среды усредняется по всей поверхности камеры сгорания и принима-
ется равной температуре, полученной термодинамическим расчетом,
усредненной по времени цикла.
Распределение коэффициента теплоотдачи по радиусу в первом
приближении может быть принято аналогичным распределению тем-
пературы на огневом днище поршня [2].
Для дизелей с открытыми камерами сгорания изменение усред-
ненного за цикл локального коэффициента теплоотдачи
α
г
по радиусу
цилиндра можно определить по формулам
α
г
=
2
K
1
α
ГСР
exp((
C
1
r
)
n
1
)
1 + exp((
C
1
R
1
)
n
1
)
при
r
≤
R
1
,
α
г
=
2
K
1
α
ГСР
exp((
C
2
(
K
2
N
2
−
r
)
n
2
)
1 + exp((
C
1
R
1
)
n
1
)
при
r > R
1
,
где
α
г
— локальное значение коэффициента теплоотдачи;
R
1
— радиус,
на котором
α
г
достигает максимального значения;
K
1
— отношения
среднего по поверхности днища коэффициента теплоотдачи к средне-
му значению коэффициента теплоотдачи по всей поверхности камеры
сгорания. Эмпирические коэффициенты
K
2
,
n
1
,
n
2
,
C
1
,
C
2
,
N
2
опре-
деляются по заданным значениям
α
г min
,
α
г max
,
α
г пер
соответственно на
радиусах
r
= 0
,
r
=
R
1
,
r
= 0
,
5
D
.
При
n
1
=
n
2
=
n
справедливы следующие зависимости:
N
2
=
R
1
(
C
1
+
C
2
)
K
2
C
2
;
C
1
=
1
R
1
ln
α
г max
α
г min
1
n
C
2
=
R
1
C
1
−
(
R
1
C
1
)
n
−
ln
α
г max
α
Г пер
1
n
0
,
5
D
−
R
1
.
Теплообмен со стороны охлаждающей жидкости.
При умерен-
ных уровнях форсирования, когда температура омываемой жидкостью
поверхности крышки меньше температуры насыщения
T
S
охлаждаю-
щей жидкости, для расчета коэффициента теплоотдачи
α
ж
, Вт/(м
2
·
K),
использовали формулу Зоннекена [8]
α
ж
= (300 + 1800
√
w
ж
)1
,
163
,
(2)
где
w
ж
— скорость движения охлаждающей жидкости.
Системы охлаждения современных двигателей характеризуются
более высокими значениями
α
ж
по сравнению со значениями
α
ж
по
98 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2013. № 4
