ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ § 1.1. Идеальный цикл дизеля 4 страница

Рабочий цикл четырехтактного двигателя осуществляется за два оборота коленчатого вала, полезная работа совершается в течение оборота, соответствующего тактам сжатия и расшире­ния. Если бы давление было выражено в паскалях, а объем ци­линдра в м³, то полезная работа была бы представлена заштри­хованной площадью внутри индикаторной диаграммы (заштри­хованная площадь рис. 2.1 пропорциональна полезной работе цикла). Эту работу принято называть индикаторной работой - Li, Дж. Строго говоря, при определении индикаторной работы следовало бы учесть также работу, совершаемую поршнем во время второго оборота коленчатого вала, соответствующего так­там выпуска газов и наполнения цилиндра. В дизелях с надду­вом эта работа, как правило, отрицательна и составляет не более 2% от общей полезной работы цикла. Ее принято относить к ра­боте механических потерь двигателя

Индикаторная диаграмма судового малооборотного дизеля с наддувом показана на рисунке 2.2. Вся площадь индикаторной диаграммы в определенном масштабе представляет собой инди­каторную работу. Поскольку величина Z, зависит от размеров цилиндра (величины V_h\ то пользоваться ею как энергетическим показателем неудобно, особенно при сравнении показателей различных двигателей.

^ >

Рис. 2.2. Индикаторная диаграмма судового двухтактного малооборотного дизеля

В теории поршневых ДВС такую оценку принято прово­дить с помощью удельной индикаторной работы цикла, пред­ставляющей собой отношение индикаторной работы к рабочему объему цилиндра

Дж Н • М н „

—у = —— = — ^{= Па}

МММ

Анализ размерностей, приведенный в квадратных скобках выражения (2.1) показывает, что удельная работа цикла может быть представлена как некоторое условное постоянное давление p_if при котором за один рабочий ход поршня совершается по- лезная индикаторная работа цикла. В связи с отмеченным, этот параметр в теории ДВС принято называть средним индикатор­ным давлением.

Величина pi на рисунках 2.1 и 2.2 показана жирными сплошными линиями, параллельными оси абсцисс. Очевидно, что площади, ограниченные этими линиями и осями абсцисс, равновелики заштрихованным на рисунках площадям.

Среднее индикаторное давление, как удельная работа цик­ла, отражает эффективность использования рабочего объема цилиндра - чем больше ри тем больше Дж полезной работы снимается с 1м³ рабочего объема цилиндра, тем выше эффек­тивность двигателя как источника механической работы.

Индикаторная мощность и индикаторный крутящий момент. Мощность, получаемая в одном цилиндре за один ра­бочий цикл — индикаторная цилиндровая мощность - определя-

L_;

ется как N_ilf =

где т_ц = 60 • m / п - время совершения одного рабочего цикла,

с;т,п- коэффициент тактности, частота вращения коленчатого вала в об/мин.

Подставим в формулу последнее выражение, а также при­нимая L_t = р_х • V_h,

Pi • К v,

получим TV,. = J-T------- ^ = —------- р_гп = Ср_гп, (2.2)

' 60 • т ' ■

\ п J

где С — V_h /(60 • т)- постоянная цилиндра.

Индикаторная мощность многоцилиндрового дизеля при условии идентичности рабочих процессов в цилиндрах опреде­лится умножением правой части формулы (2.2) на число цилин­дров i

Ni = C • / pi' п. (2.3)

В формулы (2.2 и 2.3) p_t следует подставлять в килопаска­лях или мегапаскалях (напомним, что 1 бар = 100 кПа и 1 бар = 0,1 МПа), тогда мощности будут измеряться соответственно в кВт и МВт. Частота вращения коленчатого вала подставляется в об/мин.

Величина зависит от уровня форсировки дизеля надду­вом и для современных судовых дизелей достигла 20-25 бар. Для сравнения можно отметить, что уровень дизелей, выпус­кавшихся в середине XX века, составлял 8-10 бар. Мощность двигателя, кроме p_t, как видно из формул, прямо пропорцио­нальна рабочему объему цилиндра, их количеству и частоте вра­щения коленчатого вала. Однако при проектировании дизелей параметры, определяющие мощность дизеля, не могут выбираться произвольно, требуется достаточно сложное согласование их ве­личин между собой в зависимости от назначения дизеля.

