Судовые двигатели внутреннего сгорания

При расчетах с меньшей точностью можно упростить расчет. Для этого истинный закон изменения средней теплоемкости заменяют приближенной зависимостью вида

С = а + b T. (3.50)

Тогда для сухого воздуха имеем, Кдж/(кмоль ^оК)

С_V = 19,26 + 0,0025 T, (3.51)

С_P = 27,575 + 0,0025 T, (3.52)

Наибольшая погрешность при этом составляет 0,7 %.

Тогда для "чистых" продуктов сгорания (б = 1) жидкого топлива среднего состава имеем, Кдж/(кмоль ^оК)

С_V = 20,47 + 0,0036 T, (3.53)

С_P = 28,785 + 0,0036 T, (3.54)

Наибольшая погрешность при этом составляет 0,9 %.

В цилиндре двигателя в результате сгорания топлива при б > 1 образуется газовая смесь, которую можно рассматривать как смесь "чистых" продуктов сгорания и чистого воздуха.

Определим теплоемкость смеси для произвольного момента времени сгорания, когда доля сгоревшего топлива равна Х

Так как количество остаточных газов в цилиндре невелико, можно принять, что они состоят из M_r /б "чистых" продуктов сгорания и M_r (1 - 1/б) свежего воздуха. Тогда в произвольны момент сгорания общее количество "чистых" продуктов сгорания на 1 кг сжигаемого топлива будет равно

. (3.55)

Для топлива принятого среднего состава

. (3.56)

Следовательно количество "чистых" продуктов сгорания в рассматриваемый момент времени равно L₀ (1,064 X + г_r ), а количество свежего воздуха в тот же момент времени

. (3.57)

Таким образом, средняя мольная изохорная теплоемкость смеси воздуха и продуктов сгорания согласно правилу смешения газов будет равна

. (3.58)

Для процесса сжатия Х = 0

. (3.59)

В конце видимого сгорания (точка Z)

. (3.60)

В конце процесса горения (точка b, Х = 1)

. (3.61)

Средняя мольная изобарная теплоемкость

. (3.62)

Средняя мольная изохорная теплоемкость для смеси продуктов сгорания при заданном составе топлива

, (3.63)

где K = 1+ ДM/L₀

Изменение объема при сгорании

Если весовое количество продуктов сгорания остается равным сумме весов воздуха и топлива до сгорания, то объемное количество рабочей смеси до сгорания и после равны. Приращение объема продуктов сгорания ДМ происходит вследствие увеличения суммарного количества молекул в результате химических реакций распада молекул топлива и образования новых молекул (продуктов сгорания).

. (3.64)

Критерием оценки приращения количества К-молей при сгорании является теоретический (химический) коэффициент молекулярного изменения.

Расчетный, действительный коэффициент молекулярного изменения учитывает помимо воздуха и продуктов сгорания также остаточные газы:

, (3.65)

в = 1,03 - 1,04

Текущее значение

. (3.66)

Подставив ДМ/L = в₀ - 1 найдем

. (3.67)

Коэффициенты выделения и использования теплоты

При термодинамическом рассмотрении процесса сгорания со смешанным подводом теплоты кривую изменения давления р = f(V) условно заменяют изохорой СY и изобарой YZ.

Участок процесса сгорания от точки C (условное начало сгорания) до точки Z (условный конец сгорания) называется периодом видимого сгорания CYZ топлива.

Теплота, выделяющаяся при сгорании, используется для повышения внутренней энергии рабочего тела, а также для совершения работы. Сгорание топлива сопровождается неизбежными потерями теплоты на неполноту сгорания (Q_H.C.) , диссоциацию продуктов сгорания (Q_ДИС.), отдачу части выделенной теплоты охлаждаемым стенкам (Q_W.).

Неполнота сгорания обусловлена следующими факторами:

часть поданного топлива не успевает сгореть на участке CУZ ;

газы содержат некоторое количество продуктов неполного сгорания топлива.

В обоих случаях на кривой расширения наблюдается догорание топлива, следовательно, величина неполноты сгорания до точки Z не предопределяет общую неполноту сгорания за весь цикл.

Диссоциация продуктов сгорания, т.е. расщепление молекул некоторых соединений, сопровождается поглощением теплоты и понижением температуры конца сгорания. Наблюдается только при высокой температуре.

Показателем количества теплоты, выделяющейся при сгорании топлива, является коэффициент выделения теплоты:

. (3.69)

Величина Q_ДИС. менее 2 %.

За время процесса сгорание-расширение происходит потеря теплоты в охлаждающую воду Q_W.

Долю теплоты, которую можно использовать для повышения внутренней энергии рабочего тела и совершения механической работы, оценивают коэффициентом использования теплоты:

. (3.70)

Этот коэффициент учитывает все потери теплоты за процесс сгорание-расширение.

Коэффициент использования теплоты на протяжении хода поршня является величиной переменной.

Опытные значения

МОД, СОД о_Z = 0,75 - 0,85 о_B = 0,86-0,92

ВОД о_Z = 0,70 - 0,80 о_B = 0,85-0,90

Наибольшие значения о_{B MAX} = 0,88-0,95

Связь между параметрами линии сжатия и расширения

Эта связь устанавливается на основе характеристического уравнения при условии пренебрежения утечками.

Количество газа на линии сжатия

L(1 + г_r). (3.71)

Количество газа в произвольной точке при сгорании или расширении

L(1 + г_r) в_Х.. (3.72)

Характеристическое уравнение для любой точки и начальной точки а запишется:

P V = L(1+ г_r) R T в_Х; (3.73)

P_aV_a= L(1+ г_r) R T_aв_Х. (3.74)

Разделив первое уравнение на второе, получим

. (3.75)

Заменив V_a =V_c е и обозначив V/V_c =е_x - текущая степень сжатия получим

(3.76)

. (3.77)

Для точки Z получим в_Х = в_Z е_Х =V_Z /V_C = с

. (3.79)

Или заменив через параметры точки С

. (3.80)

или . (3.81)

Лекция 6. 3.3.7. Уравнение сгорания для цикла со смешанным подводом теплоты

Применительно к циклу со смешанным теплоты в соответствии с первым законом термодинамики теплота, образующаяся при сгорании 1 кг топлива, расходуется на повышение внутренней энергии рабочего тела (участок CYZ), а также на совершение работы расширения при p = const.

