Расчет РП СДВС

Закон открытия клапана можно также определить по чертежу кулака, однако в поверочном расчете, в случае отсутствия данных по профилям кулачных шайб, можно принять параболический закон открытия (закрытия), одинаковый для выпускного и впускного клапанов.

Построение, показанное на рис. 4.1 б, выполняется следующим образом. Выбираются масштабы углов тφ, мм/оп.к.в. (для размещения диаграммы на листе миллиметровки формата А4 рекомендуется принять тφ= 0,4 – 0,5 мм/о п.к.в.) и хода клапана тh, ммчерт/мм (1:1 или 1:2 ). На оси абсцисс отмечаются моменты открытия и закрытия клапанов в соответствии с принятыми фазами

газораспределения. На оси ординат отмечается hклмах (принимаем одинаковыми для выпускных и впускных клапанов). Принимаем значения для всех клапанов

Δφ откр φзакр (60 80 ) п.к.в.

Параболический закон открытия клапана строится графическим методом (рис. 4.3). В примере рассмотрим закон открытия выпускного клапана для двигателя с Δφоткр= 60º п.к.в.

Рис. 4.3. Построение диаграммы открытия клапана

На оси абсцисс в принятом масштабе углов откладывается отрезок Δφоткр , который делится на четное число частей (на рис. 4.3 их шесть). Затем

точки деления нумеруются, как показано на рисунке. Из последней точки деления (в рассматриваемом примере – точка 6) проводится перпендикуляр, на

котором в принятом масштабе откладывается hклмах (отрезок 6 – 1). Из средней точки деления на оси абсцисс проводится вспомогательный перпендикуляр,

41

ный hклмах , который также делится на четное число равных отрезков. Число

отрезков должно быть равным числу отрезков на оси абсцисс. Точки деления нумеруются снизу вверх. Из начала профиля кулака (точка b) и его вершины (точка 1) до узлов деления на вспомогательном перпендикуляре (точки 1 –6) проводятся лучи. Точки для построения кривой открытия клапана определяются в местах пересечения соответствующих лучей и перпендикуляров, проведенных из точек деления на оси абсцисс.

Нисходящая ветвь кривой hкл=f(φ) симметрична кривой подъема клапана. Как отмечалось ранее, законы открытия/закрытия выпускных и впускных клапанов принимаются одинаковыми.

Углы, соответствующие цилиндрическому участку профиля кулачных шайб клапанов, определяются по формулам (4.4).

Потеря давления во впускных клапанах может быть определена по упрощенной методике из уравнения Бернулли [3]:

где – коэффициент сопротивления выпускной системы и клапана, который для судовых дизелей может быть принят равным 0,03; cвп – средняя скорость потока воздуха во впускных клапанах, м/с; s – плотность воздуха при параметрах в продувочном ресивере, определяется по формуле (1.11).

Скорость cвп определяется из уравнения неразрывности потока во впускных клапанах (принято два клапана):

минимальное проходное сечение клапана, определяемое по формуле (4.2) в м2. Полученное по формуле (4.6) значение средней скорости потока должно

лежать в пределах cвп 40 60 м/c. В том случае, если расчетное значение

скорости больше 60 м/с, необходимо увеличить диаметр клапана (однако при этом необходимо учесть возможность размещения клапанов в крышке цилиндра).

42

где − коэффициент скорости истечения, равный 0,6 –0,8; cвып − средняя скорость потока газа в выпускных клапанах, м/с; г − плотность газа, кг/м3, определяемая по формуле

100 pг .

гR Tг

Вповерочном расчете принимаются Тг = 800 – 900 К; pг = ps.

Средняя скорость истечения газа в выпускных клапанах для расчета потери давления по формуле (4.7) принимается из диапазона cвып 30 80 м/с. При выборе следует учитывать, что большие значения скорости относятся к высокооборотным дизелям и форсированным среднеоборотным двигателям (с высокими pe).

Потеря давления в выпускных клапанах не должна превышать 0,1 бар.

5. ПРИМЕР РАСЧЕТА ПРОЦЕССА ГАЗООБМЕНА

В качестве примера выполним расчет процесса газообмена того же двигателя, для которого в разд. 2 настоящего пособия приведен пример расчета рабочего цикла двигателя 6ДКРН 60/229 (прототип – малооборотный дизель МАН-Б и В 6S60MC).

5.1. Расчет времени-сечения фаз газообмена

Определим основные геометрические параметры органов газообмена. Продувочные окна. Высота продувочных окон известна из расчета рабочего цикла hd =ψd ∙S=0,074∙2,292=0,17 м. Определим суммарную ширину окон, при условии, что они занимают 60 % длины окружности цилиндровой втулки (см. табл. 3.1): Σb= 0,6πD= 0,6∙3,1416∙0,6 = 1,13 м. Характерные для прямоточ- но-клапанного газообмена углы принимаем по рис. 3.2: α = 17о; β= 90°. Расчет открытого действительного сечения выполняем по формуле (3.6), которая в данном случае после подстановки параметров будет иметь вид

Результаты расчета сводим в табл. 5.1.