Для расчета прочности коленчатого вала требуется опреде­лить крутящий индикаторный момент двигателя - М{. Расчет­ная формула для Mi имеет вид

M_t = —— • F_n ■ г ■ , (2.4) п • т

где, кроме известных параметров Fu~ nD / 4 - площадь порш-

Л

ня, м ; г = S/2 - радиус кривошипа коленчатого вала, м. При подстановке в формулу /?, в МПа крутящий момент будет изме­ряться в МН*м.

§ 2.2. Индикаторные показатели топливной экономичности

При условии полного сгорания цикловой подачи топлива g₄ количество теплоты, подведенной к рабочему телу в цикле,
составит Q_T = g Q_H кДж. Теплота, эквивалентная полезной ра­боте цикла Q. = L_i кДж. Отношение полезной теплоты к подве­денной называют индикаторным КПД:

Физический смысл индикаторного КПД состоит в том, что его численное значение, выраженное в долях от единицы или в процентах, показывает какая часть от выделившегося при сгора­нии топлива тепла преобразована в полезную механическую ра­боту в рабочем цикле. В современных судовых дизелях достиг­нуты значения r]_i = 0,53 - 0,55 (53 - 55%).

Индикаторный КПД отражает степень преобразования тепловой энергии топлива в механическую работу. Затраты то­плива на получение полезной работы оцениваются показателем, получившим наименование удельный индикаторный расход то­плива:

(2.6)

где G₄- расход топлива на двигатель, кг/ч (часовой расход топли­ва). Очевидно, что g имеет размерность кг/(кВт-ч). Физический смысл удельного индикаторного расхода топлива ясен из его раз­мерности: значение g показывает сколько кг топлива затрачива­ется на получение 1 кВт-ч полезной индикаторной работы.

Индикаторные показатели экономичности двигателя связа­ны между собой. Для вывода формулы положим, что некоторый двигатель мощностью N_f кВт работает в течение 1 часа (3600 с). Индикаторная работа, произведенная двигателем за это время составит 3600 • кДж. Количество тепла, подведенного к рабо­чему телу в цилиндрах за этот же промежуток времени, составит G₄ • Q_H кДж. Индикаторный КПД может быть определен как

_ 3600-Л^ 3600 3600 ■ Q_H g_t- Q_H

Таким образом, индикаторные экономические показатели между собой связаны обратно пропорциональной зависимостью. Формулу (2.7) можно решить относительно gi

Si=—pr- (2-8)

7, • Qn

Принимая Q_H = 42700 кДж/кг, определим по формуле (2.8) диапазон значений g_h соответствующий приведенным выше значениям индикаторного КПД: g_i = (0,159 ч- 0,153) кг/(кВт*ч)

или (159 - 153) г/(кВт-ч). Из формулы видно, что удельный ин­дикаторный расход топлива зависит также от низшей теплоты сгорания. Если двигатель работает на мазуте, gi увеличивается на 3-5% из-за меньшей теплоты сгорания мазута.

Индикаторные показатели оценивают экономичность внут- рицилиндровых процессов двигателя, так как не вся механиче­ская работа цилиндров передается потребителю, действитель­ными экономическими показателями двигателя являются его соответствующие эффективные показатели, рассматриваемые далее.

§ 2.3. Эффективные показатели работы. Механический КПД.

При работе двигателя часть полезной индикаторной работы расходуется внутри самого двигателя, поэтому потребителю энергии передается меньше энергии. Эту работу называют ра­ботой механических потерь L_m = i • Ь_тц, где L - работа ме­ханических потерь, приходящаяся на один цилиндр двигателя.

Механические потери двигателя обусловлены следующими причинами.

Потери трения составляют большую часть механических потерь. Они вызываются трением во всех сопряженных движу­щихся относительно друг друга парах. Наибольшая затрата энергии на трение происходит в цилиндрах при трений поршне­вых колец и цилиндровой втулки (до 70% от всей работы трения в двигателе), это обусловлено высоким удельным давлением колец на втулку и плохими условиями смазки вследствие высо­ких температур трущихся деталей. В подшипниках скольжения и приводах смазка обеспечивается циркуляционной системой под давлением, поэтому потери на трение здесь значительно меньше.

При трении работа превращается в тепло и отводится час­тично в охлаждающую воду, частично с циркуляционным мас­лом. В конечном итоге в теплообменниках эта часть энергии отводится в охлаждающую забортную воду.

Потери на осуществление насосных ходов поршня имеют место только в четырехтактных двигателях. Величина потерь зависит от перепадов давлений в цилиндре и выпуском тракте на такте выпуска, в ресивере и цилиндре на такте наполнения. Пе­репады давления зависят от гидравлического сопротивления впускных и выпускных клапанов и скорости движения поршня, которая пропорциональна частоте вращения коленчатого вала. Доля рассмотренных потерь не превышает 2% от L_m.

