Литература по Механике и для Механиков / Литература / Voznitskiy_-_Sudovye_dvigateli_vnutrennego_sgora (2)

100 Судовые двигатели внутреннего сгорания

В принятом масштабе линейных размеров К на диаграмме изоб­ ражают схему продувочных и выпускных окон втулки цилиндра. На уровне верхней кромки поршня проводят горизонтальную линию, ко­ торую принимают за ось абсцисс диаграммы «время-сечение». Прово­ дят горизонтальные линии на уровне верхних и нижних кромок проду­ вочных и выпускных окон. Далее от оси абсцисс откладывают отрезок ВО, соответствующий радиусу кривошипа в принятом масштабе К, и строят бицентровую диаграмму Брикса. Справа от нее строят кривую пути поршня в прямоугольной системе координат h-(p.

Ординатами hp h2, h3 и т.д. на рис. 4.9 представлены линейные открытия выпускных окон в масштабе К при соответствующих углах поворота кривошипа. Таким образом, расстояния между кривой пути поршня и горизонтальными линиями, проведенными на уровне верх­ них кромок окон, - это также линейные открытия окон. Площадь диаг­ раммы, ограниченная кривой пути поршня, уровнем верхней кромки окон и ординатами, соответствующими .углу поворота кривошипа в начале и в конце периода газообмена, представляет собой величину интеграла линейных открытий окон в масштабе чертежа. Действитель­ ную величину его определяют путем умножения площади на масштаб линейных размеров и масштаб углов поворота:

где F - площадь диаграммы, мм2.

В результате подстановки выражения (4.7) в уравнение (4.6) с уче­ том соотношения площадей ( 1 мм2= 1 0 "бм2) получим обобщенную фор­ мулу располагаемого «время-сечения», м2 с, для двигателей с контур­ ными схемами газообмена:

A = - F K m - 1(Г6. (4.8)

6 п

Значения суммарной ширины окон b и площади диаграммы F в формулу (4.8) подставляют в зависимости от того, для какого частного случая и для какого периода газообмена определяют располагаемое «время-сечение».

Для периода предварения выпуска располагаемое «врем я- сечение»

где Ьь —суммарная ширина выпускных окон, мм; F ’s - площадь диаг­ раммы, соответствующая «время-сечению» предварения выпуска, мм2.

Взависимости от располагаемого «время-сечения» предварения выпуска А' может быть определено давление в цилиндре в момент открытия продувочных окон p d.

Втом случае, когда располагаемое «время-сечение» предварения выпуска соответствует теоретически необходимому «время-сечению» свободного выпуска, т.е. A ’t =-4|теор, давление в цилиндре в момент от­ крытия продувочных окон будет равно давлению, необходимому для начала продувки, p d= р Используя уравнение расхода газа (см. гл. 6 ,

§6.4, формулу 6.20) применительно к выпускным органам, подставим

внего значения А' и p d . Решив уравнение относительноp d получим:

__________________ 0,Ю2а

чине отношения p d/ps может быть определено - будет ли иметь место заброс газов в ресивер или нет.

Если р Jps > 1, то это означает, что располагаемое «время-сечение» предварения выпуска А ' оказывается недостаточным для обеспечения свободного выпуска и для понижения давления в цилиндре до величи­ ны р что может повлечь за собой заброс газов в ресивер.

Допускаемые значения р Jps для мало- и среднеоборотных двига­ телей лежат в пределах 0,95-1,1.

При р Jps свободный выпуск заканчивается в момент открытия продувочных окон, а располагаемое «время-сечение» свободного выпус­ ка равно располагаемому «время-сечению» предварения выпуска: А = A't Такому случаю соответствует диаграмма, приведенная на рис. 4.9.

При р Jps свободный выпуск заканчивается существенно позже момента открытия продувочных окон, и заброс газов гарантирован.

Особенности построения диаграммы «время—сечение» выпускно­ го клапана. Основой построения диаграммы «время-сечение» выпуск­ ного клапана служит кинематика привода клапана. Однако в учебных целях для упрощения задания можно условно принять параболичес­ кий закон открытия клапана.

Построение, показанное на рис. 4.10, выполняется следующим образом.

Геометрические параметры клапана а кл, hKji, dкл приведены на рис. 4.11.

Если имеется цилиндрический участок на рабочем профиле ку­ лачной шайбы, то его величина, обычно 30-50° п.к.в., откладывается симметрично относительно точки к (участок а-b на рис. 4.10). Отрезок абсциссы т -с делится на четное число равных частей и через точку с проводится перпендикуляр который делится на то же число час­ тей. Кривую подъема клапана строим по точкам пересечения лучей и перпендикуляров, как показано на рис. 4.10. Нисходящая ветвь кривой f m=JW) симметрична кривой подъема клапана. Обычно при /ги ~ 0 ,2 5 ^ площадь полного открытия клапана h j naxравна сечению горловины/'^.

