Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Теоретические основы и устройство главных и вспомогательных судовых энергетических установок. Методические рекомендации
.pdf
11
окажет влияние изменение
t
p
d
p
int
p
min
n
r
e
n
с
Ф
r
с
Ф
r
e
n
с
с
r
r
с
с
minс
maxс
minс
minс
maxс
r
maxr
к
maxr
minr
t
T
int
T
a
T
k
k
n
n
a
p
p
p
p
1
int
2
2
int
T
а
p
кПа
a
T
К
p
кПа
k
n
. Для дизелей без наддува принимают
=
(см. рис.1).
При малой частоте вращения коленчатого вала для дизеля без наддува
потери давления во впускном тракте (воздухоочиститель — впускной коллектор — проходное сечение клапана) минимальны, но в начале такта впуска
наблюдается «обратный выброс» отработавших газов во впускной коллектор.
Поэтому отработавшие (остаточные) газы поступают в цилиндр в процессе
наполнения, следовательно, у
коэффициент
выше. При увеличении n
во впускном тракте повышаются гидравлические потери. «Обратный выброс»
отработавших газов падает, а дозарядка цилиндра возрастает. Поэтому до до-
стижения
возрастает
, а
снижается до минимума. Если увеличивать n
и дальше, то гидравлические потери продолжают возрастать, снижая
личивая коэффициент
. Причем в этом случае во впускном тракте возрастает
и уве-
скорость протекания свежего заряда, добавляя его количество в цилиндр (дозарядка).
мость коэффициента
на рис. 3б. Пересчитав коэффициент к = (
деленных камер сгорания и дизелей без наддува
зависимости (2), получим:
Представим, что теперь частота вращения коленчатого вала
возрастает. Очевидно, что чем выше
= f (
) при этом будет иметь наклон к оси абсцисс как
=
, тем ниже коэффициент
–
)/(
= 12,
–
(
–
) для рассчитываемого
= const, а
–
), для нераз-
= 15, согласно
. Зависи-
цикла.
При определении
для дизелей с наддувом следует учесть, что если по-
сле компрессора нет охладителя наддувочного воздуха, то
=
, а с охладителем наддувочного воздуха принять
= 330
К.
Здесь
противление в компрессоре со сторон всасывания и нагнетания,
= 100
,
= 300
, а
= (10...20)
– гидравлическое со-
= 1,4 — по-
казатель политропы сжатия в компрессоре.
2.2. Параметры конца сжатия
Наибольшая экономичность дизеля достигается при повышенном перепаде температур рабочего цикла, когда обеспечиваются условия для эффективного сгорания топлива при максимально достижимой степени расширения рабо-
чего тела.
Начало сжатия определяется фазами газораспределения, а сам процесс
сжатия сопровождается непрерывным, переменным по величине и направле-
12
нию, теплообменом между рабочим телом (свежий заряд плюс остаточные га-
1
n
1
n
c
p
t
p
1
n
c
кПа
c
T
t
T
11n
c
кгкмоль
OSHС
L /,
323241221,0
1
0
0
М
o
L
SHC
79,0
32212
кг
кмоль
L
1
0
L
кг
кмоль
1
L
0
L
предкамерным
1
=
1,3 ... 1,6;
вихрекамерным
1
=
1,5 ... 1,9;
объемно–пленочным
1
=
1,7 ... 2,0;
объемным
1
=
1,9 ... 2,2.
М
0
М
1
0
L
кг
кмоль
r
М
r
L
кг
кмоль
r
М
r
М
z
T
r
1
314,8~
vz
с
z
T
vc
с
~
c
T
r
vc
с
~
c
T
zн
Q
зы) и стенками камеры сгорания. На параметры конца сжатия оказывают влияние как быстроходность дизеля, материал поршня (интенсивность охлаждения
стенок камеры сгорания), диаметр цилиндра, степень сжатия, а также утечка
свежего заряда вследствие износа ЦПГ. Отсюда следует, что показатель политропы сжатия
, который изменяется в диапазоне от 1,34 до 1,38 и может быть
выбран из опытных данных [1–3].
Таким образом, выбрав
=
,
(4)
, находят:
=
, К (5)
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива
, (6)
где C, H, S, Q – доли углерода, водорода, серы и кислорода, входящие в состав
1кг топлива, соответственно.
