147999 (Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементтов конструкции тепловозного двигателя), страница 2

G _{= (2, 5*14, 35*650)/17000=1,371 кг/с}

Во время продувки часть воздуха теряется, поэтому в процессе сгорания будет участвовать меньшее количество воздуха:

, кг/с. (11)

где _к - коэффициент избытка продувочного воздуха.

Для 4-х тактных двигателей принимают _к = 1,05 - 1,15;

для 2-х тактных при прямоточно-щелевой продувке - _к = 1,4 - 1,5, при прямоточно-клапанной - _к = 1,4 - 1,7 и при контурной продувке - _к = 2,1.

G=1,371*1,1^-1=1,246 кг/с.

Количество воздуха в цилиндрах G и давление наддува Р_S связаны соотношением:

, МПа (12)

где _v - коэффициент наполнения, выбирается для 4-х тактных ДВС в пределах 0,96, а для 2-х тактных – 0,85 - 0,95;

Т_S - температура наддувочного воздуха, К.

Если считать, что в условиях тепловоза не удается охлаждать наддувочный воздух ниже 340 - 350 К, то можно принять, что температура заряда в цилиндрах находится в пределах Т_S = 370 - 400 К.

R_В - газовая постоянная воздуха, R_В= 287 Дж/кг^.К.

P_s=(400*287*4*1,246*4)/(0,256*0,065536*8*115,13*0,96)*10^-6=0,154 (МПа)

2.1.2. Выбор схемы наддува.

По найденной величине давления наддува следует выбрать и обосновать схему воздухоснабжения дизеля.

Для четырехтактных тепловозных дизелей, как правило, применяют одну ступень сжатия воздуха в центробежном компрессоре, приводимом в работу от газовой турбины. Мощность, потребляемая компрессором, определяется по формуле:

, Вт (13)

где Т₁ - температура воздуха на входе в компрессор, К;

- степень повышения давления в компрессоре (для компрессора низкого давления 1,9, среднего давления – 1,9 - 2,5 и высокого давления – 2,5 - 4,0);

π_к=0,154/0,103=1,495

Р₀ - давление воздуха на входе в компрессор ,

₀ - потери в воздухозаборных устройствам и фильтрах ₀ = 6,95 - 0,97;

_К - коэффициент полезного действия компрессора (принимается равным 0,75 - 0.81);

к - показатель адиабаты сжатия (к = 1,4).Расчитаем мощность компрессора.Возьмём T₁=293 K.

N_кнд=1,371*287*(1,4/1,4-1)*293*1,272*1,28=656979 (Вт)

2.1.3. Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

Температура воздуха на выходе из компрессора:

, К (14)

T₂=293*((1+(1,11-1/0,78-1))=334,02 K.

Если в выбранной схеме предусмотрен охладитель, то температура после охладителя на входе в дизель определяется соотношением:

, К (15)

T_s=334-0,4(334-293)=317,6 K.

где _х - коэффициент эффективности охладителя;

Т_W - температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух.

Для водовоздушных охладителей _х находится в пределах 0,75 - 0,7, для воздуховоздушных охладителей величина может быть принята в пределах _х = 0,35 - 0,5.

Температура воды, охлаждающей на тепловозе наддувочный воздух, может приниматься равной 330 К при нормальных наружных условиях (нормальные атмосферные условия: р₀=0,103 МПа, Т₀=293 К).

В случае применения воздуховоздушного охладителя температура Т_W принимается равной Т₀=293 К.

Потери давления воздуха по тракту и в воздухоохладителе оцениваются приближенно:

, (16)

где _S - коэффициент потерь; выбирается в пределах 0,92 - 0,95.

P_s¹=0,95*0,154=0,1463 Мпа.

2.2. Процессы наполнения и сжатия

Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формулам:

• для 4-х тактных двигателей с наддувом:

Р_а = (0,90  0,96)^.Р_S , (21)

P_a=0,96*0,154=0,147 Мпа.

Температура воздуха в конце наполнения:

, К (23)

где Т_S - температура воздуха на входе в двигатель;

Т - приращение температуры воздуха в цилиндре;

Т_r - температура остаточных газов в цилиндре двигателя;

_r - коэффициент остаточных газов.

T_a=370+15+0,02*650/(1+0,02)=390 K.

Величина:

, К (24)

где Т_кин - повышение температуры свежего заряда за счет преобразования кинетической энергии в тепловую (Т_кин = 7 К);

Т_m - повышение температуры воздушного заряда за счет подогрева от стенок цилиндра (Т_m = 8 К).