Потери на привод навешенных вспомогательных агрега­тов обусловлены тем, что часть индикаторной работы затрачи­вается на привод: распределительного вала (от него приводятся топливные насосы высокого давления, впускной и выпускной клапаны, регулятор частоты вращения); водяного, масляного, топливоподкачивающего насосов и др. Доля рассматриваемых потерь зависит от количества и мощности приводимых от ко­ленчатого вала двигателя агрегатов. Для судовых дизелей с га­зотурбинным наддувом она не превышает 3% от L_m.

Потребителю энергии от одного цилиндра двигателя пере­дается работа I_e = Li - Ь_тць которую называют эффективной. Поделив почленно приведенное уравнение на рабочий объем

цилиндра, получим: р_е = p_i -р_т, где р_е =— - среднее эф-

Vh

L _т

фективное давление; р_т =----------- среднее давление механических

потерь.

Так же как и эти давления являются условными величи­нами, их нельзя измерить по индикаторной диаграмме. Среднее эффективное давление по смыслу является удельной работой, снимаемой с 1 м³ рабочего объема цилиндров двигателя и пере­даваемой потребителю энергии. Среднее давление механических потерь - удельная работа механических потерь в двигателе, приходящаяся на 1 м³ рабочего объема цилиндров.

Вполне очевидно, что эффективная мощность и эффек­тивный крутящий момент двигателя могут быть определены

следующим образом: N_e = N₍ — N_m и М_е - М_{ —М_т .

По аналогии с индикаторными энергетическими показате­лями запишем формулы для расчета эффективных показателей

N_e=C-i-p_e-n; (2.9) М_е = —• F_n г ■ р_е. (2.10)

к т

Мощность и момент механических потерь могут быть оп­ределены по формулам (2.9 и 2.10) подстановкой в них вместор_е среднего давления механических потерь.

Эффективная мощность двигателя и среднее эффективное давление являются его основными энергетическими характери­стиками, которые указываются в паспортных данных и, в конеч­ном счете, наряду с экономическими показателями определяют его рыночную стоимость.

Механический КПД двигателя. Определение эффектив­ных энергетических показателей двигателя как разности между индикаторным показателем и показателем механических потерь не всегда удобно, поэтому в теории ДВС используется механи­ческий КПД, представляющий собой отношение любого эф­фективного энергетического показателя к одноименному инди­каторному показателю, т. е.

4 Ре М_е N_e

77 = —= —= - = —. (2.11)

L, р, М, N,

Физический смысл механического КПД заключается в том, что его величина показывает в долях от единицы ту часть полез­ной механической работы (или мощности) двигателя, которая передается потребителю энергии с выходного фланца коленча­того вала.

Формула (2.11) может быть преобразована следующим об­разом

N_e N.-N_{m л} N_m

77 =—£- = —i--------------- 2L = 1 2L. (2.12)

^т N_t Nf N_i

Исследования двигателей различного назначения показали, что мощность механических потерь (ранее было отмечено, что основной частью этих потерь являются потери трения) зависит от частоты вращения коленчатого вала двигателя и незначи­тельно - от нагрузки (среднего индикаторного давления). Для приближенной оценки N_m может использоваться эмпирическая формула N_m = А • гР, где А - эмпирический коэффициент, опре­деляемый для каждого двигателя по результатам испытаний на стенде завода; /? - показатель степени, значения которого лежат в пределах 1,0—1,8. Меньшие значения из диапазона относятся к малооборотным дизелям, большие - характерны для средне- и высокооборотных двигателей с большим числом навешенных механизмов.

Механический КПД двигателя не является постоянной ве­личиной. Он существенно зависит от нагрузки двигателя. При работе на режиме холостого хода после пуска двигателя или пе­ред его остановкой внешняя нагрузка отсутствует, поэтому N_e = 0, а вся индикаторная мощность двигателя затрачивается на ме­ханические потери: N_m = N_h Очевидно, что на этом режиме ме­ханический КПД будет равен нулю. Из формулы (2.12) также следует, что при увеличении N_m (износ деталей) шш при умень­шении И, (вследствие ухудшения сгорания топлива) механиче­ский КПД будет снижаться. Относительные механические поте­ри в двигателе д_т = N_m / N_h определяющие величину механиче­ского КПД, зависят от конструкции двигателя, частоты враще­ния и уровня его форсировки наддувом. Значения г\_т обычно приводятся для режима полной (100%) нагрузки.

