Процесс передачи тепла от газов к охлаждающей жидкости в цилиндре двигателя разбивается на три этапа: теплоотдача от газов к стенке цилиндра; теплопередача через стенки цилиндра и теплоотдача от наружной поверхно­сти стенок цилиндра к охлаждающей среде. Теплоотдача от газов к стенке цилиндра про­исходит главным образом путем соприкосно­вения. Радиационная составляющая теплооб­мена принимается равной около 5% . Однако некоторые исследования последних лет пока­зывают, что лучистый теплообмен в цилиндре дизеля достигает 15% от всего передаваемого тепла. При установившемся тепловом потоке, и если принять стенку цилиндра плоской, сог­ласно закону Ньютона, количество теплоты, переданное от газов к 1 м² поверхности стен­ки в течение часа, будет равно

где ?_г — коэффициент теплоотдачи от газов к стенке путем соприкоснове­ния в ккал1м² град·ч;

Т_Г — температура газов в цилиндре;

Т₁ — температура внутренней поверхности стенки цилиндра (рис. 106).

Количество теплоты, передаваемое лучеиспусканием от газов к стенке, согласно закону Стефана-Больцмана, будет равно

Здесь Т_п — температура во фронте пламени, которая, по опытным данным, выше температуры газов примерно на 25% .

Суммарное количество теплоты, передаваемое от газов к стенке,

Обычно, ввиду малого значения, величиной q_л пренебрегают, а потому

Количество теплоты, передаваемое через стенку цилиндра, согласно закону Фубье,

исключим температуру наружной поверхности стенки цилиндра Т₂, опре­делим тепловую нагрузку цилиндра в зависимости от температуры внутрен­ней поверхности стенки цилиндра Т₁ и температуры охлаждающей воды Т_в:

Последнее уравнение показывает, что чем больше тепловая нагрузка цилиндра, чем выше температура охлаждающей воды T_в, и чем больше тол­щина стенки цилиндра s', тем выше будет температура внутренней поверх­ности стенки цилиндра.

Температурный перепад по толщине стенки цилиндра равен

Возникающие тепловые напряжения в стенках цилиндра пропорциональны температурному перепаду и их толщине.

Отсюда следует, что с увеличением тепловой нагрузки и толщины сте­нок цилиндра тепловые напряжения в стенках его возрастают.

Подставляя в формулу (173) значение допустимой температуры внутрен­ней поверхности стенок цилиндра t₁°С, получим значение максимально до­пустимой тепловой нагрузки цилиндра (при данных значениях t_в, ?_в, s' и ?₀):

Обозначим термическое сопротивление теплопередачи от внутренней по­верхности стенок цилиндра к охлаждающей воде через

тогда уравнение тепловой нагрузки можно написать так:

Отсюда находится мгновенное значение температуры внутренней поверх­ности стенки цилиндра

Вследствие пульсирующего теплового потока в цилиндре двигателя температура внутренней поверхности стенок его колеблется. Опытные дан­ные показывают, что эти колебания незначительны и ими можно пренебречь. Температура значительно изменяется вдоль поверхности цилиндра и порш­ня. На рис. 107 показаны типичные температурные кривые поршня без жид­костного охлаждения, а на рис. 108 — типичная кривая изменения темпера­туры внутренней поверхности стенок цилиндра.

На рисунках также показаны значения температур поршня из алюминиевого сплава и втулки ци­линдра на глубине 0,38 мм быстроходного двигателя п = 2 000 об/мин. (D = 121 мм, S = 140 мм) при температуре охлаждающей воды 70° С и скорости ее потока в зарубашечном пространстве 0,152 м/сек. Рассмотрение температурных кривых показывает, что средняя температура направляющей .части поршня мало отличается от температуры внутренней поверхности стенки цилиндра, а следовательно, теплопередача от поршня через направ­ляющую часть его является незначительной. Наибольшая разница темпера­тур имеет место между боковой поверхностью головки поршня (в районе верхних двух колец) и поверхностью втулки цилиндра, а отсюда можно сделать вывод, что наибольшее количество теплоты отводится от поршня че­рез верхние поршневые кольца.

Как следует из формулы (161), тепловая нагрузка цилиндра возрастает пропорционально увеличению его диаметра:

В связи с этим конструкция головки поршня (особенно при больших диаметрах цилиндров) должна обеспечить наиболее равномерный отвод тепла и тем самым не допускать большого перепада температур в донышке поршня.

Увеличение тепловой нагрузки донышка поршня при наддуве мощных дизелей послужило причиной замены масляного охлаждения головки порш­ня водяным. Масляное охлаждение, вследствие малой теплоемкости масла, не всегда достигает требуемого снижения температуры поршня и поршневых колец.

На рис. 109 показано распределение температур в поршне с масляным охлаждением и верхней части рабочей втулки опытного цилиндра двух­тактного дизеля фирмы «Зульцер» с диаметром цилиндра 760 мм и р_е = 7 кГ/см² (цилиндровая мощность 1500 л. с.). Донышко поршня имеет одинаковую толщину, оно плоское с уклоном по периферии. Верхняя часть втулки цилиндра защищена от непосредственного воздействия пламени вставным кольцом, изготовленным из жаропрочной стали и, благодаря нали­чию ребер, имеет интенсивное охлаждение.

Как видно из рис. 109, температурный перепад для чугунной втулки ци­линдра допустим, но все же довольно высок. Особенно высоким является перепад температур в донышке поршня.

На рис. 110 показано распределение температур в поршне и во втулке цилиндра этого же дизеля (РД-76) с водяным охлаждением при р_е=10 кГ/см². Наличие ребер внутри головки поршня позволило уменьшить толщину днища поршня. Уменьшение толщины днища поршня и примене­ние водяного охлаждения позволили снизить температурный перепад в пор­шне, несмотря на повышенное значение среднего эффективного давления (р_е = 10 кГ(см²).

Среднее значение температуры внутренней поверхности стенки цилиндра (T₁)_ср в соответствии с формулой (177) будет равно

где значения (?_гТ_г)_ср и (?_г)_ср определяются путем планиметрирования площади под кривыми ?_г = f (?) и ?_гТ_г = f(?) (? — угол поворота вала двигателя).

Мгновенное значение температуры газов Т_г определяется из урав­нения состояния

где значения р и V в зависимости от угла ? определяются по индикаторной диаграмме двигателя;

G — вес свежего заряда цилиндра с учетом остаточных газов.

Средняя результирующая температура газов по теплопередаче опреде­ляется из условия равенства передачи тепла стенке при пульсирующем по­токе тепла за один цикл и в предположении стационарного потока:

Коэффициент теплопередачи от наружной поверхности втулки рабочего цилиндра к охлаждающей воде

Средняя температура стенки втулки цилиндра

Количество теплоты, выделяющееся в цилиндре в течение одного часа,

Доля тепла от выделяемого в цилиндре и передаваемая охлаждаю­щей воде,