Расход топлива дизельного двигателя удельный: Причины перерасхода дизельного топлива

Причины перерасхода дизельного топлива

Новости автопрома

6 апреля 2021

УДЕЛЬНЫЙ РАСХОД ТОПЛИВА 



Основной характеристикой любого двигателя является удельный расход топлива. Это величина, показывающая отношение затраченного топлива к полученной мощности (относительно единицы времени).



Обычный дизельный двигатель имеет КПД около 35%. Система промежуточного охлаждения и турбокомпрессора позволяют достичь эффективности 50-55%. Таким образом, удельный расход топлива для современных дизельных двигателей составляет всего 120-180 г/(л.с.*ч).



Для грузовых перевозок методика расчета удельного расхода несколько отличается. В этом случае расчет ведется относительно массы груза, перевезенной на единицу пути (то есть измеряется в г/(кг*км)).



Таким образом, на топливную эффективность грузового автомобиля влияют не только параметры двигателя, но и условия движения. Расход будет повышаться при дополнительном нагружении машины, низком давлении в шинах, агрессивной манере вождения и движении по мягким грунтам.


ПРИЗНАКИ ПОВЫШЕННОГО РАСХОДА ТОПЛИВА 



Выявить перерасход солярки достаточно просто. Для этого требуется сравнить фактическое потребление топлива с номинальным расходом, указанным в документации к ТС. Небольшие отклонения можно списать на работу мотора с перегрузкой, однако отклонения более 10% должны стать настораживающим признаком.



Помимо этого, водителю следует обращать внимание на работу двигателя. Потеря тяги, а также появление посторонних шумов говорят о явных неисправностях мотора, которые требуется устранить как можно скорее.


ПРИЧИНЫ ПЕРЕРАСХОДА ТОПЛИВА ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ 



Существует несколько основных причин, вызывающих перерасход топлива:

  • Засорение фильтров. Основная причина, вызывающая повышенный расход дизеля – засорение топливного или воздушного фильтра. Из-за недостатка в камере сгорания газа или солярки, мотор теряет свою эффективность, из-за чего для совершения работы ему требуется больше топлива. Проблема может быть вызвана использованием некачественного топлива или поездками по запыленным участкам дороги. Для ее решения достаточно заменить фильтры. 
  • Засорение форсунок. Нарушение в работе системы впрыска топлива также может стать причиной повышенного расхода. Такая проблема может быть вызвана некачественным топливом или естественным износом форсунок. 
  • Повреждение топливопровода. Проблема может крыться не в самом двигателе, а в топливной системе. Нарушение герметичности топливной системы не только приводит к перерасходу дизельного топлива, но и снижает безопасность автомобиля.



Обнаружить неисправности поможет качественная и своевременная диагностика машины.


КАК ИЗБЕЖАТЬ ПЕРЕРАСХОДА ТОПЛИВА



Основная причина повышенного потребления топлива на дизельных двигателях – использование некачественного горючего. Такая солярка не только обладает меньшей энергией сгорания, но и негативно влияет на двигатель автомобиля. Поэтому водитель должен внимательно следить за качеством используемого топлива.



Кроме того, для любого грузовика требуется качественное техническое обслуживание с заменой всех расходников. А в этом вам поможет сеть магазинов автозапчастей Автотяга.



Мы продаем комплектующие для корейских и японских грузовиков, включая марки KIA, Hyundai, Hino, Isuzu и Fuso. В наличии имеется более 100 000 наименований деталей, как оригинального производства, так и их аналогов. Помимо этого, у нас есть собственный бренд высококачественных и доступных запчастей CR.


Узнайте больше о требуемых деталях по телефону. Наши менеджеры помогут с выбором комплектующих и организуют доставку по Москве и в любой регион России. Компания работает как с розничными, так и оптовыми покупателями. Звоните, Автотяга на связи ежедневно с 9 до 20. +7 (495) 432-11-89.