Если предположить, что процесс сгорания протекает сперва при V = const, а затем при p = const и затем заканчивается в т. Z, и пренебречь незначительной разницей между тепловыми эффектами реакций сгорания при температурах T_c и Т₀, а также теплоемкостями остаточных газов и продуктов сгорания, то уравнение баланса теплоты для процесса сгорания, протекающего на участке CYZ примет вид:

(3.90)

, (3.91)

где Q_WZ- потеря теплоты в охлаждаемые стенки,

U_c и U_z - внутренняя энергия соответственно воздуха и продуктов сгорания в т. С и Z.

ALyz - работа расширения газов на участке YZ.

Подставим в уравнение параметры рабочего процесса

(3.94)

Подставим уравнение (3.95) в уравнение (3.93) получим

. (3.96)

Разделим на L и заменяя и найдем

. (3.97)

Окончательно уравнение сгорания примет вид

, (3.98)

или, что тоже самое

. (3.99)

Оценка параметров сгорания

При расчетах , а если задано, то .

Ориентировочные значения при номинальной мощности

МОД = 6...9, МПа = 1700...1800 K, = 1,2...1,35

СОД = 8...14, МПа = 1800...1900 K, = 1,4...1,5

ВОД = 10...15, МПа = 1900...2000 K, = 1,2...1,4

Параметр изменяется от 1,2 до 1,6.

3.4 Процесс расширения

Основной полезный ход поршня происходит при расширении продуктов сгорания. Процесс расширения включает в себя:

- изменение давления и температуры;

- непрерывный теплообмен между газами и охлаждающими стенками;

- догорание топлива;

- утечку газов через неплотности поршневых колец.

В первой фазе расширения происходит догорание топлива, не успевшего сгореть в период видимого сгорания. При снижении температуры в цилиндре дизеля кроме теплоты догорания топлива выделяется еще некоторое количество теплоты вследствие восстановления продуктов диссоциации, в это время показатель политропы расширения n₁ = 1,1...1,2.

Во второй фазе расширения происходит интенсивная отдача теплоты в охлаждающую воду и n₂ = 1,4...1,5.

Аналогично процессу сжатия процесс расширения условно считают политропным со средним постоянным значением показателя политропы n₂.

Влияние на n₂ различных факторов.

1. С увеличением частоты вращения n₂ снижается, так как уменьшается время на теплоотдачу в стенки, кроме того с ростом оборотов интенсифицируется догорание топлива.

2. С повышением нагрузки P_e (при n = const) показатель политропы n₂ возрастает, так как увеличивается количество продуктов сгорания, их температура и, следовательно, теплоотдача в стенки.

3. С ростом рабочего объема цилиндра V_h уменьшается отношение площади поверхности охлаждения к рабочему объему (F_охл/V_h), а следовательно снижается теплоотдача и и уменьшается n₂.

4. С падением скорости сгорания количество догорающего топлива увеличивается, что приводит к снижению n₂.

Для определения n₂ расчетным путем пользуются уравнением баланса теплоты на линии расширения

, (3.100)

где - потери теплоты в охлаждающую воду на участке ZB;

- изменение внутренней энергии продуктов сгорания в диапазоне изменения температуры от T_Z до T_B;

AL_ZB - работа политропного расширения на участке ZB;

- количество теплоты, подведенное к рабочему телу в процессе расширения.

Можно записать

. (3.101)

Работа расширения для политропного процесса запишется как

, (3.102)

где и .

Тогда после преобразований получим уравнения, решая которое определим n₂:

. (3.103)

Это уравнение решается методом последовательных приближений совместно с уравнением

. (3.104)

Параметры процесса расширения

Давление продуктов сгорания в конце процесса расширения

. (3.105)

Температура газов в конце процесса расширения

. (3.106)

МОД и СОД P_B = 0,25...0,4 МПа T_B = 900...1000 K

ВОД P_B = 0,4...0,6 МПа T_B = 1000...1200 K

При форсировании двигателя, если T_B > 1200 K, следует предусматривать меры по увеличению срока службы клапанов.

МОД и СОД с охлаждаемыми поршнями n₂ =1,2...1,3.

ВОД с неохлаждаемыми поршнями n₂ =1,15...1,25.

Лекция 7. 3.5. Процесс выпуска

Протекание процесса продувки и выпуска 2-тактных дизелей

Исходя их характера изменения давления в цилиндре дизеля, процесс выпуска подразделяется на три фазы.

Рис. 3.8 - Изменение давления в цилиндре в период выпуска у двухтактного ДВС

Фаза 1 - свободный выпуск, соответствует истечению газов, происходящего в результате перепада давлений между цилиндром и выпускным коллектором.

Начинается с момента открытия выпускных окон (точка b) и заканчивается обычно при открытых на некоторую величину продувочных окнах (точка d), т. е. до момента начала удаления продуктов сгорания под выталкивающим воздействием продувочного воздуха.

Процесс истечения в фазе 1 подразделяется на два периода: надкритический (от b до k P_г/Р_д ? в_кр); скорость истечения постоянна и равна местной скорости звука) и подкритический. В точке k критическое отношение давление

. (3.108)

В подкритическом периоде расход газа уменьшается с падением скорости истечения до 0 при Р_г/Р_ц = 1 .

В точке д - открытие продувочных окон.

Угол ц_bд - предварение выпуска.

Фаза 2 - принужденный выпуск (dgef ) делится на два периода. За время первого периода наблюдается интенсивное нарастание давления (ge). В течение второго периода (ef) амплитуда давления снижается и характер процесса приближается к установившемуся.

Фаза 3. За время фазы 3 в зависимости от системы продувки происходит либо потеря заряда либо дозарядка.

Параметры процесса продувки

Коэффициент избытка продувочного воздуха

. (3.109)

Коэффициент продувки

. (3.110)

Процесс выпуска отработавших газов у 4-тактных дизелей

Выпуск продуктов сгорания отработавших газов у 4-тактных дизелей осуществляется в течение ч-го такта. Для эффективной очистки цилиндра следует выбрать оптимальные фазы газораспределения. Весь процесс выпуска подразделяется на три фазы.

За время первой фазы, начинающейся с момента открытия выпускного клапана и примерно до НМТ происходит свободный выпуск за счёт перепада давления между рабочим цилиндром и выпускным коллектором.

