Расчет РП СДВС

УДК 629.5.06:621.431.73

П88

Пунда, А.С., Веселков, Н.А., Пальтов, С.А. Расчет рабочих процессов судовых дизелей: учеб. пособие. – СПб.: Изд-во ГМА им. адм. С.О. Макарова, 2011. – 68 с.

Изложены методики расчетов рабочих процессов судовых дизелей: рабочего цикла, газообмена и наддува в соответствии с примерной и рабочей программами дисциплины «Судовые двигатели внутреннего сгорания».

Предназначено для курсантов 4 – 6 курса очного и студентов заочного обучения по специальности 180405 «Эксплуатация судовых энергетических установок».

Рекомендовано в качестве учебного пособия Ученым советом судомеханического факультета ГМА им. адм. С.О. Макарова. Протокол № 7 от 18 марта 2011 г.

Рецензенты:

Иванченко А.А., д-р техн. наук, проф. (Санкт-Петербургский государственный университет водных коммуникаций);

Емельянов П.С., канд техн. наук, проф. (ГМА им. адм. С.О. Макарова).

©ГМА им. адм. С.О. Макарова, 2011

©Пунда А.С., Веселков Н.А., Пальтов С.А, 2011

2

Предисловие

Расчеты рабочего цикла, процессов газообмена и наддува при изучении дисциплины «Судовые двигатели внутреннего сгорания» выполняются учащимися в форме расчетно-графических работ на тему: «Расчет рабочего цикла», «Расчет процесса газообмена» и «Расчет системы наддува», способствующих закреплению знаний по теории рабочих процессов судовых дизелей.

В ходе расчета рабочего цикла и построения предполагаемой индикаторной диаграммы производится подтверждение заданных значений среднего эффективного давления и удельного расхода топлива.

При расчете процессов газообмена необходимо выбрать по данным дви- гателя-прототипа геометрические характеристики газораспределительных органов (сечения, моменты и фазы газораспределения) и определить в них потери давления, проверить обеспечение требуемых параметров газообмена. Результаты расчета рабочего цикла и газообмена используются при определении энергетического баланса в системе газотурбинного наддува, мощности и подачи турбокомпрессора.

Курсовой проект, предусмотренный основной образовательной программой по дисциплине «Судовые двигатели внутреннего сгорания», включает также расчеты рабочего цикла, газообмена и наддува.

На заключительной стадии обучения расчеты рабочих процессов выполняются при разработке узлового раздела дипломного проекта.

Внастоящем пособии приведены примерные расчеты рабочих процессов

исправочные материалы по основным типам судовых дизелей.

3

1. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА 1.1. Цель и задачи расчета

Расчет рабочего цикла способствует закреплению теоретических знаний учащихся по основам теории судовых дизелей, понимания взаимосвязи процессов рабочего цикла с энергетическими и экономическими показателями двигателя.

Расчет производится для номинального (паспортного) режима работы и носит поверочный характер.

В задании к расчету указываются следующие параметры:

1)назначение двигателя (главный или вспомогательный);

2)двигатель-прототип;

3)номинальная эффективная мощность дизеля Ne, кВт;

4)номинальная частота вращения n, об/мин;

5)минимально допустимое значение среднего эффективного давления

pе, бар;

6)максимально допустимое значение удельного эффективного расхода топлива ge, кг/(кВтч);

7)диапазон значений средней скорости поршня Cm, м/с.

1.2. Определение размеров и числа цилиндров дизеля

На данном этапе работы необходимо определить диаметр цилиндра D, ход поршня S и выбрать число цилиндров i. Для этой цели используется развернутая формула эффективной мощности, которая при подстановке pe, бар, имеет следующий вид [2, §§ 2.1 – 2.3]:

По условию задания в формуле строго определены Ne, n и m (коэффициент тактности определяется пп. 2 задания к расчету). В первом приближении принимаем указанную в пп. 5 задания величину pe. Из заданного диапазона принимается значение Ст.

Средняя скорость поршня связана с ходом поршня и частотой вращения формулой Cm = Sn/30, откуда определяем приближенное значение S=30Cm/n. Далее принимаем отношение S/D. Этот параметр рекомендуется принять по заданному двигателю-прототипу (прил. 1, 2).

4

Обоснование числа цилиндров i. Судовые однорядные дизели имеют число цилиндров i = 4–10 и редко i =12–14. С увеличением числа цилиндров возникают трудности с обеспечением продольной жесткости остова, повышается трудоемкость работ по обслуживанию и ремонту (приблизительно в

i раз). В четырехтактных дизелях при числе цилиндров, равном шести или восьми, достигается полное уравновешивание дизеля [2, § 7.3, табл. 7.1]. В двухтактных дизелях используется четное и нечетное число цилиндров. Из условий обеспечения пуска главного судового дизеля при любом положении коленчатого вала минимальное число цилиндров составляет i = 4[1, § 13.1].