Количество "чистых" продуктов сгорания 1кг топлива
=
,
. (7)
Учитывая, что смесеобразование в дизеле несовершенно, то в цилиндр посту-
пает количество свежего заряда
где
=
— коэффициент избытка воздуха при сгорании (отношение
,
, (8)
/
).
Рекомендуется принимать [2] для дизелей со смесеобразованием:
Количество продуктов сгорания («чистые» продукты сгорания плюс неис-
пользованный свежий заряд)
=
+(
–1)
,
. (9)
Количество остаточных газов
=
,
. (10)
Действительный коэффициент молекулярного изменения
=(М+
)/(L+
). (11)
2.3. Расчет процесса сгорания
Температура
цикла определяется из уравнения сгорания [1, 2, 4:
–(
+8,314)
–
(
+8,314)
–
/М= 0. (12)
13
Здесь удельные средние молярные изохорные теплоемкости рабочего тела мо-
vc
с
~
c
T
Ккмоль
кДж
vс
с
~
с
T
Ккмоль
кДж
vz
с
~
1
1
26,19147,20
4
1
1
10
11,2536
z
T
Ккмоль
кДж
z
z
p
c
p
y
y
T
c
T
н
Q
кг
кДж
z
z
V
a
2
z
T
b
z
T
z
T
a
acbb
2
42
z
T
2
n
k
2
n
k
2
n
2
n
b
p
b
T
Дизель
2
n
b
p
,
мПа
b
T
,К
МОД, СОД
1,2...1,3
0,25...0,8
900...1100
ВОД
1,15...1,25
0,4...0,8
1000...1200
без наддува
1,15...1,28
0,2...0,38
1000...1200
МОД и СОД с охл. поршней
1,2...1,3
0,25...0,6
900...1200
ВОД без охл. поршней
1,15...1,25
0,4...0,6
1000...1200
гут быть вычислены по формулам:
= 19,26 + 0,00251
=20,47+0,0036
=
Коэффициент
[2: для ВОД и СОД (0,85…0,9); для МОД (0,8…0,85)
Степень повышения давления
точке
:
=
.
=l,20 ... 1,35 для МОД;
= 1,4 ... 2,0 для СОД и МОД.
Низшая теплота сгорания топлива в расчетах можно принять
,
,
+
=
; (13)
; (14)
,
/
, температура расчетного цикла в
. (15)
= 42700
.
Отметим, что с повышением быстроходности коэффициент использования теплоты
при достижении объема
снижается. Подставив в формулу (12) по-
лученные ранее значения, находят, что в результате незначительных преобразований появилось полное квадратное уравнение вида:
откуда:
+
=
; (
= 1700...2200 К) (17)
+c = 0, (16)
2.4. Расчет процесса расширения
В начале процесса расширения происходит догорание топлива, поэтому
показатель политропы
ширения – наоборот, теплота от рабочего тела отводится, т.е.
вание переменных значений
(подвод теплоты к рабочему телу.) В конце рас-
. Использо-
в расчетах затруднительно, поэтому принимают
средний показатель политропы расширения, значения которого даны в табл.2.
Таблица 2.
Показатель политропы
для разных дизелей с параметрами
и
в
конце такта расширения (см. рис. 2)
14
Из таблицы видно, что чем быстроходнее дизель, тем ниже показатель по-
2
n
2
n
2
n
c
z
с
в
в
p
2
n
z
в
T
12n
z
кПа
,)1(
1
1
1
1
1
1
12
c
t
z
в
c
c
mi
T
Т
nT
T
n
miскрmi
95,0...9,0
скр
97,0...92,0
скр
2
мм
2
мм
2
мм
mi
p
s
V
s
V
t
V
c
V
c
V
t
V
с
s
V
t
V
с
t
V
1
c
cs
V
литропы
. Если поршни охлаждаемые, то
выше, чем без охлаждения
поршней, откуда следует, что если поршень выполнен из алюминиевого сплава,
то
, будет выше.