Вторая фаза выпуска состоит в выталкивании продуктов сгорания поршнем при движении поршня от НМТ к ВМТ (4-й такт).

Третья фаза - это удаление продуктов сгорания из цилиндра за счёт отсасывающего действия потока выпускных газов движущихся по выпускному трубопроводу с большой скоростью.

Процесс выпуска сопровождается газодинамическими потерями давления

, (3.111)

где - потери давления в выпускном клапане, газоотводном канале и крышке;

- потери давления в выпускном коллекторе и выпускном тракте;

- потери давления в специальных устройствах впускного тракта, например, глушителе, турбокомпрессоре, утилизационном котле.

= 0,01ч0,04 МПа.

Системы продувки и выпуска 2-тактных дизелей

В зависимости от характера направления потоков продувочного воздуха системы продувки делятся на контурные и прямоточные.

В контурных системах выпускные и продувочные окна расположены в нижней части цилиндра. Поэтому при движении продувочного воздуха от НМТ к ВМТ сначала продувается одна сторона цилиндра, а затем (при обратном движении воздуха) - противоположная.

В прямоточных системах выпускные и впускные органы расположены по концам цилиндра. Потоки продувочного воздуха перемещаются только в одном направлении от НМТ к ВМТ. Поэтому общая длина пути потоков воздуха (при газообмене) в прямоточных системах примерно в два раза короче, чем в контурных.

По взаимному расположению окон в цилиндре контурные системы делятся на поперечные и петлевые.

Поперченная контурная система с эксцентричным расположением продувочных окон

Рис. 3.9 - Схема поперченной контурной системы газообмена

Такая система обеспечивает образование потоков воздуха продувающих последовательно стороны цилиндра, примыкающих соответственно к продувочным и выпускным окнам.

Продувочные окна расположены на одной стороне цилиндра, занимая 60 % окружности, а выпускные - напротив.

Так как выпускные окна выше, то они открываются первыми и вначале происходит свободный выпуск под действием перепада давления в цилиндре и выпускном коллекторе (ДР = Р_ц - Р_г). Затем открываются продувочные окна и находящийся в ресивере воздух начинает поступать в цилиндр.

В начале фазы продувки благодаря эксцентричному расположению продувочных окон и их наклону к вертикальной оси потоки воздуха направляются вверх к крышке цилиндра, прижимаясь к стенке прилегающей к продувочным окнам. У крышки потоки воздуха меняют своё направление и движутся вниз к выпускным окнам, описывая цилиндр по контуру. По мере опускания поршня к НМТ потоки воздуха отклоняются от стенки и направляются к противоположной стороне не достигая верха. Сзади этого основного потока образуется вихревой поток, возникновение которого приводит к увеличению перемешивания воздуха с продуктами сгорания и ухудшению качества очистки и рост значения коэффициента остаточных газов г_r.

Недостатки этой системы газообмена - потеря заряда при положении поршня в НМТ, так как выпускные окна закрываются после продувочных, возможно, так называемое, "короткое замыкание" потока воздуха, когда он идёт не по контуру, а напрямую поперек цилиндров в выпускные окна, что возможно при малых давлениях продувки, например, на долевых режимах.

Рассмотренная система продувки применяется на дизелях завода "Русский дизель". Это дизели 4ДР30/50, 6ДР30/50, 8ДР43/61.

Усовершенствованная поперченная контурная система с эксцентричным расположением продувочных окон

В этой системе кроме основных продувочных окон предусмотрены дополнительные продувочные окна под выпускными. Они увеличивают общее проходное сечение продувочных окон и одновременно прижимают основные потоки продувочного воздуха к продувочной стороне цилиндра.

Существенный недостаток этой системы - большая потеря заряда. Доля хода поршня, потерянная на продувку достигает 22%. Для уменьшения потери заряда применяют вращающиеся заслонки. Однако в эксплуатации эти заслонки часто выходят из строя, так как работают в потоке горячих выпускных газов с большим содержанием углистых частиц.

Рис. 3.10 - Схема усовершенствованной поперченной контурной системы газообмена

Рассмотренная система продувки применяется на дизеля фирмы "Зульцер". Это дизели типа RD (5RD68, 6RD76) с импульсной системой наддува. При последующем форсировании дизелей отказались от применения вращающихся заслонок с целью повышения надёжности и перешли на систему наддува с постоянным давлением перед турбиной (изобарная система). Это дизели RND105 и др.

Поперченная контурная система с центральным расположением продувочных и выпускных окон и дозарядкой

В этой системе продувочные окна расположены выше впускных и поэтому они перекрыты автоматическими клапанами. Клапаны пластинчатого типа.

Потоки воздуха направляются вверх к крышке цилиндра, прижимаясь к стенке прилегающей к продувочным окнам. У крышки потоки воздуха меняют своё направление и движутся вниз к выпускным окнам, описывая цилиндр по контуру. Пока давление в цилиндре выше давления продувочного воздуха в коллекторе (Р_ц > P_k) клапаны прижаты и происходит свободный выпуск при открытии выпускных окон.

Рис. 3.11 - Схема поперченной контурной системы газообмена с центральным расположением продувочных и выпускных окон

Поступление продувочного происходит тогда когда давление в цилиндре меньше давления продувочного воздуха (Р_ц < P_k) и благодаря этому клапаны открыты.

Достоинства данной системы: нет потери заряда, более того есть даже дозарядка цилиндра.

Недостатки: при эксплуатации имеют место поломки пластин клапанов, что чревато попаданием их обломков в цилиндр, наблюдается отложение смол и асфальтенов на пластинах, что приводит к уменьшению проходных сечений. Поэтому необходимо часто их мыть и менять.

Такую систему применяют на двигателях фирмы "Фиат".

Контурная петлевая система с односторонним лучеобразным расположением продувочных и выпускных окон

Наклон продувочных окон в сочетании с вогнутой формой днища поршня способствует направлению потоков воздуха в сторону днища с последующим движением вверх вдоль противоположной к окнам стороны цилиндра. У крышки воздух снова меняет своё направление и спускаясь выходит через выпускные окна.

Рис. 3.12 - Схема контурная петлевая система с односторонним лучеобразным расположением продувочных и выпускных окон

Таким образом, продувочный воздух, двигаясь по контуру, описывает петлю. При этом на большей фазы "продувка-принуждённый выпуск" происходит вытеснение газов воздухом с незначительным перемешиванием. Лишь в конце этого периода происходит полное перемешивание.

Такая система применяется на двигателях фирмы МАН. Для устранения потерь заряда на первых моделях применяли вращающиеся заслонки от которых в последующем отказались из-за низкой их надёжности в эксплуатации.

Из всех известных систем по качеству газообмена это наихудшая система продувки. Однако её достоинством является компоновочные преимущества. При использовании такой системы выпускной и продувочный ресивер расположены с одной стороны друг над другом. Тем самым экономится габарит по ширине дизеля и облегчается компоновка турбокомпрессора, поскольку выпускной и продувочный тракт расположены рядом.

Прямоточно-клапанная система продувки

При прямоточно-клапанной продувке в крышке цилиндра размещаются выпускные клапаны (один, два или четыре). Воздух движется в одном направлении от продувочных окон к крышке цилиндра вытесняя остаточные газы.

Рис. 3.13 - Схема прямоточно-клапанной системы продувки

Благодаря послойному замещению газов продувочным воздухом достигается хорошая очистка цилиндра. Выпуск газов через клапаны даёт возможность подбирать оптимальные фазы газораспределения и тем самым обеспечивать осуществление дозарядки цилиндра.

Продувочные окна имеют большие проходные сечения, равномерное распределение воздуха. Вихревое движение воздуха сохраняется до конца такта сжатия, благодаря чему улучшается смесеобразование.

Привод клапанов осуществляется от распредвала. У некоторых дизелей, например, первых моделей фирмы "Гетавёркен" кулачки насажены на щёках коленвала. Впоследствии они отказались от такого решения и тоже используют распредвал. В современных дизелях чаще всего используется гидропривод.

Данная система продувки применяется в малооборотных , среднеоборотных и высокооборотных дизелях фирм "B&W", БМЗ, "Сторк", "Гетавёркен" и др.

Прямоточно-щелевая система продувки

Рис. 3.14 - Схема прямоточно-щелевой системы продувки

Данная система применяется на дизелях с противоположно-движущимися поршнями. Обычно продувочные окна располагаются вверху цилиндра, а выпускные - внизу. Поток продувочного воздуха движется только в одном направлении. При тангенциальном наклон в плане продувочных окон обеспечивается вихревое движение заряда до окончания процесса сжатия.

Данная система продувки применяется в дизелях фирм "Доксфорд", "Русский дизель" - дизели типа 58, 61, завод транспортного машиностроения им. Малышева (г. Харьков) - дизели типа Д100.

Лекция 8. 4. Интегральные показатели рабочего цикла дизеля

4.1 Индикаторные показатели работы дизеля

Общие показатели рабочего цикла делятся на индикаторные (внутренние) и эффективные (внешние). Первые характеризуют степень совершенства цикла с учётом только потерь теплоты; вторые, кроме потерь теплоты, учитывают также механические потери при передаче энергии расширения газов на коленчатый вал дизеля.

1. Среднее индикаторное давление (P_i , МПа) представляет собой условное, постоянное давление, при действии которого на поршень за время одного хода поршня совершается работа, равная индикаторной работе газов за цикл. Геометрический смысл среднего индикаторного давления в том, что это величина постоянного давления условной прямоугольной диаграммы, равной по длине и равновеликой по площади индикаторной диаграмме.

Рис. 4.1 - Индикаторная диаграмма работы замкнутого цикла

Если работу за цикл L_i отнести к единице рабочего объёма цилиндра, то получим среднее индикаторное давление, МПа

. (4.1)

То есть среднее индикаторное давление представляет собой работу, приходящуюся на единицу рабочего объёма цилиндра.

L_i - индикаторная работа расчётного цикла, КДж;

V_h - рабочий объём цилиндра, м³.

Полезная индикаторная работа цикла определяется как разность работ сжатия и расширения

Рис. 4.2 - Расчётная индикаторная диаграмма

L_i = L_YZ + L_ZB + L_AC

L_YZ =P_Z (V_Z - V_Y)

L_ZB =(P_Z V_Z - P_B V_B)/(n₂ - 1)

L_AC =(P_C V_C - P_A V_A)/(n₁ - 1)

L_i =P_Z (V_Z - V_Y) + (P_Z V_Z - P_B V_B)/(n₂ - 1) - (P_C V_C - P_A V_A)/(n₁ - 1)

V_h = V_C (е - 1)

Подставляя полученные значения в формулу (14.1), получим

Р_i =[P_Z (V_Z - V_Y) + (P_Z V_Z - P_B V_B)/(n₂ - 1) - (P_C V_C - P_A V_A)/(n₁ - 1)]/[V_C (е - 1)]

Заменим ряд выражений уже известными

P_Z = л P_C; ; ; ; ; е = с д

и вынося за скобки P_С найдём среднее индикаторное давление расчётного цикла

(4.2)

Среднее индикаторное давление действительного цикла меньше расчётного из-за скруглений индикаторной диаграммы на участках cyz ab, а также вследствие отклонений действительных процессов сжатия и расширения от политропных. В связи с этим

где ж - коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

Для 2-тактных ДВС ж = 0,96 ч 1,0

Для 4-тактных ДВС ж = 0,95 ч 0,97

В двухтактных двигателях среднее индикаторное давление определённое по формуле (14.2) относится к полезному ходу поршня (в расчётах оперируют с действительной степенью сжатия); Поэтому для полного хода поршня

.

На практике P_i определяют путём интегрирования экспериментальной диаграммы

Значения P_i для современных дизелей

4-тактные без наддува P_i = 0,6 ч 0,9 МПа;

4-тактные с наддувом P_i = 0,9 ч 2,5 МПа;

2-тактные без наддува P_i = 0,6 ч 0,8 МПа;

2-тактные с наддувом P_i = 0,8 ч 1,8 МПа.

2. Индикаторная мощность (N_i, кВт)

Индикаторная мощность - это мощность, соответствующая индикаторной работе за цикл.

Индикаторная работа за цикл, кДж

L_i = V_hP_i,

где V_h - рабочий объём цилиндра, м³;

P_i - среднее индикаторное давление, кПа.

Рабочий объём цилиндра, м³

,

где D - диаметр цилиндра, м;

S - ход поршня, м.