По сравнению с однорядными дизелями в V-образных конструкциях число цилиндров удваивается.

Из формулы (1.1) находим диаметр

Расчетный диаметр округляем до целых сантиметров. Округление следует производить в сторону уменьшения диаметра. Далее по принятому отношению S/D уточняем значение хода поршня и, при необходимости, округляем его в сторону уменьшения до целых сантиметров. Окончательно корректируем pе из условия обеспечения заданной мощности Ne в формуле

(1.1):

Так как размеры цилиндра округлялись в сторону уменьшения, то полученное значение среднего эффективного давления будет больше указанного в задании. Окончательно принятое значение pе не должно превышать 10 % от заданного, так как при существенном увеличении pе возрастают тепловые и механические нагрузки, и конструкция двигателя-прототипа не обеспечивает надежную работу двигателя.

1.3. Выбор исходных данных к расчету рабочего цикла

Фазы газораспределения определяем по двигателю-прототипу. По некоторым типам двигателей необходимые данные приведены в прил. 3. Более подробную информацию можно найти в инструкциях по эксплуатации двигателей и на сайтах отечественных и зарубежных фирм:

5

www.tmholding.ru

www.mandieselturbo.com

www.wartsila.com

www.marine.cat.com

www.diamonddiesels.co.uk/marine.htm www.mtu-online.com.

Для расчетов необходимо выбрать следующие параметры: Для двухтактного двигателя:

–угол открытия выпускного клапана (окон) φb, оп.к.в. до НМТ;

–угол закрытия выпускного клапана (окон) φb′ =φa , оп.к.в. после НМТ;

–угол открытия продувочных окон φd, оп.к.в. до НМТ;

–угол закрытия продувочных окон φe, оп.к.в. после НМТ.

Для двухтактного четырехтактного двигателя:

–угол открытия выпускного клапана φb, оп.к.в. до НМТ;

–угол закрытия выпускного клапана φb′, оп.к.в. после ВМТ;

–угол открытия впускного клапана φd, оп.к.в. до ВМТ;

–угол закрытия впускного клапана φe, оп.к.в. после НМТ.

В четырехтактном дизеле начало сжатия (точка а) принимается в НМТ, и поэтому полный объем цилиндра Va=Vc+Vh, в двухтактном – по моменту действительного начала сжатия. В этом случае объем цилиндр а

потерянного хода поршня; Vh – потерянный объем цилиндра.

Для определения a необходимо выбрать по двигателю-прототипу величину λш=r/Lш (см. прил. 1, 2), затем построить диаграмму Брикса, связывающую перемещение поршня в цилиндре с углом поворота коленчатого вала (рис. 1.1).

Диаграмма строится следующим образом. В выбранном масштабе на миллиметровке строится окружность радиусом r=S/2. Определяется поправка ОО′=rλш/2 , которая затем откладывается в том же масштабе, как и на рис. 1.1. Внутри первой окружности произвольным радиусом проводится вспомогательная окружность с центром О′. Ее нижняя полуокружность разбивается на 18 равных дуг (на рисунке показана разбивка правой доли полуокружности). Через точки разбивки проводятся радиусы из центра О′ до пересечения их с внешней окружностью. Эти точки будут указывать на

6

положение поршня при повороте кривошипа на определенный угол. Т аким образом, на нижней части внешней окружности будет нанесена шкала углов поворота в диапазоне 90º – 0º(НМТ) – 90º с шагом 10º п.к.в.

Рис.1.1. К определению коэффициентов потерянного хода

Принятые значения фаз газораспределения отмечаются на шкале точками b, d, e, a(b′).

Коэффициенты потерянного хода поршня определятся по соотноше-

ниям ψa=Sa/S; ψb=Sb/S. Эти параметры можно определить также аналитически по формулам:

По этой же формуле можно определить коэффициент потерянного хода поршня по продувочным окнам ψd.

1.3.1.Исходные данные к расчету процесса наполнения цилиндра

1.Стандартные условия принимаются согласно международному стандарту ISO 3046/1-2002: давление окружающей среды p0= 1,0 бар; температура окружающей среды T0 = 298 К; низшая теплота сгорания топлива среднего состава (С = 0,87, Н = 0,126, О = 0,004); Qн = 42 700 кДж/кг.