Степень предварительного расширения
. (18)
Степень последующего расширения
. (19)
Параметры рабочего тела в точке «
=
» расчетного цикла:
;
=
. (20)
2.5. Расчет индикаторных показателей и построение
диаграммы расчетного цикла
По результатам расчета цикла определяют среднее индикаторное давле-
ние расчетного цикла,
:
(21)
А также скругленного цикла
, где
для неразделенных камер сгорания;
для разделенных камер сгорания.
Чтобы выбрать масштабы давлений и объемов (ход поршня) необходимо,
иметь площадь диаграммы меньшей, чем 200*170
на листе миллиметровой
бумаги формата А4. Другой вариант — площадь диаграммы должна быть
меньше, чем 320*260
на листе формата 420*297
. Причем по наиболь-
шей длине листа откладывают оси ординат для давлений p, а на наименьшей
— оси абсцисс — для объемов V.
Учитывая, что в дальнейшем для определения графическим способом
среднего индикаторного давления
число отрезков, а именно, необходимо разбить отрезок
линдра). Так как
=
–
, а
=
необходимо ось абсцисс разбить на целое
(рабочий объем ци-
=
/
, то
=
(1–1/
), откуда
, см (22)
Результат построений индикаторной диаграммы дан на рис. 4.
15
Построим дополнительную абсциссу для
t
V
= 1, разделив ее на части: 0,1; 0,15;
0,2; 0,3; 0,4 и 0,75. (см. рис.4.).
Учитывая, что
c
p
=
t
p
1
n
c
t
V
V
и
z
p
=
b
p
2
n
t
z
V
V
, но на графике (см. рис.4.)
t
V
= 1, подставим его значения в приве-
денные формулы и, имея в виду m, по-
лучим:
c
p
=
t
p
m
1
n
t
V
V
и
z
p
=
b
p
m
2
n
t
V
V
,
Рис. 4. Построение диаграммы рас-
четного цикла
V
V
1
n
V
c
p
2
n
V
z
p
0,1
0,15
0,2
0,3
0,5
0,75
1
c
p
V
z
p
V
mi
p
0
p
1
p
2
p
i
p
n
p
s
V
мм
mi
p
mn
p
pp
n
i
n
1
1
0
22
кПа
скр
1mi
p
скр
mi
p
кПа
где:
= 0,1; 0,15; ... 0,75.
Расчет проведем в форме табл. 3.
По результатам расчета на рис.4 строим политропы сжатия
Таблица 3
=f(
) и
расширения
= F(
). Расчетные точки рекомендуется соединять тонкими ли-
ниями, как показано на рис.4, для наименьшей погрешности. Для оценки точности графических построений определим
ной диаграммы, используя метод трапеций.
10
Обозначим на диаграмме расчетного цикла замеряемые ординаты
,
...
...
, разбив предварительно
). Измеряя ординаты и подставляя их в формулу:
=
,
, (23)
определим среднее индикаторное давление расчетного цикла. С учетом коэффициента округления
диаграммы
Ошибка в графическом расчете:
расчетом по площади индикатор-
,
на целое число n отрезков (по
=
,
. (24)
16
=
mi
mimi
p
pp1
100% (не более 5%) (25)
Примечание. При скруглении диаграммы
следует учесть начало впрыска топлива, период задержки самовоспламенения, жесткость работы дизеля и фазы газораспределения, т.е. все потери работы цикла при
этом. Обвести толстой линией диаграмму
цикла на рис.5, где показана диаграмма ра-
бочего цикла дизеля с турбонаддувом. За-
штрихованная площадка, высота которой
равна
mi
p
, эквивалентна работе цикла, по-
этому площадь диаграммы рабочего цикла
равна этой площадке.
Рис. 5. Результат построения диа-
граммы рабочего цикла дизеля с
турбонаддувом
Среднее индикаторное давление — условное постоянное давление, при
МПа
2
sin
2
cos1
ш
x
rS
25,02,0
ш
ш
l
r
r
ш
l
cxx
VS
d
V
4
2
3
м
№
, рад.
x
S
, м
x
V
,
3
м
р, кПа
0 pt
котором за один ход поршня совершается та же работа, что и работа цикла. Оно
является важным показателем характеристики дизеля. Чем выше этот показатель, тем больше тепловая нагруженность цилиндропоршневой группы двигателя.