С учётом этого

.

Индикаторная мощность цилиндра, кВт

,

где n - частота вращения двигателя, мин^-1;

z - коэффициент тактности, z = 1 для двухтактных ДВС, z = 0,5 для четырёхтактных ДВС.

Для многоцилиндрового двигателя

,

где i - число рабочих цилиндров.

Для двигателя выполненной конструкции можно записать

,

.

Т.е. для существующего двигателя индикаторная мощность изменяется с изменением частоты вращения и среднего индикаторного давления.

3. Индикаторный КПД (з_i).

При рассмотрении термодинамического цикла учитываешься только один вид потерь - неизбежная отдача теплоты холодному телу в соответствии со вторым законом термодинамики.

В действительном цикле отводу теплоты к холодному телу соответствует потеря теплоты с выпускными газами. Кроме этой потери в действительном цикле имеются потери теплоты от неполноты сгорания топлива и в результате теплообмен рабочего тела со стенками камеры сгорания. Все тепловые потери в действительном цикле учитываются индикаторным КПД, который является критерием совершенства использования теплоты, подведённой к рабочему телу с топливом.

Индикаторный КПД представляет собой отношение количества теплоты, преобразованной в индикаторную работу в цилиндре двигателя к количеству теплоты, подведённой для совершения этой работы

.

Количество теплоты подведённой с топливом за час, кДж

Q_под = В_ч•Q_н,

где В_ч - часовой расход топлива, кг/ч;

Q_н - низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг.

Количество теплоты, соответствующее индикаторной работе за час, кДж/ч

L_i = 3600•N_i,

где 3600 кДж/(кВт•ч) - термический эквивалент работы одного кВт•ч.

Тогда

,

где - удельный индикаторный расход топлива, кг/(кВт•ч).

Индикаторный КПД дизелей составляет:

двухтактных ……………………….0,43 - 0,60;

четырёхтактных ……………..…….0,45 - 0,66.

Удельный индикаторный расход топлива, г/(кВт•ч):

Двухтактных …………………….. 140 - 200;

Четырехтактных ………………… 130 - 190.

Значение индикаторного КПД зависит от целого ряда факторов. Наибольшее влияние оказывают следующие: степень сжатия е, конструкция камеры сгорания, коэффициент избытка воздуха б, угол опережения подачи топлива и, частота вращения n.

1. При увеличении степени сжатия индикаторный КПД з_i увеличивается так же как и термический КПД з_t.

2. Значительное влияние на з_i оказывает способ смесеобразования, а также конструкция камеры сгорания. У дизелей с неразделёнными камерами сгорания з_i как правило выше. Это связано с потерями теплоты поскольку в этом случае отношение площади стенок к объёму камеры сгорания (F_кс/V_кс) меньше.

3. Зависимость индикаторного КПД от величины коэффициента избытка воздуха апроксимируется формулой Толстова з_i = з_0i?б^1/б, где з_0i - значение индикаторного КПД при б =1.

4. Зависимость з_i от отклонения от оптимального угла опережения впрыска топлива при котором достигается з_imax.

При отклонении от оптимального угла опережения впрыска топлива в сторону увеличения з_i уменьшается из-за увеличения отрицательной работы процесса сжатия (слишком ранее воспламенение топлива до ВМТ). При этом повышаются значения P_z и л.

При чрезмерном уменьшении и увеличивается период догорания топлива на линии расширения и растут потери теплоты с выпускными газами, что также приводи к понижению з_i.

Оптимальное значение и подбирается опытным путём, при этом следует кроме з_i также учитывать значения P_z, л и dP/dц.

5. При повышении частоты вращения з_i понижается вследствие увеличения продолжительности периода догорания топлива и возрастания потерь теплоты с выпускными газами.

4.2 Эффективные показатели работы дизеля

Механические потери

Передача энергии на коленчатый вал сопровождается механическими потерями. Выразим эти потери (аналогично среднему индикаторному давления P_i) через среднее условное давление механических потерь (P_мех), отнесённое к единице площади поршня, получим

P_мех.= P_тр.+ P_нас + P_всп.+ P_вент.,

где P_тр. - потери на трение между деталями двигателя. Они зависят от величины P_z, удельных давлений, относительной скорости перемещения деталей, свойств материалов, качества изготовления и монтажа дизеля, качества смазочного масла.

При повышении n работа трения возрастает из-за увеличения окружных скоростей шеек коленчатого вала и сил инерции, вызывающих рост удельных давлений на подшипники.

Среди составляющих потерь не трение подавляющая часть приходится на поршневую группу и трение в подшипниках деталей движения:

55 ч 65 % - доля потерь на терние поршня и поршневых колец;

45 ч 35 % - доля потерь на терние в подшипниках движения.

P_нас. - насосные потери (имют место только у четырёхтакных ДВС. Это потери на хода всасывания и выталкивания). Обычно они составляют (1,5 ч 3,0) % от величины P_i.

P_вент. - вентиляционные потери на трение между движущимися деталями и воздухом. Для судовых дизелей ими обычно пренебрегают в виду малости. Для лёгких высокооборотных авиационных и автомобильных двигателей рекомендуют учитывать.

P_всп. - потери на привод вспомогательных механизмов навешенных на двигатель. Величина P_всп. составляет (1,5 ч 3,0) % от величины P_i.

У двухтактных дизелей без наддува добавляются потери на привод надувочного агрегата (1,5 ч 3,0 % от величины P_i.).

При использовании подпоршневых полостей в надувочной ступени потери мощности составляют 3,0 % от N_i.

Показатели

Среднее эффективное давление P_е, учитывающее кроме тепловых все механические потери определится по формуле

P_e = P_i - P_мех.

Среднее эффективное давление - это условное постоянное давление действующее на поршень за рабочий ход и совершающее работу, эквивалентную полезной эффективной работе на выходном фланце двигателя.

Другим словами - среднее эффективное давление представляет собой удельную эффективную работу двигателя.

Механический КПД

Механический КПД представляет собой отношение P_e/P_i, т.е.

.

Механический КПД оценивает все механические потери в двигателе, а, следовательно, совершенство его конструкции в целом.

Механический КПД может быть выражен через мощность

.

Мощность механических потерь N_мех может быть приближённо определена как индикаторная работа мощность холостого хода при той же частоте вращения.