7

2. Давление воздуха в ресивере ps определяется уровнем форсировки двигателя, поэтому ps и pe связаны примерно пропорциональной зависимостью. Это позволяет принять его значение по данным двигателя-прототипа из прил. 1 и 2, имеющего наиболее близкое значение pe к его величине, полученной при определении размеров и числа цилиндров дизеля (см. п. 1.2, формула

(1.3)).

Температура воздуха в ресивере Ts определяется для среднего значения температуры воды на входе и выходе из охладителя наддувочного воздуха

tw=( tw1+ tw2)/2 = 20 °С; Ts tw 273 tво ,

где tво – минимальный температурный напор в воздухоохладителе, равный

10 − 13°С.

Степень сжатия ε =Va/Vc. В четырехтактных двигателях принимаεется геометрическая степень сжатия ε0 = Va /Vc = (Vc + Vh )/Vc, в двухтактных – действительная д = Va/Vc= (Vc+ Vh')/ Vc .

Взаимосвязь между действительной и геометрической степенями сжатия:

В технической документации по двигателям значение степени сжатия, как правило, не указывается. Приблизительное ее значение можно определить по значениям ps и pc для двигателя-прототипа: ε=exp[ln(pc/ps)/1,36].

Коэффициент остаточных газов r численно показывает, какую долю относительно массы свежего заряда составляет масса остаточных газов в начале процесса сжатия. Его значения для четырехтактных двигателей с наддувом лежат в пределах 0,01 − 0,03; для современных двухтактных дизелей –

r = 0,04 − 0,08.

8

1.3.2. Исходные данные к расчету процесса сжатия

Показатель политропы сжатия n1. При выборе n1(обычные пределы 1,34 − 1,36 для малооборотных и 1,37 − 1,39 для среднеоборотных дизелей) следует исходить из интенсивности теплообмена между зарядом воздуха и стенками цилиндра в процессе сжатия, зависящей от типа двигателя, размеров D и S, частоты вращения, условий охлаждения поршня, крышки и втулки цилиндра

[2, § 1.4].

1.3.3. Исходные данные к расчету процесса сгорания

Коэффициент использования тепла в точке z z определяется отношением

z Qcz /(Qн gц ) ,

где Qcz – тепло, расходуемое при сгорании цикловой подачи топлива ( gц , кг)

на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение механической работы на участке c - z′ - z.

При полном сгорании gц выделится количество тепла, равное Qн gц .

Значение z учитывает потери от неполноты сгорания, теплообмена со стенками, а также часть тепла, еще не выделившегося в точке z.

Значение коэффициента z для современных судовых дизелей со-

ставляет 0,85–0,92. Для малооборотных дизелей следует принимать большие значения z из указанного диапазона, так как для них характерна малая

продолжительность сгорания топлива по углу поворота коленчатого вала. Для среднеоборотных дизелей рекомендуется принимать несколько меньшие значения z (средние в указанном диапазоне) вследствие большей про-

должительности сгорания топлива и переносом его частично на линию расширения. Для высокооборотных дизелей принимаются наименьшие значения из диапазона.

Максимальное давление сгорания pz принимается по данным двигате-

ля-прототипа. При оценке величины pz следует учитывать влияние мак-

симального давления сгорания на механические нагрузки и экономичность двигателя.

9

1.3.4. Исходные данные к расчету процесса расширения

Показатель политропы расширения газов в цилиндре п2. Величина п2

для судовых малооборотных и среднеоборотных дизелей лежит в пределах 1,2 − 1,27 и зависит от интенсивности теплообмена газов со стенками цилиндра, от внутреннего теплопритока при догорании топлива на линии расширения, обусловливающего качественную связь между величинами z и п2 [2, § 1.6].

1.3.5. Механический КПД

Механический КПД m необходим для перехода от индикаторных энергоэкономических показателей рабочего цикла двигателя к соответствующим эффективным показателям [2, § 2.3]. Значения m обычно приводятся для режима полной (100 %) нагрузки. Для судовых дизелей характерны следующие значения механического КПД: в малооборотных двухтактных дизелях m 0,88 0,94; в четырехтактных среднеоборотных m 0,84 0,92; в

четырехтактных высокооборотных m 0,75 0,85. Большие значения в указанных диапазонах соответствуют дизелям с высоким наддувом.

1.4. Расчет процессов, составляющих рабочий цикл

После выбора исходных данных производится расчет процессов наполнения, сжатия, сгорания, расширения и определяются численные величины параметров p и Т в основных точках расчетного цикла.

Процесс наполнения. Задача расчета – определение заряда свежего воздуха и параметров газа в точке а.

Давление в цилиндре в начале сжатия выбирается с учетом эксперимен-

В процессе наполнения поступающий в цилиндр воздух смешивается с остаточными газами и подогревается от стенок. Температура смеси в начале сжатия определяется по формуле

10