Величины коэффициента остаточных газов и Т_r принимаются в пределах:

• 4-х тактные дизели c наддувом _r = 0,02, Т_r = 650 К;∆T=15 K.

Коэффициент наполнения _V определяется по формуле:

, (25)

где - степень сжатия;

G_д1 – коэффициент, учитывающий до зарядку цилиндров двигателя G_д1=1,02  1,07.

Перед определением _V необходимо выбрать величину степени сжатия .

При выборе учитывают максимально-допустимое давление сгорания в двигателе [Р_Z]_maх. Выбранная величина степени сжатия не должна превышать значения:

, (26)

где  - степень повышения давления при сгорании;

n₁ - среднее значение показателя политропы сжатия.

Допустимое давление сгорания [Р_Z]_maх в современных дизелях находится в пределах 12 - 14 МПа и зависит от выбранной конструкции двигателя.

Степень повышения давления  и степень сжатия выбираются так, чтобы величина  находилась в пределах 1,3 - 1,8, а величина в пределах, указанных на рис. 2.

Показатель политропы сжатия n₁ в современных двигателях зависит от конструкции системы охлаждения и потерь тепла в цилиндре при сжатии. Величина n₁ выбирается в пределах 1,34  1,36.Примем n₁ =1,34.

ε=(14 / 1,3*0,147)^1/1,34=24,6

^η_v=24,6*1,02*0,147*317,6*1/(24,6-1)(1+0,02)*0,154*390,19=0,809

Определяем действительный рабочий объем цилиндра V_h^` в момент закрытия впускного органа газораспределения (фаза _а):

, м³

где R – радиус кривошипа равен значению S/2, 0,128 м.

 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимается 0,3-Д 49.

_а - фаза запаздывания закрытия впускного органа определяется исходя из типа рассчитываемого двигателя и может соответствовать фазе _а уже существующих тепловозных двигателей (см. табл.2.).

Таблица 2.

фаза _а=28˚ F_п=3,14*0,256²/4=0,052

V’_h=0,128((1-0,4716)+1,3/4*(1+0,0927))*0,052=0,0057 (м²)

Определяем объем сжатия:

, м³

^V_c=0, 0057/ (24,6-1)=0,00024 м³

Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:

, кг (27)

где Р_S^` - давление наддувочного воздуха в МПа.

M_1ц=(0,1463*0,0057*0,809*10⁶)/(287*370)=0,0063 (кг)

Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:

, кг

М_ац=((0,0057+0,00024)*0,147/(0,128*390))*10⁶=17,5 кг.

Давление воздуха в конце сжатия:

, МПа (28)

P_c=0,147*24,6^1,34=10,74 Мпа.

Температура воздуха в конце сжатия:

, К (29)

T_с=390*24,6^0,34=1159 K.

По условию возможности надежного самовоспламенения топлива значение температуры Т_С должно быть не менее 750 К.Условие самовоспламенения выполняется.

2.3. Процесс сгорания

Целью расчета процесса сгорания является определение температуры Т_Z и давления Р_Z рабочего тела в точке расчетной индикаторной диаграммы и степени предварительного расширения .

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

 =2,2,

Определяем цикловую подачу топлива:

, кг/цикл (30)

ġ_ц=0,0063/2,2*14,35=0,0001 кг/цикл

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”;

mC_V^’ - средняя молярная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме, кДж/моль^.К;

mC_Р^’ - средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении в точке “z”, кДж/моль^.К;

_Z - расчетный коэффициент молекулярного изменения в точке “z”;

Т_Z - 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 Т_Z.

Рекомендуется следующий порядок определения величин, входящих в уравнение (31).

2.3.1. Определяют коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:

, (32)

β=1+((8*0,13+0,1)/32*2,2*0,468)*0,980392156=1,054

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 Х_Z в конце "видимого" сгорания. Для двигателей средней быстроходности можно принять Х_Z = 0,65 - 0,9; для быстроходных дизелей Х_Z = 0,75 - 0,85.

2.3.4. Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:

, (33)

ξ_z=0,8*0,9=0,72

2.3.5. Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:

, (34)

β_z=(((1,054-1)*0,9)/(1+0,02))+1=1,04764

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 Р_Z не должна превосходить Р_Z = 12 - 14 МПа, так как при более высоких значениях Р_Z возрастает вес дизеля и деталей кривошипно-шатунного механизма.

2.3.7. Для определения значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mC_V^’ может быть использовано приближенное соотношение: