежный пуск при температуре воздуха в машинном отде­лении +7°С (это требование к судовым дизелям выдвигается классификационными обществами, в частности Российским Морским Регистром Судоходства). В высокооборотных дизелях с полуразделенными и разделенными камерами сгорания, имею­щими относительно большую суммарную поверхность тепло­отвода для обеспечения пуска степень сжатия может со­ставлять 18-23.

Верхний предел для е обусловлен необходимостью ограни­чения максимального давления сгорания, которое связано с ве­личиной давления надува p_z = Л • р_с = Л- р_ае^п}.

В современных судовых дизелях с наддувом р₂ = 140-180 бар и более, поэтому для его ограничения степень сжатия со­ставляет 14-15. По мере совершенствования конструкции, будет обеспечиваться прочность и надежность двигателя при больших значениях p_z,, поэтому верхний предел е может изменяться в сто­рону увеличения.

Отмеченное касается дизелей с обычной организацией ра­бочего процесса, когда топливо подается в цилиндр до ВМТ поршня и действительный цикл имеет своим аналогом идеаль­ный термодинамический цикл со смешанным подводом тепла. Некоторые дизелестроительные концерны (например, финский концерн «Вяртсиля») оптимизировали рабочие циклы судовых
среднеоборотных дизелей с целью снижения образования в ци­линдрах экологически вредных оксидов азота. Для этого приме­няется позднее начало подачи топлива в цилиндр, а для сохра­нения КПД существенно повышается степень сжатия (см. раз­дел 1.1). Величина степени сжатия подбирается с таким расче­том, чтобы р_с достигло уровня p_z (180-190 бар). Вследствие поздней подачи топлива его сгорание происходит после ВМТ и р_г лишь незначительно превышает р_с. Рабочий цикл в этом слу­чае похож на идеальный цикл Дизеля.

§ 1.6. Процесс сгорания

В процессе сгорания топлива происходит выделение тепло­ты, преобразуемой в двигателе в полезную механическую работу. Самовоспламенение и сгорание топлива в дизеле отличаются чрезвычайно сложными физико-химическими процессами, точ­ное математическое описание которых не получено до настояще­го времени. Даже при современных методах расчета с помощью ЭВМ сгорание описывается полуэмпирическими уравнениями.

В начале XX века профессор МВТУ В.И. Гриневецкий предложил метод расчета сгорания, который был впоследствии развит его учеником Е.К. Мазингом и с некоторыми усовершен­ствованиями используется до настоящего времени. Это объяс­няется исключительной простотой метода при вполне приемле­мой точности определения показателей двигателя.

Максимальное давление сгорания достигается в точке т после ВМТ поршня и является функцией процесса сгорания. Завершается процесс сгорания в начале процесса расширения в точке у. Предложенная схематизация соответствует идеальному термодинамическому циклу со смешанным подводом тепла, од­нако в предложенном методе, в отличие от идеального цикла, учитывается изменение массы рабочего тела вследствие сгора­ния топлива, изменение его термодинамических параметров в зависимости от температуры и состава, теплообмен со стенками цилиндра.

В начале процесса сгорания (точка с) известны давление, температура, масса и объем рабочего тела, соответственно - р_с, Т_С9 М_с и V_c. Напомним, что при отсутствии утечек рабочего тела в процессе сжатия М_с = М_а. Задачей расчета процесса сгорания является определение этих же параметров в точках z' и z . Промежуточные состояния рабочего тела в рассматриваемом методе не рассчитываются.

В точке z^r известен только объем, так как Vz — Vc . В точ­ке z при допущении о завершении химических реакций окисле­ния топлива может быть определена масса рабочего тела

М_z — М_с + AM, где AM , кмоль - приращение массы рабоче­го тела вследствие сгорания топлива. В данной постановке зада­ча не разрешима из-за слишком большого числа неизвестных параметров. В.И. Гриневецкий предложил считать известной величину максимального давления сгорания, принимая его при проектировании нового двигателя на основании данных двига­теля - прототипа. Это позволяет определить координаты точки z на p-V диаграмме и уменьшить число неизвестных термоди­намических параметров в точке z до двух - Т₂ и V_z.

Процесс сгорания рассчитывается исходя из 1 кг сжигаемо­го топлива, массы компонентов рабочего тела выражены в ки­ломолях. Температура рабочего тела в точке z определяется из уравнения первого закона термодинамики, которое примени­тельно к процессу сгорания может быть выражено в конечных разностях в виде

АО - AU + AL , , (1.35)

^ CZ CZ Z Z

где Д(7 - U -U - приращение внутренней энергии рабоче-

CZ Z с

го тела на участке сгорания; AL^,^~ внешняя работа, совершае­мая рабочим телом на изобарном участке процесса сгорания; AQ - количество теплоты, расходуемое при сгорании 1 кг то-

CZ

плива на повышение внутренней энергии рабочего тела и со­вершение механической работы на участке с — z - z.

При полном сгорании 1 кг топлива выделится количество тепла, равное Q_H. В рассматриваемом методе расчета сгорания

принимается, что AQ_CZ = Q_H- QZ - QZ, где QZ - тепло, не выделившееся в точке z вследствие того, что не все топливо ус­пело сгореть к этому моменту; Q^ - тепло, отведенное от рабо­чего тела в стенки камеры сгорания на участке сгорания c-z. В отличие от Q^C*_M, Q^C_H^Z_C не является окончательно потерянным

теплом, оно будет сообщено рабочему телу в начале процесса расширения в процессе догорания топлива. Таким образом, в методе расчета Гриневецкого-Мазинга частично учитываются

условия реального рабочего процесса. Отношение AQ_cz к Q_H на­зывают коэффициентом использования тепла в точке z

? ^aq°

Q.

Физический смысл этого коэффициента заключается в том, что его величина (всегда <1) отражает потери тепла вследствие неполноты сгорания топлива и теплообмена. Согласно опытным данным его значения для малооборотных и среднеоборотных дизелей составляют 0,75-0,9; для высокооборотных - 0,7-0,85.

С учетом отмеченного выше AQ_CZ=^_ZQ_H. Дальнейшие

преобразования уравнения (1.35) сводятся к подстановке в него развернутых выражений для внутренней энергии и работы при­менительно к начальной и конечной точкам процесса (с и z). Выражения для расчета внутренних энергий приведены в таб­лице 1.2.

Формула (1.35) может быть записана в виде £ О = U -U + р V — р V . После подстановки в нее

⁷Z И Z С Z 2 Z С

формул для внутренних энергий и масс рабочего тела в началь­ной и конечной точках процесса сгорания и несложных алгеб­раических преобразований получим уравнение сгорания топли­ва в окончательном виде

—М^н----------- Ч + (с_ж + 8,314-Л)-Т_с =/?• (с„ + 8,314)- T_z, (1.36)

a-V(^{1 +} r,)

где Л = p_zlр_с.

В результате подстановки в левую часть уравнения (1.36) уже известных из расчетов процессов наполнения и сжатия и принятых из рекомендованных пределов значений параметров, в каждом конкретном случае расчета будет получено некоторое числовое значение С. В правой части уравнения теплоемкость смеси газов является функцией искомой температуры T_z, поэто-

му в итоге уравнение сгорания приводится к виду AT_Z +BT_Z — С = 0, где А, В и С - числа. Уравнение можно привести к виду

г.—£-

В* АТ,

и решать его методом последовательных приближений, задавая в качестве первого приближения значение температуры в зна­менателе формулы из диапазона 1700-1900 К.

Из формулы (1.36) очевидно, что с увеличением Л,£_г,Т_с и

уменьшением а температура в конце сгорания увеличивается и наоборот. В зависимости от значений этих величин для судовых

дизелей характерен диапазон T_z = 1700 ч-1900 К. Как уже отме­чалось ранее, значение максимального давления сгорания долж­но быть принято по данным двигателя-прототипа.

Для определения объема в точке z запишем уравнения со­стояния рабочего для начальной и конечной точек процесса сго­рания p_zV_z=RM_zT_z и p_cV_c=RM_cT_c. Разделив почленно первое на второе, получим

с

Определив из этого уравнения значение степени предвари­тельного расширения рабочего тела р, получим искомое значе­ние V_z = V_cp. Таким образом, все термодинамические параметры состояния рабочего тела в точке z определены.