Для увеличения «время-сечения» свободного выпуска^ " " 11увели­ чивают до (0,28-0,30) dш (см. рис. 4.11).

Закон открытия выпускного клапана с электронным управлением отличается от рассмотренного на рис. 4.11. (см. рис. 4.6), поэтому в расчетах рекомендуется использовать приведенную кривую как про­ тотип.

§ 4*3* Показатели качества газообмена

Качество газообмена определяют с помощью коэффициентов, зна­ чение которых поясняет анализ изменения содержания в цилиндре дви­

ность в любой момент определить массу воздуха, затрачиваемую на продувку и представляющую собой ту часть воздуха, которая в период газообмена проходит через цилиндр в выпускной тракт. Из рассмотре­ ния кривых следует, что масса находящихся в цилиндре продуктов сго­ рания G с момента открытия выпускных органов и до момента их закрытия неуклонно снижается. Поступление в цилиндр свежего воз­ духа начинается с запаздыванием примерно на 30° , по отношению к моменту открытия впускного клапана (точка 3), так как давление р цдо точки 3 оставалось выше p s.

Поступающий воздух G частично заполняет цилиндр - Сцв, часть воздуха, равная G -G m, выходит с выпускными газами - тратится на продувку. В точке г' выпускной клапан закрывается, и продувка пре­ кращается, масса воздуха, равная G -G ^ в дальнейшем остается неиз­ менной. Наполнение цилиндра продолжается, кривая G идет вверх.

К моменту окончания газообмена (точка а) цилиндр оказывается за­ полненным воздухом массой GBи оставшимися в нем продуктами сго­ рания Gr. Масса израсходованного воздуха на наполнение и продувку равна Gs. Эти данные могут быть использованы для оценки качества газообмена, однако в теории ДВС обычно прибегают к их относитель­ ным значениям, представляющим собой коэффициенты продувки, ос­ таточных газов и наполнения цилиндра.

Q

Коэффициент продувки: (ра =

где Gs - масса воздуха, поданного в цилиндр за цикл (прошедшего через продувочные окна); G — масса заряда воздуха, оставшегося в цилиндре к моменту окончания газообмена - началу сжатия, характе­ ризует затрату воздуха на продувку и наполнение цилиндра. Чем он выше, тем, следовательно, больше расход воздуха на газообмен и за­ трата энергии на привод наддувочного агрегата. В двухтактном двига­ теле без наддува (ра = 1,15-1,25. В двигателе с наддувом увеличение давления воздуха р ; приводит к росту потерь на продувку и (ра =1,6- 1,65. В определенной степени это благоприятно сказывается на сниже­ нии теплонапряженности ЦПГ, так как чем больше воздуха продувает­ ся через цилиндр, тем больше он отбирает от нагретых поверхностей теплоты. В четырехтактных двигателях (ра = 1-1,2.

Непосредственно о затратах воздуха на продувку и наполнение цилиндров двигателя можно судить по удельному расходу воздуха:

a = ^ L

д,- , где Gs - расход воздуха на весь двигатель, кг/(кВтч).

Для двухтактного МОД gs = 8,8-10,8 кг/(кВтч), для четырехтакт­ ного СОД gs = 6 ,8 - 8 ,2 кг/(кВтч).

Критерием количественной оценки совершенства процессов очис­ тки цилиндра от отработавших газов и наполнения его зарядом служат коэффициенты остаточных газов и наполнения цилиндра.

G Коэффициент остаточных газов: уг = —- ,

G,

где Gr - количество оставшихся в цилиндре к концу газообмена га­ зов, м3; Ge- заряд свежего воздуха, м3.

Чем меньше уг, тем меньше остается газов в цилиндре и тем каче­ ственнее очищается цилиндр от продуктов сгорания и тем больший его объем освобождается для заполнения воздухом.

Согласно опытным данным у имеет следующие значения.

Загрязнение выпускного тракта и связанное с ним увеличение противодавления выпуску р закоксовывание продувочных и выпуск­ ных окон, падение давления продувочного воздуха вызывают увеличе­ ние коэффициента у

Коэффициент наполнения: Г}п = —J~,

G VS

где Gs- действительное количество воздуха, заполнившего цилиндр в процессе наполнения; = p V - количество воздуха, которое могло бы поместиться в его рабочем объеме V при параметрах, характеризу­ ющих состояние воздуха на впуске (pff Тддля двигателей без наддува, p s, Т для двигателей с наддувом).