43

Т абл и ца 5 . 1 Результаты расчета открытого действительного сечения окон

Выпускной клапан. По чертежам и эскизам двигателя-прототипа определены соотношения для геометрических параметров клапана (см. рис. 3.2), затем подсчитаны их значения:

− диаметр клапана по центру посадочного пояска dкл= 0,5D= 0,5∙0,6 = 0,3

м;

−диаметр штока клапана dш= 0,21dкл = 0,21∙0,3 = 0,063 м;

−диаметр горловины клапана dг = 0,88dкл = 0,88∙0,3 = 0,263 м;

−максимальный ход клапана hклmax = 0,25dкл = 0,25∙0,3 = 0,075 м.

Угол конуса посадочного пояска αкл принимаем равным 30о. Зависимость открытого сечения выпускного клапана fкл, м2, определяется

формулой

fкл πdклcos αкл hкл 3,1416 0,3 cos 30 hкл 0,816 hкл .

Текущее значение хода клапана определяем как hкл = 0,075∙(hкл/hклмах). Законы открытия и закрытия клапана принимаем по первому варианту табл. 3.3.

Результаты расчета сводим в табл. 5.2

Определяем максимальное проходное сечение клапана:

44

Принимаем масштабы для построения диаграммы угол-сечение mf =

=500 мм/м2; mφ = 1 мм/оп.к.в. Строим диаграмму угол-сечение органов газораспределения рассчитываемого двигателя:

Диаграмма угол-сечение дизеля 6ДКРН 60/229

Результаты расчета сводим в табл. 5.2.

5.2. Расчет перепада давлений в продувочных окнах

Параметры воздуха в ресивере известны из расчета рабочего цикла: ps = 3,7 бар; Ts = 305 K; Gв = 1,79 кг.

Из рекомендованных диапазонов значений принимаем:

−коэффициент истечения для продувочных окон (0,7−0,8) μпр = 0,75;

−коэффициент продувки цилиндра (1,45−1,55) φa= 1,45.

Определяем массу воздуха, поступившего в цилиндр в процессе газооб-

мена Gs=φa∙Gв = 1,45∙1,79 = 2,6 кг.

Рассчитываем значение функции отношения давлений:

Согласно рис. 3.1 при ψпр = 0,178 отношение давлений pц/ ps = 0,985. Полученное значение лежит в рекомендованных пределах (0,97−0,99).

Среднее давление в цилиндре в период продувки pц = 0,985 ps = =0,985∙3,7= 3,64 бар. Перепад давлений в продувочных окнах pпр= ps − pц = =3,7−3,64 = 0,06 бар.

5.3. Расчет перепада давлений в выпускном клапане

Из расчета рабочего цикла известны:

−температура смеси в начале сжатия Ta = 333 K;

−давление и температура газов в конце расширения pb=11,06 бар; Tb = 1084 K.

Температура газов в цилиндре в начале продувки цилиндра при политропном расширении с показателем политропы m = 1,3:

Средняя температура газов в цилиндре за период принудительного выпуска Tц рассчитывается по формуле

Из рекомендованных диапазонов значений принимаем:

46

−коэффициент истечения для выпускного клапана (0,7 − 0,85) μвып = 0,75;

−коэффициент остаточных газов в цилиндре к моменту начала продувки цилиндра (0,55−0,65) γнп= 0,55.

Масса газов и воздуха, проходящих через выпускной клапан в течение фазы принудительного выпуска Gвып= Gв(φa+ γнп − γr − 1) = 1,79∙(1,45 + 0,55 − 0,05 − 1) = 1,7 кг.

Расчетное значение функции отношения давлений:

Согласно рис. 3.1 при ψвып = 0,365 отношение давлений pг/pц = 0,93. Полученное значение лежит в рекомендованных пределах (0,9−0,95).

Давление в выпускном коллекторе pг = 0,93pц =0,93∙3,64 = 3,38 бар. Перепад давлений в выпускном клапане pвып = pц − pг = 3,64 − 3,38 = 0,26 бар.

Общий перепад давлений при продувке цилиндра Δpп= ps − pг = 3,7 − 3,38 = 0,32 бар.

5.4.Расчет давления газов в цилиндре

кмоменту открытия продувочных окон

Из расчета рабочего цикла известны:

−рабочий объем цилиндра Vh = 0,648 м3;

−объем цилиндра в конце расширения Vb = Vh(1− ψb) = 0,648∙(1− 0,216) = 0,508 м3;

−объем цилиндра в момент открытия продувочных окон Vd= Vh(1− ψd) =

0,648∙(1− 0,074) = 0,6 м3;

В течение свободного выпуска объем цилиндра изменяется, поэтому

определим среднее значение объема цилиндра на участке b−d Vср=(Vb+Vd)/2 = (0,508 + 0,6)/2 = 0,554 м3. Принимаем из рекомендованного диапазона (0,65−0,85) коэффициент истечения для выпускного клапана μсв = 0,82.