§ 1.7. Процесс расширения

Расчетная схема процесса расширения должна учитывать продолжающееся после точки z тепловыделение в цилиндре вследствие догорания топлива. Если пренебречь неполнотой сгорания топлива (в дизелях менее 1 % от цикловой подачи), то количество теплоты, выделяющееся в начальной фазе процесса расширения будет равно теплоте, не выделившейся в процессе

процесса расширения в теоретическом и действительном циклах

баты расширения кг вслед­ствие снижения темпера-

туры рабочего тела в процессе расширения. При температуре в начале расширения для топлива среднего состава и коэффи­циента избытка воздуха а = 2 к₂ ~ 1,27; в конце процесса расширения кг ~ 1,32. Среднее значение показателя адиабаты расширения примерно равно 1,295.

Подвод тепла к рабочему телу в начале процесса расшире­ния обусловливает повышение давления относительно линии адиабатного расширения (на рисунке 1.16 действительная кри­вая расширения показана сплошной жирной линией). Поскольку в течение всего процесса расширения происходит отвод тепла, то в точке 2 теплоотвод и теплоподвод становятся равными, действительная линия расширения пересекает теоретическую кривую.

Если описывать действительную кривую сжатия уравнени­ем политропы с переменным значением показателя гг₂, то он должен изменяться по ходу расширения так, как показано на рисунке 1.16. Расчеты показывают, что п!_г изменяется от 1,1 в

начале расширения до 1,5 в конце процесса. Теплоотвод, преоб­ладающий в процессе расширения, обусловливает меньшее зна­

чение давления в конце расширения р_ь по сравнению с его зна­чением при адиабатном процессе расширения р_ь,.

По аналогии с процессом сжатия, для определения пара­метров рабочего тела в процессе расширения используют по­литропу с усредненным показателем п₂, постоянным для всего процесса и дающим такую же работу, как и при действительном

расширении с переменным показателем политропы п\.

В расчетах при проектировании дизелей среднее значение показателя политропы расширения определяют из уравнения первого закона термодинамики. В упрощенных расчетах его принимают из рекомендованных диапазонов: 1,2 1,3 для судо­вых средне и малооборотных дизелей с охлаждаемыми поршня­ми; 1,1 ч- 1,25 для высокооборотных дизелей.

Из рассмотренной выше схемы процесса расширения оче­видно, что величина п₂ зависит от баланса подведенного и отве­денного тепла в течение процесса. Увеличение подвода тепла приводит к уменьшению п₂, преобладание отвода - к его увели­чению. Поскольку подвод тепла в процессе расширения опреде­ляется неполнотой сгорания топлива в точке z, то очевидна связь между £ и п₂: чем меньше тем больше тепла будет выделяться в процессе расширения и тем меньше будет п₂ и наоборот.

В связи с отмеченным, выбор величины п₂ при расчетах должен координироваться с величиной £, т. е., принимая мень­шее значение коэффициента использования тепла из рекомен­дуемого диапазона, надо принимать также меньшее значение показателя политропы расширения и наоборот.

Отмеченное обстоятельство, наряду с необходимостью принимать значение максимального давления сгорания по дан­ным двигателя-прототипа, является «слабым» местом в методи­ке теплового расчета ДВС по методу «Гриневецкого-Мазинга».

Из четырех термодинамических параметров рабочего тела в точке b известны масса рабочего тела (M_b =М₂) и объем V_b~V_a. Для определения неизвестных давления и температуры в конце процесса расширения запишем уравнения политропных про­цессов в виде

Параметры рабочего тела в конце процесса расширения определятся как

Как следует из уравнения (1.37), величина р_ь пропорцио­нально связана с максимальным давлением сгорания. Для со­временных высокофорсированных дизелей рь - 9-12 бар. Температура рабочего тела в конце расширения составляет 900-1100 К.

Тепловой расчет двигателя завершается определением его показателей и построением расчетной индикаторной диа­граммы.

Глава 2

ПОКАЗАТЕЛИ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДИЗЕЛЕЙ § 2.1. Энергетические индикаторные показатели

Индикаторная работа и среднее индикаторное давление. Действительный рабочий цикл ДВС отображается индикаторной диаграммой, снятой при его работе. На рисунке 2.1 показана ин­дикаторная диаграмма судового среднеоборотного четырехтакт­ного дизеля, снятая с помощью электронного индикатора.

Рис. 2.1. Индикаторная диаграмма судового среднеоборотного дизеля

По оси ординат отложено давление в цилиндре в барах, по оси абсцисс - нормализованное значение объема цилиндра (изме­нение в диапазоне 0-100% F/,, объем камеры сжатия не показан).