Коэффициент Г]н характеризуется степенью использования объе­ ма цилиндра в процессе наполнения. Чем выше г) , тем эффективнее используется рабочий объем, тем больший заряд свежего воздуха G<:в нем размещается к концу газообмена. Знание массы воздуха G , посту­ пившего в цилиндр за цикл, дает также возможность определить сум­ марный коэффициент избытка воздуха:

В малооборотных двухтактных двигателях а = 2,8-3,6. Предпосылкой высокого качества процесса газообмена является

наличие достаточных проходных сечений продувочных и выпускных окон или клапанов, обеспечивающих минимальные сопротивления воз­ духу и газам. Расположение, конфигурация и размеры окон должны создать такие направления и скорости потоков внутри цилиндра, при которых будут происходить вытеснение воздухом газов и минималь­ ное их перемешивание. Непродутые и застойные зоны, образующиеся над поршнем, у стенок цилиндра, под клапанами, должны быть незна­ чительными. Существенное влияние на качество газообмена оказыва­ ют также параметры состояния воздуха и газов в ресивере, цилиндре, выпускной системе, перед турбиной и другие факторы.

Глава 5

НАДДУВ

В основе работы дизеля лежит преобразование энергии сжигае­ мого топлива в механическую работу, поэтому чем больше сожжено топлива, тем большую работу сможет развить двигатель. Но количе­ ство топлива, которое может эффективно сгореть в цилиндрах задан­ ного размера, лимитируется массой размещаемого в них заряда возду­ ха G = К 77 р .

вп 1н ~ s ч.

Для увеличения массы заряда воздуха нужно увеличить его плот­ ность. В свою очередь плотность воздуха р = рJRTsможет быть увели­ чена, если поднять давление воздуха p s и понизить его температуру Т. Такое техническое решение, которое позволяет повысить агрегатную мощность двигателя за счет увеличения цикловой подачи топлива и заряда воздуха при практически неизменном коэффициенте избытка воздуха, называется наддувом.

Степень увеличения мощности двигателя посредством наддува принято оценивать коэффициентом, получившим наименование сте­ пень наддува Ян= Nен/Nе, где Nен - номинальная мощность двигателя, форсированного наддувом.

Поскольку цилиндровая мощность N = Срп, то, принимая во внимание, что при наддуве геометрические размеры цилиндра, харак­ теризуемые постоянной С, и частота вращения не изменяются, после подстановки и сокращения получим:

X - СР * п = Р'»

Среп р„ ’

где р ен - среднее эффективное давление, достигнутое благодаря надду­ ву; р е - среднее эффективное давление, которое имели двигатели без наддува. Таким образом, степень наддува представляет собой отноше­ ние среднего эффективного давления при наддуве к его величине без наддува.

Максимальное р е, которое было достигнуто в четырехтактных дви­ гателях без наддува, составляло 5,2-6,5 бар, в двухтактных двигателях 4.5-5,5 бар. До недавнего времени степень наддува двигателей двух­ тактных не превышала 1,5 и четырехтактных 2,5. В современных кон­ струкциях двигателей степень наддува достигла 3,5-3,8 (2-тактные) и 4.5-4,9 (4-тактные).

§5.1. Виды наддува дизелей

Взависимости от типа привода нагнетателей воздуха наддув су­ довых двигателей принято подразделять на механический, газотурбин­ ный и комбинированный.

Механический наддув - сжатие воздуха от атмосферного давления до давления наддува p s осуществляется в наддувочном агрегате (комп­ рессоре) центробежного или объемного типа, приводимом в действие через зубчатую или цепную передачу от вала двигателя.

Оценка эффективности механического наддува может быть осу­ ществлена путем анализа механического КПД двигателя с механичес­ ким наддувом, который может быть представлен следующим образом:

вод нагнетателя, увеличивается, но одновременно растут механичес­ кий КПД двигателя Г]' и относительная потеря на привод механичес­ кого нагнетателя 8. При низких значениях давления наддува (ориен­ тировочно д о р —1,4 бар) рост ц'мпревышает увеличение 8. При боль­ ших значениях р рост 8 начинает превалировать, и это отрицательно сказывается на экономичности двигателя. Поэтому применение меха­ нического наддува ограничивалось умеренными значениями p s = 1,5- 1,6 бар. К преимуществам механического наддува относятся конструк­ тивная простота, относительно невысокая стоимость дополнительного оборудования и надежность; применяли его в основном в двигателях малой мощности или в мощных двухтактных двигателях в комбина­ ции с системой газотурбинного наддува.

Газотурбинный наддув - сжатие воздуха от атмосферного давле­ ния до давления наддува р к осуществляется в наддувочном агрегате, представляющем собой центробежный компрессор, объединенный с газовой турбиной. В турбине, установленной в выпускном тракте дви­ гателя, используется значительная часть энергии выпускных газов,

108 Судовые двигатели внутреннего сгорания

которая в двигателях без наддува обычно теряется в атмосферу. По­ скольку привод компрессора осуществляется турбиной, отпадает не­ обходимость в отборе мощности от двигателя. Важно также иметь в виду, что при газотурбинном наддуве с ростом давления р к мощность механических потерь не меняется, а индикаторная мощность увеличи­ вается. В результате механический КПД двигателя растет, а удельный эффективный расход топлива соответственно снижается. В этом заключается существенное преимущество газотурбинного наддува, выгодно отличающее его от механического.