Следуйте за нами в соц. сетях:



Вконтакте АВТОТЯГА | ФОРУМ АВТОМОБИЛИСТОВ


Instagram AUTOTYAGA  

YouTube Автотяга 

Яндекс.Дзен Автотяга 

Методика оценочного расчета удельного расхода топлива двухконтурного турбореактивного двигателя | Кузнецов

Определение предельно достижимого уровня технического совершенства для дви­гателя с выбранной конструктивной схемой на начальном этапе проектирования позволяет заранее оценить его конкурентоспособность по сравнению с аналогами. Для оценки уровня технического совершенства силовой установ­ки летательного аппарата (ЛА) используются два параметра: удельный расход топлива CR и удельный вес двигателя γдв [1]. Определение удельных параметров проектируемого двигате­ля начинается с термодинамического расчета «исходного» режима работы. При этом КПД основных узлов и уровень потерь по газовоз­душному тракту двигателя задаются из пред­шествующего опыта проектирования (данные аналогов или предшествующих модификаций) или определяются в ходе отдельных расче­тов компрессора, турбины и камеры сгора­ния. Прямая аналитическая взаимосвязь па­раметров термодинамического цикла и КПД основных узлов для конкретного двигателя невозможна. Поэтому процесс выбора термо­динамических параметров, таких как температура газа в камере сгорания Тг*, суммарнаястепень сжатия πΣ*, степень двухконтурности y и последующий анализ зависимостей CR = f(Тг*, πΣ*, y,…), выполняется при постоянных значениях потерь и КПД узлов.

При определении предельно возможного технического уровня двигателя связь между параметрами Тг*, πΣ*, y и максимально возможным КПД узлов может быть установлена.
Основой метода является использование зависимостей максимально возможного политропного КПД ступени компрессора или турбины  от величины нагрузки на ступень, предварительно полученных на основе стати­стических данных. Далее выполняется расчет адиабатического КПД всего компрессора ηк* или турбины ηт* с использованием параметров термодинамического цикла. Подробно метод расчета максимально возможного КПД основ­ных узлов двигателя изложен в [2].

Для рассматриваемой методики расчета установлены следующие допущения и огра­ничения:

  • процесс в двигателе рассматривается как термодинамически равновесный и адиа­батический;
  • приняты постоянные гидравлические потери по газовоздушному тракту;
  • принято равномерное распределение нагрузки (напорности) между ступенями ком­прессора;
  • область применения методики огра­ничивается малоразмерными ТРДД, которые устанавливаются в основном на беспилотные летательные аппараты.

Исходными данными для определения максимально возможного ηк* осевого ком­прессора являются следующие параметры: приведенный расход воздуха GВПР 0, пол­ная температура на входе в компрессор Твх, а также степень повышения полного давле­ния в компрессоре πк* и выбранное количе­ство ступеней компрессора z. В начале рас­чета определяется величина нагрузки на одну ступень Δi*ст0 и степень повышения давления в ступени π*ст0 в первом приближении с ис­пользованием равенств:

где Δiк*ад, ккал/кг — адиабатическое измене­ние энтальпии за компрессором, определяе­мое с помощью термодинамических функций по величинам πк* и Твх*; Δiадст, кДж/кг — адиа­батическое изменение энтальпии ступени. За­висимость для максимально возможного КПД осевой ступени компрессора от измене­ния энтальпии Δiст* представлена на рисунке 1.

Для каждой ступени компрессора с по­рядковым номером s может быть определена напорность Δiст*(s) и максимальный политропный КПД  (s):

Здесь kα — поправка на потери напорно- сти в ступенях, а kн(s) — коэффициент, опреде­ляющий изменение напорности по ступеням. Для малоразмерных ТРДД число осевых сту­пеней в компрессоре обычно не более 2. В этом случае, в отличие от многоступенчатых ком­прессоров с заданным распределением напор- ности, можно принять kн(1) = kн(2) = 1.

Политропный КПД с учетом поправки на размерность ступени определяется урав­нениями:

где GВПР(s), кг/с — приведенный расход воздуха на входе в ступень s, Δηпол* — поправка на полит- ропный КПД, определяемая по графической зависимости, представленной на рисунке 2. Графические зависимости для  и Δηпол* представленные на рисунках 1 и 2, получены путем обработки статистических эксперимен­тальных данных по осевым и центробежным ступеням компрессоров на основе данных, за­имствованных из [1, 3, 4].

Адиабатический КПД ступени

Параметры воздуха на выходе из ступени:

где i*вх(s), S*вх(s) — энтальпия и энтропия возду­ха на входе в ступень; Δiст*ад(s) — адиабатиче­ский напор ступени; iст*ад(s), T*ст*ад(s), S*ст*ад(s) — энтальпия, температура и энтропия воздуха на выходе из ступени, рассчитанные с помо­щью термодинамических функций.

Общие параметры осевого компрессора определяются по соотношениям:

Совместное решение уравнений (1)-(11) позволяет определить адиабатический КПД, напорность каждой ступени компрессора и об­щий КПД компрессора.

Аналогичным образом, на основе при­веденных выше зависимостей, может быть составлена методика расчета для компрессо­ра, состоящего из нескольких центробежных или диагональных ступеней. В большинстве современных малоразмерных ТРДД приме­няется одиночная центробежная ступень. Для центробежной ступени следует исполь­зовать зависимость , представ­ленную на рисунке 1. Дополнительными исходными данными для расчета являются приведенный расход воздуха Gв прц и температура торможения Твх* на входе в ступень. Для одноступенчатого центробежного ком­прессора Gв прц = Gв прц0, Твх * — задано. Для за­мыкающей ступени осецентробежного ком­прессора Gв прц = Gв пр(z), Твх*= Тст*(z). При этом расчет адиабатического КПД ступени суще­ственно упрощается:

Изменение энтальпии и параметры воз­духа на выходе из центробежной ступени:

где i*вх, S*вх — энтальпия и энтропия воздуха на входе в ступень, определяемые по Твх*; Δiц*ад — адиабатический напор ступени; iц ад, Tц*ад, Sц*ад — энтальпия, температура и энтропия воздуха на выходе из центробежной ступени.

Для одноступенчатого центробежного компрессора параметры ступени одновремен­но являются параметрами компрессора. Общие параметры осецентробежного компрессора определяются с учетом параметров осевой части:

Методика определения максимально воз­можного адиабатического КПД для турбины компрессора составлена с учетом отбора воз­духа на охлаждение соплового аппарата (СА) и рабочего колеса (РК) для одной или несколь­ких ступеней. В качестве исходных данных используются следующие параметры из рас­чета исходного режима: изменение энталь­пии в компрессоре Δiк*, приведенный расход воздуха Gв пр0, температура торможения Т*г и полное давление Рг* газа на входе в турбину, энтальпия воздуха за компрессором iк*, отно­сительный расход топлива в камере сгорания qт кс = Gт / (3600 · Gв кс). Зависимости для опре­деления механического КПД ηmK = f(Gв пр0) на валу турбины компрессора с учетом при­вода агрегатов и зависимость для определе­ния относительной величины отбора воздуха Δ охл ст(s) = f (Твх*) на охлаждение одной ступе­ни турбины приведены в [2]. Относительный отбор воздуха на охлаждение диска корпуса и дисков турбины Δ охл к = 0,005…0,01.

Коэффициенты расхода воздуха и газа на входе в турбину компрессора:

Величины μв, μг, Δ охл Σ в начале расчета задаются в первом приближении.

Для определения изменения энтальпии газа в турбине компрессора Δi*тк и в отдельной ступени Δi*ст при заданном числе ступеней z (в соответствии с вариантом схемы на рис. 5) используются соотношения:

В сечениях за CA и РК турбины для каж­дой ступени s выполняется пересчет коэффици­ентов расхода с использованием соотношений:

Здесь j — 1 обозначает сечение на вхо­де в CA или РК; j — сечение на выходе из CA или РК; ψса, ψρκ — долевой коэффициент от­носительного расхода воздуха, расходуемого на охлаждение соответственно CA и РК.

Термодинамические параметры на выхо­де из CA определяются с помощью термоди­намических функций:

где iвх*'(s), Твх*'(s), Sвх*'(s) — соответственно эн­тальпия, полная температура и энтропия газа за CA, т. е. на входе в РК; а cp, Rr, кг — соот­ветственно теплоемкость, газовая постоянная и показатель адиабаты этого же газа.

Политропный КПД ступени η*пол(s) опре­деляется с использованием зависимостей:

Δη*пол = f(Аст), если Аст ≤ 40, Δη*пол = 0, если Аст > 40.

Здесь η*maxпол — максимально возмож­ный политропный КПД, определяемый по зависимости, представленной на рисун­ке 3, Δη*пол — поправка на политропный КПД ступени в зависимости от величины пропуск­ной способности Аст, определяемая по зависи­мости на рисунке 4, P*вх(S) — полное давление газа на входе в рабочее колесо ступени. Зависи­мости для η*maxпол получены при обработке стати­стических данных, взятых из [3]. Зависимость для η*пол заимствована из работы [4].

 

Рис. 3. Максимально возможный политропный КПД ступени турбины компрессора

 

 

Рис. 4. Поправка на политропный КПД ступени турбины

 

Aдиабатические параметры за РК и адиа­батический КПД ступени η*ад(s) определяются с использованием уравнений:

где i*ст ад(s), T*ст ад(s), S*ст ад(s) — соответственно адиабатическая энтальпия, полная температу­ра и энтропия газа на входе из РК, определя­емые с помощью термодинамических функ­ций; Δi*ст ад(s) — адиабатический перепад на РК ступени; π*ст (s) — степень понижения полного давления в РК.

Энтальпия газа на выходе из ступени определяется по теплоперепаду в РК и величи­не расхода охлаждающего воздуха

где i*ст (s)- энтальпия газа на выходе из РК.

Рис. 5. Охемы ТРДД: а) первая конструктивная схема, б) вторая конструктивная схема 1 — вентилятор (вар. а), двухступенчатый вентилятор (вар. б), 2 — осевая ступень компрессо­ра ВД (вар. а), двухступенчатая подпорная осевая ступень (вар. б), 3 — центробежная ступень компрессора ВД, 4 — камера сгорания, 5 — турбина ВД, 6 — турбина НД (вар. а), двухступен­чатая турбина НД (вар. б), 7 — сопло второго контура, 8 — сопло первого контура, CA — сече­ние на выходе из соплового аппарата, РК — сечение на выходе из рабочего колеса

Полная температура и давление газа на выходе из ступени турбины:

Tст*(s) = f (qт(j), iст*(s), Pст*(s) = Pвх*(s) / πст*(s) .      (32)

Поскольку для многоступенчатой тур­бины имеют место равенства i*вх (s + 1) = iст*(s) и Pвх*(s + 1) = Pст*(s), приведенные выше урав­нения позволяют выполнить расчет основных параметров для каждой из z ступеней турбины при их совместном решении.

Далее определяются общие параметры турбины компрессора — степень понижения полного давления в турбине π*тк и адиабатиче­ский КПД η*тк:

Турбина низкого давления, связанная вентилятором, рассчитывается аналогичным образом, при этом для определения величин η*maxпол и Δη*пол используются зависимости на ри­сунках 3, 4. В случае если температура на вхо­де в турбину или ступень T*вх(s) < 1200 К, при­нимается Δохлс(s) = 0.

Предложенные процедуры расчета адиа­батического КПД компрессора и турбины ис­пользуются в данном случае как составные части термодинамического расчета исходно­го режима двигателя, выполненные в виде отдельных подпрограмм.

Остальные параметры, характеризующие потери по газовоздушному тракту и полноту сгорания топлива в камере, имеют, как прави­ло, узкие интервалы возможных значений. Их количество и численные значения определяют­ся типом двигателя (ТРД, ТРДД и др.), могут быть заимствованы из [5, 7]. При определе­нии предельно достижимого уровня техниче­ского совершенства двигателя с минимально возможным CR параметры, характеризующие потери по газовоздушному тракту, могут быть заданы в виде постоянных величин. Методи­ка термодинамического расчета исходного ре­жима является общеизвестной, поэтому она исключается из рассмотрения. Для расчета термодинамических функций воздуха и газа в диапазоне температур от минус 50 до 1500 °С используются данные [6], для температур свы­ше 1500 °С — аппроксимирующие зависимости по стандарту NASA sp-273.

Для апробации разработанной методики были выполнены расчеты минимально воз­можных CR применительно к малоразмерным ТРДД. Расчеты выполнены для стандартных атмосферных условий на входе в двигатель Н = 0, М = 0, TH = 288,15 К. Диапазон варьи­руемых основных параметров термодинами­ческого цикла выбран исходя из статистических данных для ТРДД производства Teledyne CAE, Williams International [8]: πΣ* = 10-13,8, Тг* = 1150-1400 К, у = 1. Во всех случаях при­веденный расход воздуха через первый контур был задан равным СВПР 0 = 2,5 кг/с. Исходя из постановки задачи, вместо значений тяги двигателя для всех вариантов рассчитана ве­личина усредненной удельной тяги двигателя I = (Rуд1 + Rуд2 · y)/ (1 + У), где Rуд1 Rуд2 — удель­ная тяга сопел первого и второго контура со­ответственно.

Результаты вариативных расчетов исход­ного режима ТРДД с максимально возможны­ми КПД узлов представлены на рисунках 6, 7. На рисунке 6 представлены расчетные зави­симости CR = (Тг*, πΣ*, I) для первой конструк­тивной схемы ТРДД с одноступенчатым вен­тилятором, компрессором высокого давления (ВД), состоящим из осевой и центробежной ступени, кольцевой прямоточной камерой сгорания, одноступенчатой турбиной высо­кого и низкого давления (НД). Первая схема представлена на рисунке 5 а. Нанесенные ли­нии представляют собой результаты расче­тов множества вариантов исходного режима ТРДД при выбранных постоянных величи­нах термодинамического цикла Тг* = const или πΣ* = const. Каждая точка диаграммы представляет собой минимально возможное значение Cr, достижимое при заданных Tг* , πΣ*, у и внешних условиях.

 

 

Аналогичные зависимости по CR пред­ставлены на рисунке 7 для второй схемы ТРДД с двухступенчатым вентилятором, двумя под­порными ступенями каскада НД, компрессо­ром ВД, состоящим из центробежной ступени, кольцевой прямоточной камерой сгорания, од­ноступенчатой турбиной ВД и двухступенча­той турбиной НД. Вторая схема представлена на рисунке 5б. Дополнительно на рисунке 7 на­несены данные по двигателям семейства мало­размерных ТРДД WR-19 компании Williams In­ternational и расчетные данные этих двигателей, полученные при тех же параметрах термодина­мического цикла с максимально возможными величинами КПД ступеней компрессоров и тур­бин (точки отмечены одинаковыми маркерами). Анализ представленных данных показывает возможность снижения CR для данных двига­телей на 7-10 % при увеличении политропного КПД составляющих ступеней до максималь­но возможного современного уровня (данные на рис. 1, 3). Необходимо учесть, что линия совместной работы в поле характеристик ком­прессора, с учетом обеспечения достаточного уровня запасов газодинамической устойчиво­сти, может быть смещена в область, где КПД на 1-2 % ниже линии максимальных значений. Поэтому максимальный потенциал снижения Cr для окончательно спроектированного и изго­товленного двигателя в данном случае следует уменьшить до 5-8 %.

Из опыта проектирования известно, что при модернизации существующего дви­гателя без существенных изменений газовоз­душного тракта технические риски успешного завершения ОКР считаются минимальными. Однако заказчик может поставить перед раз­работчиком ТРДД задачу снизить удельный расход топлива на величину δCR > 7-10 % с условием сохранения параметров термоди-намического цикла y, Tг*, π*Σ и неизменны­ми габаритно-массовыми характеристиками. В рассмотренном случае задача будет практи­чески не выполнимой, так как существующие методы проектирования и технологические возможности производства не позволят до­стичь требуемого уровня политропного КПД компрессора и турбины. Потребуются дли­тельные НИР по улучшению характеристик основных узлов двигателя. Таким образом, результаты расчета по данной методике мо­гут быть важным дополнительным критерием оценки задаваемых в ТЗ требований по эконо­мичности ТРДД при выполнении поисковых НИР для перспективных ЛА.

Методика может также использоваться для сравнения ТРДД различных схем и с раз­личными параметрами термодинамического цикла. Зависимости, показанные на рисунках 6 и 7, могут быть представлены в виде области с ограничивающими линиями для фиксирован­ного диапазона значений Tг*, π*Σ. В этом случае наложение двух таких областей, полученных для ТРДД первой и второй схемы с одинаковы­ми диапазонами значений Tг*, π*Σ, у, позволяет наглядно их сопоставить по минимально дости­жимым значениям Cr, как показано на рисунке 8.

Может быть выполнен также количе­ственный анализ. Например переход от первой ко второй схеме ТРДД (см. рис. 8) при одина­ковых значениях Тг* = 1300 К, πΣ* = 12,25, у = 1 позволяет снизить удельный расход топлива на величину δCR = -1,2 % с одновременным увеличением суммарного удельного импульса δΐ = 1,0 %. Снижение Cr связано в основном с увеличением КПД турбины НД при переходе от одноступенчатой к двухступенчатой схеме.

Другим примером может быть сравнение ТРДД одной схемы (первая схема), но с раз­личной степенью двухконтурности у, пред­ставленное на рисунке 9. Увеличение степе­ни двухконтурности на 35 % при одинаковых значениях Тг* = 1300 К, πΣ* = 12,25 позволяет снизить минимально достижимый уровень удельного расхода топлива на величину δCR = -6,8 %. Однако данное снижение величины Cr сопровождается значительным снижением суммарного удельного импульса δI = -8,6 %.

Такое изменение оправдано в случае оптимиза­ции двигателя на крейсерский режим работы при снижении числа М полета. Примером ис­пользования ТРДД с увеличенной степенью двухконтурности можно считать JT15D-5C с у = 2 производства Pratt&Whitney, устанавли­ваемый на БПЛA “Barracuda” и X-47A. В обо­их случаях можно заранее оценить, насколько потенциал снижения δCr оправдывает затраты, необходимые на проведение ОКР по разра­ботке двигателя новой конструктивной схемы.

Преимуществом разработанной методи­ки, в сравнении с традиционным термодинами­ческим расчетом исходного режима, является возможность выполнять расчет минимально достижимых значений Cr двигателя с учетом взаимосвязи между изменением основных па­раметров термодинамического цикла π*Σ и T*г , изменением КПД узлов и величины отбирае­мого на охлаждение воздуха. Методика позво­ляет выполнить оценку имеющегося потенциа­ла улучшения экономичности существующего ТРДД, ограниченного достигнутыми техни­ческими характеристиками основных узлов. Для двигателя новой конструктивной схемы на начальном этапе проектирования можно вы­явить наличие или отсутствие преимущества по величине минимально возможного удельно­го расхода топлива с двигателями-аналогами в ожидаемых условиях эксплуатации.

Удельный расход топлива на л.с./час для дизельного двигателя составляет приблизительно A. 0,15$\\,кг$В. $0,2\\,кг$С. $0,25\\,кг$D. $ 0,30 \\, кг $

Последняя обновленная дата: 01 -й апрель 2023

Общая просмотр: 256,8K

Просмотр сегодня: 6,31K

HINTIFIE : Сначала посмотрим, что означает удельный расход топлива: Для каждой единицы выработки электроэнергии реальный расход топлива – это объем топлива, потребляемый двигателем. Базовый расход топлива автомобиля более или менее не зависит от выбросов оксидов азота на километр пути. Количество топлива, расходуемого на создание единицы тяги, является реальным расходом топлива двигателем.

Полный ответ:
Удельный расход топлива по тяге (TSFC) представляет собой топливную экономичность конструкции двигателя в отношении характеристик тяги. TSFC также можно интерпретировать на единицу тяги как расход топлива (граммы в секунду) (килоньютоны). Таким образом, он зависит от тяги, что означает, что подача топлива прерывается тягой.

TSFC — масса топлива, сожженного двигателем за один час, разделенного тягой, создаваемой двигателем. Масса за время, деленная на силу, является единицами этого коэффициента производительности (в английских единицах измерения — фунты массы в час на фунт; в метрических единицах — килограммы в час на ньютон).

Дизельный двигатель внутреннего сгорания отличается от бензинового цикла Отто тем, что для воспламенения бензина используется чрезвычайно нагретый горячий воздух, а не свеча зажигания (воспламенение от сжатия, а не искровое зажигание). Давление сжатого воздуха испаряет топливо с поверхности капель.

За счет сжигания топлива, подаваемого или распыляемого в сжатый горячий воздух внутри цилиндра, дизельный двигатель получает энергию. Необходимо подогреть воздух на градус выше температуры, при которой будет сгорать впрыскиваемое топливо. Удельный расход топлива на час л.с. для дизельных двигателей составляет примерно $0,2\,кг$.

Значит, вариант Б правильный.

Примечание: Не следует путать расход топлива между бензиновым двигателем и дизельным двигателем. Удельный расход топлива на л.с. Для дизельного двигателя час составляет примерно $0,2\,кг$, а реальный расход топлива на 1 л.с. Час стоит около $0,25\,кг$ для бензинового двигателя.

Недавно обновленные страницы

Если расстояние bfs, пройденное частицей за время t, класс 11 физики JEE_Main

Пружина с жесткостью 5 rm, умноженная на rm 103 Нм 1is, класс 11 по физике, JEE_Main

Каковы эффекты движения Земли, класс 11 по физике, JEE_Main

Одноатомный газ массой 40 мю хранится в изолированном сосуде, класс 11 по физике, JEE_Main

Уменьшение потенциальная энергия шара массы 11 класс физики JEE_Main

Что из следующего верно0003

Пружина с жесткостью 5 rm, умноженная на rm 103 Нм 1is, класс 11 физики JEE_Main

Каковы эффекты движения Земли, класс 11 физики JEE_Main

Одноатомный газ массой 40 мю хранится в изолированном контейнере физики класса 11 JEE_Main

Уменьшение в потенциальной энергии шара массы 11 класс физики JEE_Main

Что из следующего верно 1 nleft S чашка T справа 10 класс математика JEE_Main

Актуальные сомнения

График приблизительного расхода топлива дизель-генератора

 

На этой диаграмме приблизительно показано потребление топлива дизельным генератором в зависимости от размера генератора и нагрузки, при которой работает генератор. Обратите внимание, что эта таблица предназначена для использования в качестве оценки того, сколько топлива расходует генератор во время работы, и не является точным представлением из-за различных факторов, которые могут увеличивать или уменьшать количество потребляемого топлива.

Загрузить схему в PDF

Мощность генератора (кВт) 1/4 нагрузки (гал/ч) 1/2 нагрузка (гал/ч) Нагрузка 3/4 (гал/ч) Полная загрузка (гал/час)
20 0,6 0,9 1,3 1,6
30 1,3 1,8 2,4 2,9
40 1,6 2,3 3,2 4,0
60 1,8 2,9 3,8 4,8
75 2,4 3,4 4,6 6. 1
100 2,6 4.1 5,8 7,4
125 3.1 5,0 7.1 9.1
135 3,3 5,4 7,6 9,8
150 3,6 5,9 8,4 10,9
175 4. 1 6,8 9,7 12,7
200 4,7 7,7 11,0 14,4
230 5,3 8,8 12,5 16,6
250 5,7 9,5 13,6 18,0
300 6,8 11,3 16,1 21,5
350 7,9 13. 1 18,7 25,1
400 8,9 14,9 21,3 28,6
500 11,0 18,5 26,4 35,7
600 13,2 22,0 31,5 42,8
750 16,3 27,4 39,3 53,4
1000 21,6 36,4 52,1 71,1
1250 26,9 45,3 65,0 88,8
1500 32,2 54,3 77,8 106,5
1750 37,5 63,2 90,7 124,2
2000 42,8 72,2 103,5 141,9
2250 48,1 81.