Эффективная мощность, кВт

N_e = N_i з_m.

Удельный эффективный расход топлива, кг/(кВт•ч)

.

Эффективный КПД

з_e = з_i з_m.

4.3 Тепловой баланс судового дизеля

Внешним тепловым балансом называется распределение теплоты, выделяющейся при сгорании топлива в дизеле на отдельные составляющие, включая как полезно использованную теплоту, так и потери теплоты. Внешний тепловой баланс определяется, как правило, экспериментальным путём.

Внешний тепловой баланс оценивает характер и величину потерь теплоты в дизеле на эксплуатационных режимах и даёт возможность:

- оценить теплонапряжённость наиболее нагретых узлов и детадей;

- установить целесообразность использования теряемой теплоты в целях повышения КПД судовой дизельной установки.

Уравнение теплового баланса в удельных единицах, кДж/(кВт•ч)

q_т = q_e + q_охл + q_г + q_ост,

где q_т - теплота сгоревшего топлива;

q_е - теплота, эквивалентная эффективной работе;

q_охл - теплота, отводимая в охлаждающую среду;

q_г - теплота, отводимая с выпускными газами;

q_ост - остаточный член баланса (невязка) включает в себя неучтённые потери, в том числе лучеиспускание в окружающую среду и неточности измерений.

Располагаемая теплота определяется по низшей теплоте сгорания Q_н и удельному эффективному расходу топлива g_e:

q_т = g_e•Q_н.

Теплота, превращённая в полезную работу может быть определена из теплового эквивалента работы, совершаемого двигателем мощностью один кВт в течение одного часа

.

Теплота, отводимая в охлаждающую среду

,

где q_в - теплота, отводимая в охлаждающую воду;

q_м - теплота, отводимая в смазочное масло;

G_охл - расход охлаждающей жидкости, кг/ч;

t₂ - t₁ - разность температур на выходе и входе охлаждающей жидкости, К (°С);

С - теплоёмкость охлаждающей жидкости, кДж/(кг•К).

Теплота отводимая в охлаждающую среду состоит из теплоты, отданной рабочим телом и теплоты эквивалентной работе трения двигателя.

Теплота, отводимая с выпускными газами, определяется как разность энтальпий выпускных газов и поступающего в цилиндр свежего воздуха

q_г

где Т₀ и Т_г - температура газов за выпускным коллектором и свежего заряда, поступающего в цилиндр.

Принимая и M = L получаем

q_г.

Остаточный член теплового баланса q_ост включает в себя потери теплоты от неполноты сгорания, потери теплоты эквивалентные потерям на трение и не перешедшим в охлаждающую среду и кинетической энергии газов (если она не используется)., лучеиспускание от дизеля в окружающую среду, сумму ошибок о неточностей измерения и неучтённые потери теплоты.

Примерные статьи теплового баланса, %

Дизели	qe	qохл	qг	qн.с	qост
Без наддува	29ч42	20ч35	25ч40	0ч5	2ч7
С умеренным наддувом	35ч45	10ч25	25ч45	0ч5	2ч6
С высоким наддувом	40ч48	10ч18	20ч40	0ч5	2ч5

Как видно из таблицы при увеличении степени наддува происходит значительное уменьшение q_охл и немного q_г.

При повышении температуры охлаждающей воды происходит уменьшение q_охл и потерь на трение.

У дизелей с небольшим диаметром цилиндра отношение площади поверхности камеры сгорания к её объёму () имеют наибольшие значения и поэтому q_охл достигает 35 %.

Лекция 9. 5 способы совершенствования рабочего цикла ДВС

5.1 Повышение удельной мощности судовых дизелей

Агрегатную эффективную мощность судовых дизелей можно повысить за счёт конструктивных мероприятий и улучшения параметров рабочего процесса. Это видно из выражения для мощности дизеля

.

Конструктивные мероприятия (увеличение D, S, n, i) в значительной мере уже исчерпаны и кроме того ведут к увеличению габаритов и массы цилиндропоршневой группы.

Наиболее целесообразным и эффективным способом увеличения удель-ной мощности судовых дизелей является повышение Р_е за счёт увеличения плотности вводимого в цилиндр воздуха - наддув. Применение наддува позволяет в несколько раз (до 4 - 5) увеличить удельную мощность двигателей без изменения их основных размеров за счёт соответствующего повышения давления наддува Р_k и охлаждения надувочного воздуха.

Критерием относительного увеличения мощности при наддуве служит степень наддува - отношение средних эффективных давлений двигателя с наддувом и без наддува

.

К основным способам увеличения массового заряда воздуха относятся:

- повышение плотности за счёт возрастания давления (наддув);

- повышение плотности за счёт снижения его температуры (охлаждение);

- повышение коэффициента наполнения за счёт продувки камеры сгорания и дозарядки рабочего цилиндра.

Существуют три категории наддува:

1 - умеренная у 4-тактных Р_е = 0,7ч1,2; у 2-тактных Р_е = 0,6ч0,8;

2 - повышенная у 4-тактных Р_е =1,21ч2,0; у 2-тактных Р_е = 0,81ч1,2;

3 - высокая у 4-тактных Р_е = 2,01ч3,0; у 2-тактных Р_е = 1,21ч1,6.

Преимущества дизеля с наддувом по сравнению с дизелем без наддува при заданной мощности

1. Меньшие габариты двигателя, так как меньше число цилиндров.

2. Меньшая масса двигателя и, соответственно, меньшая удельная масса (масса на единицу мощности).

3. Более высокий КПД двигателя при турбонаддуве.

4. Меньшая стоимость на единицу мощности.

5. Используются холодильники меньших размеров, поскольку при одинаковой мощности необходимо отводить тепла меньше, чем у двигателей без наддува.

6. При газотурбинном наддуве газовая турбина сама заметно снижает шум выхлопа.

7. Меньшее падение мощности при понижении плотности окружающего воздуха.

8. Лучшее качество отработавших газов при одинаковом способе организации рабочего процесса.

Недостатки двигателей с наддувом

1. Более высокие механические и тепловые нагрузки деталей, чем у двигателей без наддува.

2. Худшая приёмистость при газотурбинном наддуве.

3. При определённых условиях менее благоприятное протекание кривой крутящего момента при газотурбинном наддуве, особенно при высоких степенях наддува.

