иным, чем в дизеле, протеканием процесса сгорания газовоздушной
смеси. В частности в результате того, что в цилиндре газожидкостного
двигателя находится уже подготовленная смесь природного газа и воз-
духа, после ее воспламенения с помощью запальной дозы дизельного
топлива фронт пламени распространяется более равномерно по всем
направлениям, при этом происходит интенсификация теплообмена в
секторах VI–VIII.
В целом работе двигателя на смесигазового идизельного топ-
лива соответствуют меньшие значения коэффициента теплоотдачи
α
(на номинальном режиме для газожидкостного двигателя
α
г
_
max
=
= 340
Вт/м
2
·
K, а для дизеля
α
д
_
max
= 1200
Вт/м
2
·
K; на режиме
максимального крутящего момента
α
г
_
max
= 230
Вт/м
2
·
K,
α
д
_
max
=
= 520
Вт/м
2
·
K) при более высоких результирующих температурах
(
T
г_рез
= 1370
K для газожидкостного двигателя и
T
д_рез
= 989
K для ба-
зового дизеля – на режиме номинальной мощности, и Т
г_рез
= 1490
K,
Т
д_рез
= 1132
K – на режиме максимального крутящего момента).
На рис. 6 приведены двухмерные распределения коэффициента те-
плоотдачи
α
по поверхностям огневых днищ поршней, соответствую-
щие радиальным направлениям I–VIII. Видно, что разница в уровне
максимальных значений
α
при работе базового дизеля на номинальном
режиме и на режиме максимальной мощности значительно больше
аналогичного показателя для газожидкостного двигателя. Этот факт
можно объяснить, во-первых, общим более высоким уровнем значе-
ний коэффициента теплоотдачи дизельного двигателя, а во-вторых,
более быстрым ростом скорости тепловыделения в камере сгорания
газожидкостного двигателя, вызванным относительно однородным со-
ставом смеси.
Необходимо отметить, что если общий характер изменения ко-
эффициентов теплоотдачи
α
в радиальных направлениях I–VIII (см.
рис. 6) в целом отвечает принимаемому в настоящее время при рас-
четах, то неравномерное распределение
α
в окружном направлении
делает невозможным задание граничных условий по камере сгорания
в предположении их симметрии относительно оси цилиндра. Таким
образом, подтверждается необходимость разбиения огневого днища
поршня с несимметрично расположенной в нем камерой сгорания на
отдельные секторы при задании термических граничных условий на
его поверхности.
Анализ теплонапряженных состояний поршней.
Полученные
распределения коэффициентов теплоотдачи по тепловоспринимаю-
щим поверхностям поршней (см. рис. 6) наряду с температурой ра-
бочего тела были использованы в качестве термических граничных
условий при расчете температурных полей (рис. 7, 8). Сравнение ре-
зультатов измерений (показания датчиков ИМТК указаны в круглых
52 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2009. № 2