У судовых дизелей с турбонаддувом его значение больше 1
. Фазы
газораспределения, которые показаны на рис. 5, примерно в два раза шире, чем
у дизелей без наддува. За счет фаз газораспределения на эксплуатационном режиме работы дизеля с турбонаддувом происходит продувка цилиндра от отработавших газов. Условия для быстрого и полного сгорания топлива улучшают-
ся, поэтому индикаторный КПД всегда выше, чем у дизеля без наддува такой
же размерности и быстроходности.
Построение развернутой индикаторной диаграммы осуществляется в сле-
дующей последовательности:
1. Определяется текущее положение поршня по формуле:
, м
где:
– радиус кривошипа, м,
того вала, рад.
2. Определяется текущий объём цилиндра:
— постоянная кривошипно-шатунного механизма,
— длина шатуна, м, - угол поворота коленча-
3. Заполняется таблица №4
,
Таблица 4
17
180
t
p
1
n
c
t
V
V
360
b
p
2
n
t
z
V
V
540
pr
720
pt
int
1
mi
cH
o
i
ФQ
L
м
int
int
int
TR
р
air
d
0
L
0
L
0
L
кг
кг
air
кмоль
кг
air
R
ккг
кДж
чкВткг
i
b
iH
Q
3600
e
b
m
i
b
м
d
3
240
d
s
рin
к
mе
е
4. Производится скругление диаграммы.
5. Строят развернутую индикаторную диаграмму по формулам или по
методу Брикса с учетом поправки на качание шатуна (порядок построения показан на рис. 7). Здесь используется индикаторная диаграмма (см. рис. 5) рабо-
чего цикла, полученная в результате теплового расчета.
2.6. Экономические показатели и расчет основных размеров дизеля
Индикаторный и эффективный КПД.
,
=
е
i
. (26)
Здесь:
вом (без наддува –
=
— плотность свежего заряда на входе в двигатель с надду-
);
=
— количество воздуха в килограммах, тео-
air
ретически необходимое для сгорания одного килограмма топлива;
=28,97
Удельные индикаторный и эффективный расходы топлива,
где
=0,7…0,8 у дизелей без наддува, 0.8…0,9 – с наддувом.
;
= 0,287
— газовая постоянная воздуха.
=
,
=
; (27)
Диаметр цилиндра
=
,м; (28)
≈14,3
;
18
Где:
mmime
рр
кПа
к
d
s
s
m
s
d
d
s
eн
n
30
sn
m
с
м
S
1
в
,
,— среднее эффективное давление; к= 2 для 4-
тактных ДВС;
=1 для 2 — тактных ДВС;
— отношение хода поршня к
диаметру цилиндра двигателя прототипа; i— число цилиндров.
Ход
и средняя скорость
=
поршня:
, м ; n=
,
,
. (29)
3. Расчёт на прочность основных деталей двигателя
В сравнении с двигателем прототипом, в результате теплового расчета
дизеля повысились экономические показатели. Увеличился индикаторный
КПД, следовательно, повысились максимальные давление и температура цикла
в цилиндре рассчитываемого дизеля. Учитывая, что современные дизели отличаются повышенной быстроходностью, а это привело к дополнительным механическим нагрузкам на кривошипно–шатунный механизм. Поэтому при модернизации и при создании новых дизелей проводят прочностные расчеты деталей.
Существует два вида расчета деталей на прочность проверочный и проектный.
Проверочный расчет — по размерам детали вычисляют напряжения в
опасных сечениях и сравнивают их с допускаемыми напряжениями.
Проектный расчет — вычисляют минимальные размеры детали в опасных
сечениях по допускаемым напряжениям материала, из которого предлагается ее
изготовить.
В обоих случаях в зависимости от условий работы детали, технологии ее
изготовления, допускаемые напряжения принимают с учетом коэффициента запаса прочности материала. Выбор значения коэффициента запаса прочности
обосновывают.
Прежде, чем приступить к расчету на прочность наиболее нагруженной
детали кривошипно-шатунного механизма, в пояснительной записке следует
выполнить:
— эскиз детали с указанием основных размеров;
— описать условия работы детали с учетом специфики работы дизеля
прототипа (МОД, СОД или ВОД) и возможности для ее обслуживания,
ремонта или замены;
— обосновать выбор материала, привести марку стали (алюминиевого
сплава или чугуна) из которой она изготовлена с указанием характери-
стик: напряжения по пределам текучести
, усталости
, времен-
ного сопротивления на разрыв
.
