147998 (Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементов конструкции тепловозного дизеля), страница 3
Описание файла
Документ из архива "Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементов конструкции тепловозного дизеля", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "транспорт" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "книги и методические указания", в предмете "транспорт" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "147998"
Текст 3 страницы из документа "147998"
При расчетах рабочего цикла весовой состав дизельного топлива по химическим элементам принимается:
углерода С = 0,86, водорода Н = 0,13 и кислорода О = 0,1.
Коэффициент избытка воздуха оказывает непосредственное влияние на качество процесса сгорания топлива, а, следовательно, и на величину индикаторного КПД двигателя. Для дизелей с наддувом при определенных значениях коэффициента избытка воздуха удельный расход топлива достигает минимального значения.
Ориентировочно можно принимать, что расчетная величина коэффициента избытка воздуха находится в пределах для комбинированных двигателей = 1,8 2,2, для двигателей без наддува - = 1,7 - 2,0.
Определяем цикловую подачу топлива:
, кг/цикл (30)
Цикловая подача современных тепловозных двигателей находится в пределах 0,305 - 1,46 г/цикл. Для определения температуры газов в конце "видимого" сгорания топлива точка “z” расчетной индикаторной диаграммы используют уравнение сгорания:
, (31)
где Z - коэффициент использования теплоты в точке “z”;
mCV’ - средняя молярная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме, кДж/моль.К;
mCР’ - средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении в точке “z”, кДж/моль.К;
Z - расчетный коэффициент молекулярного изменения в точке “z”;
ТZ - температура рабочего тела в точке “z”, К;
L0 - количество киломолей воздуха, необходимое для сгорания I кг топлива при к = 1 (L0 = 0,486).
Так как величины теплоемкостей приближенно являются линейными функциями температуры, то уравнение (31) является квадратным относительно ТZ.
Рекомендуется следующий порядок определения величин, входящих в уравнение (31).
2.3.1. Определяют коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:
, (32)
2.3.2. Выбирают значение коэффициента использования теплоты в пределах:
-
для дизелей средней быстроходности = 0,75 - 0,85;
-
для быстроходных дизелей = 0,8 0,9.
2.3.3. Выбирают коэффициент выделения теплоты ХZ в конце "видимого" сгорания
Для двигателей средней быстроходности можно принять ХZ = 0,65 - 0,9; для быстроходных дизелей ХZ = 0,75 - 0,85.
2.3.4. Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:
, (33)
2.3.5. Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:
, (34)
2.3.6. Выбирают значение степени повышения давления при сгорании
от которой зависят экономичность дизеля, его динамические характеристики и весовые показатели. В существующих конструкциях дизелей колеблется в пределах 1,2 - 2,2. Для дизелей с наддувом с целью обеспечения минимальных удельных эффективных расходов топлива целесообразно на расчетном режиме вести рабочий процесс при =1,3 - 1,8. Необходимо учитывать, что получившаяся максимальная величина давления сгорания РZ не должна превосходить РZ = 12 - 14 МПа, так как при более высоких значениях РZ возрастает вес дизеля и деталей кривошипно-шатунного механизма.
2.3.7. Для определения значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mCV’
может быть использовано приближенное соотношение:
, (35)
2.3.8. Определение значений средней мольной теплоемкости продуктов сгорания
производится с учетом теплоемкостей смеси чистого воздуха и чистых продуктов сгорания (чпс):
, (35)
где mCVчпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;
(-х) - доля чистого воздуха в продуктах сгорания;
х - доля чистых продуктов сгорания, численно равная коэффициенту выделения тепла:
, (37)
2.3.9. Учитывая, что:
, из выражения (36) в точке “z” получим значение mC’’РZ:
, (38)
Задаваясь в первом приближении температурой в точке Z равной 1800 К, определяют теплоемкость mC’’РZ и температуру ТZ по уравнению (31). При отклонении ТZ от 1800 К более, чем на 50 К, расчет повторяют.
Температура ТZ находится в пределах 1750 1950 К.
Более высокие значения ТZ нежелательны во избежание существенных потерь теплоты от значительной диссоциации молекул газов.
Максимальное давление сгорания РZ и степень предварительного расширения определяют из соотношений:
, (39)
, (40)
2.4. Процесс расширения
По углу открытия выпускных органов газораспределения В определяют объем рабочего тела VВ в точке “в”:
,
Таблица 3.
Дизель | ПД1М | K6S310DR | У1Д6 | 1Д12-400 | 1Д12Н-500 | М756 | Д70 | Д49 |
Фаза в,0пкв | 70 | 45 | 48 | 48 | 60 | 56 | 49 | 59,5 |
Степень последующего расширения определяют из соотношения
, (41)
Для определения температуры рабочего тела в конце расширения (точка “в” расчетной индикаторной диаграммы) используют уравнения:
, К, (42)
где n2 - среднее значение показателя политропы расширения, и уравнение теплового баланса процесса расширения с учетом тепловыделения от догорания топлива на линии расширения:
, (43)
где
,
Уравнения (42) и (43) решаются совместно одним из численных методов.
Обычно для тепловозных дизелей величины n2 = 1,21 -1,3, ТВ = 900 -1200 К.
Давление в конце расширения определяют по формуле:
, МПа (44)
У современных тепловозных дизелей давление в конце расширения достигает величины РВ = 0,5 - 1,0 МПа.
Температура ТВ не должна превышать 1200 К во избежание значительного перегрева выпускных клапанов, головок поршней и пригорания поршневых колец.
2.5. Определение температуры газов, на входе в турбину и баланса мощностей компрессора и турбины
2.5.1. Схематически можно принять
что в процессе выпуска последовательно происходят изоэнтальпийное истечение газов из цилиндров в выпускной коллектор, их перемешивание с продувочным воздухом и перенос отработавших газов к турбине с некоторой потерей теплоты в стенки коллектора.
При перемешивании газов с наддувочным воздухом из уравнения баланса теплоты находится температура смеси.
Уравнение баланса теплоты может быть представлено в виде:
, (45)
где G; G - суммарный и теоретический расход воздуха;
ТСМ, ТS; ТВ - температуры смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в”:
mCРСМ; mCРS и mCРВ - молярные теплоемкости смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в” (берутся из курса теплотехники).
Принимая mCРВ = mСРСМ , получим
, (46)
Температуру смеси рабочего тела перед турбиной определяют с учетом потерь теплоты на охлаждение:
, (47)
где r - коэффициент, учитывающий теплоотвод в выпускной системе;
Т’W - температура теплоносителя, охлаждающего коллектор.
В тепловозных дизелях величина r находится в пределах:
-
для коллектора, охлаждаемого водой - 0,1 - 0,15;
-
для неохлаждаемого коллектора - 0,01 - 0,03.
В случае охлаждения коллектора водой значение Т’W принимается в пределах 320 - 360 К. Для неохлаждаемого коллектора значение Т’W принимается равной температуре воздуха в кузове тепловоза.
2.5.2. Мощность турбины
зависит от расхода смеси GZ, температуры смеси ТСМ на входе в турбину, перепада давлений в турбине Т и КПД Т. Для обеспечения продувки двигателя перепад давлений по двигателю для 4-тактных дизелей не должен быть ниже , а для 2-тактных дизелей (где РТ - давление газов перед турбиной).
Тогда:
, (48)
где r - коэффициент потерь давления в выпускной системе r = 0,9 - 0,95.
Мощность турбины:
, (49)
где КГ - показатель адиабаты выпускных газов КГ = 1,32 1,35;
Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требуемый КПД турбины:
, (50)
где NК подсчитана по формуле (13).
Полученные величины требуемого КПД не должны быть выше значений, реально достигаемых в настоящее время Т 0,8 0,85.
Если требуемый КПД турбины будет выше, это значит, что выбранная схема воздухоснабжения и температура рабочего тела на выходе из дизеля ТВ не обеспечивают получения заданного давления наддува. Необходимо снизить величину за счет увеличения проходных сечений при газообмене или увеличить степень предварительного расширения за счет снижения . Последнее нежелательно, так как приведет к снижению максимального давления сгорания, к повышению температуры в точке “в” и к снижению эффективного коэффициента полезного действия двигателя.
2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля
Величина среднего индикаторного давления:
,Па (51)
Для 4-х тактных дизелей = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают П = 0,94 0,96. Для 2-х тактных дизелей при прямоточно-щелевой продувке = 1,0, а при прямоточно-клапанной – 0,97 0,99.
Принимая по опытным данным значение механического КПД М в пределах:
-
для 4-х тактных дизелей: без наддува 0,75 0,80;
с наддувом 0,80 0,92;
-
для 2-х тактных дизелей: без наддува 0,7 - 0,75;
с наддувом 0,75 0,85,
определяют среднее эффективное давление:
, Па (52)
Эффективная мощность дизеля определяется по формуле:
, кВт (53)
В случае, если полученная мощность окажется меньше заданной, следует изменить рабочий объем двигателя или давление наддува и произвести повторный расчет.
Индикаторный КПД определяется из соотношения:
, (54)