Комбинированный наддув - сжатие воздуха осуществляется в турбонаддувочном агрегате и в приводном нагнетателе, в качестве которо­ го в двухтактном двигателе обычно используют подпоршневые полос­ ти цилиндров.

В зависимости от способа включения в систему воздухоснабжения агрегатов наддувочного воздуха в двухтактных двигателях приме­ няли следующие виды комбинированного наддува: последовательный (сжатие в ГТК, затем в навешенном компрессоре или подпоршневой полости), параллельный (сжатие в ГТК и в подпоршневой полости осу­ ществляется параллельно).

Поскольку при комбинированном наддуве не вся энергия, необхо­ димая для сжатия воздуха до давления наддува, отбирается от вала двигателя, а лишь ее часть, определяемая затратой мощности на сжа­ тие в приводном нагнетателе, то при прочих равных условиях механи­ ческий КПД двигателя с комбинированным наддувом больше механи­ ческого КПД двигателя с механическим наддувом и меньше механи­ ческого КПД двигателя с газотурбинным наддувом.

Таким образом, из сопоставления систем механического, газотур­ бинного и комбинированного наддува видно, что наиболее перспекти­ вен газотурбинный наддув, чем и определяется его преимущественное применение в судовых двигателях. К комбинированному наддуву при­ бегали в тех случаях, когда энергии газов было недостаточно для реа­ лизации газотурбинного наддува (ранние конструкции двухтактных дви­ гателей «МАН», «Зульцер»), при котором обязательным условием яв­ ляется обеспечение баланса мощностей газовых турбин и приводимых ими компрессоров: N T = N...

§ 5 Д. Конструкция газотурбокомпрессоров

Системы газообмена и наддува судовых дизелей включают в себя турбокомпрессоры, дополнительные приводные компрессоры, охлади­

тели наддувочного воздуха, автоматические продувочные клапаны, управляемые вращающиеся заслонки на выпускных патрубках, кол­ лекторы и трубопроводы газовоздушного тракта.

Вкачестве наддувочных агрегатов используются газотурбокомпрессоры (ГТК), состоящие из центробежного компрессора и газовой турбины, установленных на одном валу.

Турбокомпрессоры подают воздух через охладители в ресивер под давлениемр к= 130-350 кПа. Температура газов, поступающих в газо­ вую турбину при полной нагрузке дизеля, составляет Г = 320-650° С. Большие значения температур относятся к четырехтактным двигате­ лям. Конструкция турбокомпрессора определяется типом применяе­ мых турбин и компрессоров, расположением и конструкцией подшип­ ников ротора.

Всудовых дизелях применяют центробежные одноступенчатые компрессоры с щелевым лопаточным диффузором, обладающие рядом преимуществ по сравнению с осевыми. Основными их преимущества­ ми являются: меньшие габаритные размеры, меньшее влияние загряз­ нения лопаток на адиабатный КПД, меньший момент инерции ротора, обеспечивающий лучшую приемистость турбокомпрессора при пус­ ках и изменении режима работы дизеля. Центробежные одноступенча­ тые компрессоры имеют адиабатный КПД Т]адк = 0,70-0,84.

Компрессор (рис. 5.1, 5.2) состоит из неохлаждаемого корпуса, всасывающей камеры, направляющего аппарата, рабочего колеса, диф­ фузора и улитки. Всасывающая камера снабжается глушителем шума

ивоздушным фильтром. Неподвижный направляющий аппарат пред­ ставляет собой решетку неподвижных лопаток, направляющих воздух

всторону колеса. Вращающийся направляющий аппарат образуется лопатками рабочего колеса компрессора. Рабочее колесо полузакрыто­ го типа имеет радиально направленные лопатки с загнутыми передни­ ми кромками. Диффузоры, предназначенные для преобразования ки­ нетической энергии воздуха за рабочим колесом в работу сжатия, при­ меняют двух типов: безлопаточные (щелевые) и лопаточные.

Лопаточные диффузоры находят все большее распространение, так как при их использовании повышается КПД компрессора, особен­ но при высоких давлениях наддува. Они представляют собой круго­ вую решетку из направляющих лопаток. Спиральные сборные улитки снижают скорость движения воздуха. Вращающиеся направляющие аппараты и рабочие колеса турбокомпрессоров изготавливают из алюминиевых сплавов, корпусные части - из чугуна и алюминиевых сплавов.