Основными способами осуществления наддува являются:

- механический;

- инерционный;

- газотурбинный;

- комбинированный.

При механическом наддуве надувочный агрегат ротативного или центробежного типа приводится в действие через передачу от коленчатого вала. Как самостоятельная эта система наддува не рентабельна.

Например при P_k = 0,16ч0,17 МПа затраты мощности на привод надувочного агрегата составляют 10 % от индикаторной мощности дизеля.

Инерционный наддув применяются на маломощных дизелях, и требует усложнения систем впускного тракта и газораспределения.

Классификация систем наддува

а) По виду привода нагнетателя:

1. От постороннего источника (электродвигатель).

2. От самого двигателя (мощность отбирается от коленвала).

3. От турбины приводимой выпускными газами (турбонаддув).

б) По конструкции нагнетателя

1. С объёмным нагнетателем (поршневой, роторный типа РУТ, винтовой компрессор и др.).

2. С лопаточным нагнетателем (радиальный, осевой, полуосевой).

в) По типу связи между надувочным агрегатом и двигателем

1. Нагнетатель соединён с коленчатым валом, осуществляется отбор мощности от коленвала - механический наддув.

2. Нагнетатель соединён с турбиной. Надувочный агрегат свободный, т.е. не имеет механической связи с двигателем - свободный турбонаддув.

3. Нагнетатель, турбина и коленвал двигателя механически связаны. Производится либо отбор мощности от коленвала, либо отдача мощности от коленвалу - комбинированный ДВС (КДВС).

Впервые в мире запатентовал наддув Готлиб Даймлер в 1885 г. Рудольф Дизель применил наддув и охлаждение в 1896 г.

5.2 Системы наддува

1. Система ГТН со свободным турбокомпрессором

Выхлопные газы и выпускного коллектора направляются к турбине и приводят её во вращение. Турбина находится на одном валу с компрессором и вращает его. Компрессор засасывает воздух, сжимает его и подаёт под давлением сначала в воздухоохладитель, где происходит его охлаждение, благодаря чему повышается его плотность, и затем - в наддувочный ресивер откуда сжатый и охлаждённый воздух поступает в цилиндры двигателя.

При этой системе наддува мощность турбины на всех режимах равна мощности компрессора N_т = N_к.

Основные преимущества:

- простота конструкции;

- небольшой габарит газотурбокомпрессора;

- автоматическая связь между нагрузкой двигателя и частотой вращения турбины.

Недостатки:

- ухудшение пусковых качеств;

- ухудшение приёмистости.

2. Комбинированная последовательная система наддува

Двухступенчатое сжатие воздуха осуществляется сначала в турбокомпрессоре (первая ступень), затем - в приводном нагнетателе (вторая ступень). В качестве второй ступени часто используют подпоршневые полости двухтактных МОД (дизели типа RD и RND фирмы "Зульцер").

Достоинства:

- обеспечивается возможность получения высоких степей наддува;

- обеспечивается хорошая приемистость в эксплуатации.

3. Комбинированная параллельная система наддува

Эта система применяется, когда турбокомпрессор не может обеспечить необходимое количество воздуха для рабочего процесса дизеля.

Воздух подаётся в общий ресивер дизеля как из турбокомпрессора, так и приводного нагнетателя. При этом недостающая производительность турбокомпрессора восполняется добавочным нагнетателем.

Недостаток: трудно подобрать оптимальные размеры нерегулируемого нагнетателя, которые удовлетворяли бы всем условиям эксплуатации как на полном ходу судна, так и на долевых режимах.

Чтобы устранить это недостаток применяют систему с автономным приводом добавочного нагнетателя.

4. Комбинированная система с двухступенчатым наддувом



Применяется при высокой степени наддува с целью повышения показателей экономичности за счёт эффективного использования энергии выпускных газов и более высоких КПД турбин. Первая ступень - ступень низкого давления, как правило, выполняется изобарной, вторая ступень - ступень высокого давления, как правило, выполняется импульсной. Тем самым реализуются преимущества импульсной и изобарной систем наддува при соответствующих давлениях выпускных газов.

Данная система наддува внедрена на дизелях фирм "Пилстик", "Мицубиси".

4. Комбинированная система с турбокомпрессором, имеющим механическую связь с коленвалом дизеля

При балансе мощностей турбины и компрессора механический привод разгружается и КПД дизеля растёт.

При дисбалансе, когда N_к >N_т, что наблюдается при пониженных частотах вращения коленвала и нагрузках недостающая мощность отбирается от двигателя за счёт включения в работу обгонной муфты (М).

Преимущества:

- обеспечивает хорошие пусковые качества дизеля;

- обеспечивает хорошую приёмистость дизеля.

Недостатки:

- усложнение конструкции дизеля из-за наличия зубчатой передачи.

5.3 Охлаждение надувочного воздуха в дизелях

Охлаждение надувочного воздуха в дизелях применяется для повышения мощности и понижения теплонапряжённости деталей ЦПГ двигателя.

Охлаждение надувочного воздуха позволяет увеличить его плотность и следовательно, массу заряда цилиндра двигателя, а это в свою очередь позволяет сжечь большее количество топлива и выполнить основную задачу наддува - повысить мощность двигателя.

Положительные качества охлаждения:

1. Масса воздуха повышается на 2 - 3 % при снижении температуры воздуха на каждые 10°.

2. Начальная температура воздуха Т_а снижается, в связи с чем снижается и средняя температура за цикл. Это позволяет улучшить условия работы деталей ЦПГ благодаря понижению температуры поршня, цилиндровой втулки, крышки цилиндров и органов газообмена.

3. Вследствие роста давления конца сжатия Р_с можно понизить степень сжатия е без ухудшения процесса сгорания и увеличения периода задержки самовоспламенения ф_i.

Способы охлаждения надувочного воздуха

1. Посредством теплообмена в холодильниках поверхностного (рекуперативного) типа, когда по одну сторону теплообменной поверхности циркулирует охлаждаемый воздух а по другую - забортная вода.

2. За счёт изменения внутренней энергии сжатого воздуха в расширительных турбинах или цилиндрах дизеля при соответствующем изменении фаз газораспределения.

3. За счёт испарения в надувочном воздухе впрыснутой в распыленном состоянии жидкости, например, воды, аммиака и т.п. (испарительной охлаждение).

4. Путём комбинации вышеперечисленных способов (смешанное охлаждение).