Давление газов в цилиндре к моменту открытия продувочных окон рассчитываем по формуле (3.10):

47

3,613 бар.

Полученное значение pd на 2,4% меньше ps = 3,7 бар. Это свидетельствует о том, что располагаемое время-сечение предварения выпуска А1 обеспечивает работу двигателя без заброса газов в продувочный ресивер.

Таким образом, выполненный поверочный расчет показал, что принятые фазы и размеры органов газораспределения обеспечивают нормальное протекание процесса газообмена для дизеля 6 ДКРН 60/229 с заданными мощностью, частотой вращения и принятым уровнем среднего эффективного давления.

6. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ НАДДУВА

6.1 Цель расчета

При выполнении расчета рабочего процесса в цилиндре двигателя были приняты параметры воздуха в ресивере ps и Ts , в результате расчета процесса наполнения цилиндра определен заряд свежего воздуха Gв, необходимый для сгорания топлива. Заряд свежего воздуха Gв, число цилиндров, частота вращения двигателя и принятый в расчете газообмена коэффициент продувки φa определяют расход воздуха на двигатель – Gs, кг/с.

При газотурбинном наддуве суммарный расход воздуха компрессоров Gк (сумма расходов воздуха при числе турбокомпрессоров больше одного) равен Gк= Gs. Давление за компрессором pк незначительно превышает ps (на величину гидравлических потерь в воздушном тракте), поэтому pк≈ ps.

Параметры pк и Gк наряду с адиабатным КПД компрессора ηак определяют мощность компрессора Nк, которая необходима для обеспечения нормального протекания рабочего процесса в цилиндре.

Компрессор приводится от газовой турбины, эффективная мощность которой Nт определяется давлением и температурой газов перед турбиной pт и Tт, расходом газов Gт и эффективным КПД турбины ηт. Перечисленные выше

48

параметры определяются по результатам расчета показателей рабочего цикла и газообмена.

Основной целью расчета системы наддува является сравнение располагаемой мощности газовых турбин Nт с необходимой мощностью центробежных компрессоров Nк..

При расчете могут получиться три варианта:

Вар и ан т 1. Nт < Nк. В этом случае энергетический баланс в системе наддува не достигается и реализация газотурбинного наддува невозможна.

Вар и ан т 2. Nт = Nк. В этом случае энергетический баланс обеспечива-

ется.

Вар и ан т 3. Nт > Nк. В этом случае энергетический баланс достигается с избытком, часть энергии газов может утилизироваться в энергетической установке.

При успешном варианте расчета (вариант 2 или 3) учащийся должен

определить количество и тип турбокомпрессоров для своего двигателя. В современных форсированных судовых дизелях энергетический баланс в системе наддува достигается с некоторым запасом, поэтому получение Nт < Nк будет свидетельствовать, скорее, о наличии грубых ошибок в выборе исходных данных или расчетах.

6.2.Определение энергетического баланса

всистеме наддува

Расчет необходимой мощности компрессоров. Мощность компрессо-

ров Nк, кВт и удельная работа адиабатного сжатия воздуха в компрессоре Hк, кДж/кг, определяются зависимостями:

где T0 − температура воздуха на входе в фильтр центробежного компрес-

сора.

Кроме того, в расчетах принимается стандартное значение T0 = 300 К;

относительное повышение температуры в компрессоре выражается фор-

мулой:

где πк = pк/p0 – степень повышения давления в компрессоре.

Давление воздуха на входе в компрессор определится как p0 = ξф pб.

Коэффициент потери давления в фильтрах турбокомпрессоров ξф =

0,97−0,99; барометрическое давление принимается равным pб = 1 бар. Давление воздуха на входе в компрессор определится в виде

pк = ps/ ξво,

где ξво = 0,97− 0,98 – коэффициент потери давления в в воздухоохладителе; ps – давление воздуха в ресивере, принятое при расчете рабочего цикла.

После расчета t к и Hк определяется температура воздуха за компрессором Tк, К,

где c pв 1,005 кДж/(кг∙К) – средняя удельная изобарная теплоемкость воз-

духа.

Расход воздуха через компрессоры определяется формулой

Gк φaαG0Gч кг/с,

3600

(6.3)

где φa, α − коэффициенты продувки, избытка воздуха, соответственно; G0 −

масса воздуха, теоретически необходимая для сгорания 1 кг топлива; Gч −

расход топлива на двигатель, кг/ч.

Показатель адиабаты для воздуха при расчетах принимается равным 1,4; универсальная газовая постоянная R = 0,287 кДж/(кг∙К).

Адиабатный КПД компрессоров составляет ηак = 0,72 0,85 (см. табл. 6.1). Т абл и ца 6.1

Средние значения показателей турбокомпрессоров

* Для ТК с диаметром колеса более 0,640 м величину Ψк принимать по последней строке таблицы.

50