Для выявления нагрузок на детали К.Ш.М. выполняют динамический рас-
чет дизеля. Целью динамического расчета является определение сил, действу-
ющих в кривошипно-шатунном механизме и необходимых для расчета на
прочность коленчатого вала, шатунно-поршневой группы, и других деталей.
19
Исходные данные для расчета: основные размеры d,
s
s
m
r
m
3
пр ототипа
пр оект
d
d
Дизель
Относительные массы, Н/м
2
n
S
F
m
МОД
2500 ... 6000
СОД (алюминиевые поршни)
1000 ... 2000
СОД (чугунные поршни)
1500 ... 3000
ВОД
250 ... 1150
На рис. 6 обозначено:
..кп
m
— масса поршневого комплекта, в который
входят собственно поршень, поршневой палец,
поршневые кольца, стопорные кольца или за-
глушки;
к
m
— масса неуравновешенной части кривошипа
(у коленчатых валов с противовесами современных судовых многоцилиндровых дизелей (ВОД и
СОД) она незначительна или равна нулю);
шs
m
= (0,2...0,3)
ш
m
— часть массы шатуна
ш
m
,
приведенная к оси поршневого пальца;
s
m
— мас-
са возвратно–поступательно движущихся частей,
приведенная к оси поршневого пальца;
Рис. 6. Приведение масс
КШМ
r
m
шr
m
к
m
, скругленная диаграмма
расчетного цикла, полученные в результате теплового расчета. Массы подвижных деталей К.Ш.М находят по данным, взятым из формуляра прототипа дизе-
ля, либо из эксперимента, или из табл. 5.
При проведении динамического расчета допускают, что
и
проектируе-
мого двигателя геометрически подобны соответствующим массам деталей
К.Ш.М. двигателя — прототипа. Если массы деталей К.Ш.М. прототипа известны, то производят уточнение по формуле геометрического подобия:
m
проект
= m
прототипа
, (30)
где:
m
проект
, m
прот
и d
проект
, d
масса и диаметр цилиндра проектируемого ди-
прот
зеля и прототипа соответственно.
Таблица 5.
В табл.5 (обозначения приведены на рис. 6) даны массы деталей, отне-
сенные к площади поршня и приведенные к осям поршневого пальца и шатун-
ной шейки соответственно.
– масса неуравновешенных вращающихся частей шатуна
коленчатого вала соответственно, приведенная к оси шатунной шейки.
и кривошипа
20
Примечание: чем быстроходнее дизель, тем
шs
m
шr
m
шs
m
ш
m
шr
m
ш
m
,102coscos
32
ш
n
S
j
F
rm
Р
кПа
30
n
с
рад
ш
ш
l
r
r
ш
l
п
F
2
м
Рис. 7. Порядок построения развернутой индикаторной диаграммы
по методу Брикса:
Вводят поправку Брикса R
ш
/2. Здесь радиус R берется из чертежа диа-
граммы цикла в мм (половина рабочего хода поршня). Полуокружность радиуса R с центром, смещенным в сторону НМТ на эту поправку (точка О
1
), служит
для построения развернутой диаграммы. Из точки О1 в точку А пересечения линии Z –
z
V
с полуокружностью проведен луч О1 – А. Измеряется угол
1
, затем
на развернутой диаграмме под этим углом проводится вертикаль до пересечения с горизонталью, перенесенной с индикаторной диаграммы от точки Z. По
больше, а
меньше. У со-
временных быстроходных дизелей
=0,3
Динамический расчет рекомендуется выполнять в следующей последова-
тельности:
— строят развернутую индикаторную диаграмму по методу Брикса или
по формулам, приведённым выше:
— определяют и строят на том же графике и в том же масштабе диаграм-
му сил инерции возвратно–поступательно движущихся масс, отнесен-
ных к единице площади поршня:
где:
— угловая частота вращения коленчатого вала,
стоянная кривошипно–шатунного механизма,
длина шатуна, м,
— площадь днища поршня,
, а
=0,7
.
, (31)
,
— радиус кривошипа, м,
;
— по-
—
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]