Первый способ относится к внешнему охлаждению, т.е. передача теплоты от одного источника к другому происходит через разделяющую их поверхность.

Охлаждение вторым и третьим способами связано с протеканием определённых термодинамических процессов в заряде воздуха. (Эти способы относятся к внутреннему охлаждению).

Следует отметить, что охлаждение вторым способом самостоятельного значения не имеет и возможно лишь при дополнительном использовании холодильников поверхностного типа.

Охлаждение надувочного воздуха в поверхностных водовоздушных холодильниках.

Это наиболее распространённый способ охлаждения, который применяется в судовых ДВС. Его отличительные особенности:

- простота;

- надёжность в работе;

- использование забортной воды;

- возможность уменьшения температуры в одной секции на 60°;

- потери давления в одной секции составляют 0,0015ч0,005 МПа.

В судовых ДВС применяют трубчатые или пластинчатые воздухоохладители. В трубчатых воздухоохладителях вода протекает по трубкам изготовленным из мельхиора или титана, которые со стороны воздуха имеют оребрение.

Недостатки:

- наименьшая температура надувочного воздуха на выходе из воздухоохладителя зависит от температуры забортной воды

Т_k = Т_з.в + (7ч12);

- при охлаждении влажного воздуха до температуры, которая ниже точки росы, происходит конденсация паров воды в охладителе. В двигателях имеющих невозвратные пластинчатые клапаны в надувочном ресивере, влага отрицательно влияет на работу надёжность работы этих клапанов и деталей ЦПГ. В связи с эти температуру воздуха на выходе из холодильника рекомендуется поддерживать на 8ч19° выше точки росы. Выделение влаги наиболее вероятно при низкой температуре забортной воды, высокой относительной влажности воздуха и на долевых нагрузках дизеля. По этой причине спускной краник на воздушном ресивере на долевых режимах рекомендуется держать открытым.

Турбодетандерное охлаждение надувочного воздуха

Такое охлаждение позволяет понизить температуру надувочного воздуха ниже границы, определённой температурой окружающей среды. Этот способ применялся фирмой "Купер-Бессемер".

Рис. 5.1 - Схема турбодетандерного охлаждения

Воздух сжимается в компрессоре К, после промежуточного охлаждения в воздухоохладителе ВО1, сжимается далее в компрессоре К_тд турбодетандера.

Так как температура на входе в компрессор (т. 3) и на входе в турбину Т_тд турбодетандера (т. 5) различаются немного, благодаря охлаждению в воздухоохладителе ВО2, то баланс мощностей в турбодетандере устанавливается тогда, когда степень расширения в турбине турбодетандера будет значительно выше, чем степень повышения давления в компрессоре.

Если общий КПД турбодетандера равен 50%, то степень расширения в турбине должна быть вдвое больше, чем степень повышения давления в компрессоре. Отсюда следует, что давление за компрессором (т. 2) должно быть значительно выше давления на входе в цилиндр (т. 6). Это более высокое давление за компрессором К может быть достигнуто при большом теплоперепаде, срабатываемом турбиной Т.

Способ охлаждения Миллера

Этот способ применяется на дизелях фирм "Нордберг", "Мицубиси".

Этот способ отличается от обычного способа наддува наличием изменяющейся фазы закрытия впускного клапана до НМТ. При увеличении нагрузки, т.е. при увеличении степени наддува, угол опережения впускного клапана до НМТ увеличивается, вследствие чего цилиндр лишь частично заполняется свежим зарядом. Перед ходом сжатия, т.е. ещё во время хода впуска заряд в цилиндре расширяется (при движении поршня до НМТ) и при этом охлаждается. Сжатие начинается при более низкой температуре, чем при поступлении в цилиндр полного заряда.

Смысл применения способа Миллера можно объяснить перераспределением сжатия между компрессором и цилиндром двигателя.



Рис. 5.2 - Индикаторные диаграммы при обычном способе наддува (а) и способе Миллера (б)

При обычном наддуве (т. 2) состояние воздуха на выходе из компрессора совпадает с состоянием, соответствующем началу сжатия (т. 1ц ). В случае применения способа Миллера точка 2 лежит уже на линии сжатия.

Так как при одинаковой температуре охлаждающей среды в охладителе температуру Т_вп на входе в цилиндр можно поддерживать за счёт охлаждения надувочного воздуха примерно постоянной независимо от степени повышения давления в компрессоре, то температура в точке 1ц, соответствующая началу процесса сжатия при использовании способа Миллера получается ниже, чем при обычном охлаждении.

Величину давления наддува можно подобрать такой, чтобы давление в точке 1ц было равно давлению в этой же точке как и при обычном наддуве.

Лекция 10. 6. Характеристики судовых дизелей

Характеристики представляют собой функциональные зависимости, обычно выраженные в графической форме, между параметрами двигателя, характеризующими его работу на различных режимах (мощностные и экономические показатели, параметры тепловой и механической напряжённости)

Следует различать характеристики собственно двигателя и характеристики двигателя и потребителя мощности.

К характеристикам двигателя относятся внешние, ограничительные, нагрузочные и универсальные характеристики, к совместной характеристике двигателя и потребителя мощности относится винтовая характеристика.

Помимо этого в процессе доводки двигателя на стенде завода-изготовителя снимают регулировочные характеристики, которые представляют зависимость показателей работы дизеля от угла опережения впрыска топлива, фаз газораспределения, давления наддува, давления распыливания топлива, давления затяжки иглы форсунки и др. Регулировочные характеристики не являются эксплуатационными. Ими пользуются в заводских, лабораторных условиях для отыскания рациональных путей улучшения показателей работы двигателей.

Все характеристики делятся на скоростные и нагрузочные. К скоростным относят характеристики при построении которых за независимую переменную принимают частоту вращения коленчатого (гребного) вала; при рассмотрении нагрузочных характеристик за независимую переменную принимают показатели нагрузки - N_e, M_кр, Р_е.

6.1 Внешняя характеристика

Под внешней характеристикой подразумевают зависимость показателей работы двигателя от частоты вращения при закреплённом положении органа управления подачей топлива

В общем случае этот орган может быть закреплён в разных положениях, поэтому вводится понятие об эксплуатационной внешней характеристике, характеристиках частичных мощностей, полной, номинальной, максимальной мощностей.