Для судовых дизелей характерны следующие значения ме­ханического КПД:

• малооборотные двухтактные ц_т = 0,88 0,94;

• четырехтактные среднеоборотные г\_т = 0,84 0,92;

• четырехтактные высокооборотные rj_m = 0,75 0,85;

г/, 3600 • Ni I N, V ^G4 • Qh J

Аналогичным образом получим формулу, связывающую удельные расходы топлива, разделив (2.15) на (2.6)

(2.19)

Согласно полученным зависимостям эффективный КПД двигателя меньше индикаторного КПД, а удельный эффектив­ный расход, наоборот больше индикаторного удельного расхо­да, так как ц_т всегда меньше единицы.

Эффективные экономические показатели являются факти­

ческими характеристиками топливнои экономичности двигателя и поэтому приводятся в его паспортных данных (обычно указы­вается величина g_e при стандартном значении Q_H для дизельного топлива, величину эффективного КПД можно определить по формуле 2.16). Эти значения соответствуют режимам 100%-й мощности. С изменением нагрузки и оборотов двигателя g_e и rj_e существенно изменяются, главным образом из-за изменения ме­ханического КПД.

Значения эффективных экономических показателей судо­вых дизелей составляют:

Тип дизеля g_e, Г/кВт • ч г/_е

Малооборотный двухтактный.............. 165 - 205 0,52 - 0,42

Среднеоборотный четырехтактный .... 170 - 215 0,50 - 0,40

§ 2.4. Тепловой баланс дизеля

Распределение теплоты, выделившейся при сгорании топ­лива, потребляемого двигателем, определяют путем теплобалан­совых испытаний головного двигателя на стенде завода.

Элементарный тепловой баланс двигателя в абсолютных и относительных единицах выражается следующим образом:

О G =3600ЛГ +0 +0 ;

ч i х^охл х-'газ ⁵

1 = ⁷7, + Чохп + Чгаз ’ (²-²°)

где Q_0XJI(q_0XJ,) и б_га,(^_газ)- потери тепла, связанные с охлаж-

дением цилиндров и потери тепла с отработавшими газами со­ответственно.

Из формулы (2.20) можно выразить индикаторный КПД: r]_i = 1 - q_0X1 + . При достигнутых значениях 7]_t современ­ных дизелях порядка 0,55 на долю тепловых потерь в цилиндре приходится 0,45. Наиболее значительной из этих составляющих тепловых потерь в современных судовых дизелях является поте­ря с газами, на ее долю приходится более 0,3. Таким образом,

величина q_0XJJ не превышает 15%, а для малооборотных дизелей может быть даже меньше 10%.

Часть тепла отработавших газов (q_mK) используется в тур­бокомпрессоре для привода наддувочного агрегата. При охлаж­дении надувочного воздуха в воздухоохладителе от температу­ры за компрессором t_k до температуры в ресивере t_s отводится

часть этого тепла q_eo = q_mK —q_s, где q_s - тепло, определяемое

разностью температур в ресивере и на входе в центробежный компрессор.

Часть тепла газов передается в охлаждающую воду турбо­компрессоров и не учитывается отдельным членом в формуле теплового баланса. Часть тепла через корпус турбокомпрессора теряется с радиацией в окружающую среду. Основная часть те­пла уносится с выпускными газами после турбины q_MO,

С учетом указанных путей отвода тепла в дизеле с газотур­бинным наддувом:

Я газ = Что + Я во

и уравнение теплового баланса может быть представлено в виде

¹ = Vi + Чохл + Что + Чео •

Механические потери в виде тепла трения передаются ох­лаждающей среде, смазочному маслу, отработавшим газам и не могут быть измеренными при теплобалансовых испытаниях от­дельно. Поэтому, используя формулу rj_e = rji • rj_m, выражение для эффективного КПД через составляющие потерь в двигателе можно представить следующим образом

Пе = (1 - Я ом ~ Ч то ~ Яео УП т • (2-21)

Уравнения (2.20 и 2.21) показывают, что индикаторный КПД характеризует совершенство преобразования химического тепла топлива в работу газов в цилиндре двигателя, а эффектив­ный КПД - экономичность двигателя в целом с учетом всех его тепловых и механических потерь.

Распределение тепловых потоков в судовом среднеоборот­ном дизеле представлено на рисунке 2.3.

Обычно составляющие теплового баланса приводятся для номинального режима двигателя, т. е. при его работе с р_е = 100% и п = 100%. При работе на других режимах составляющие теп­лового баланса значительно изменяются.

В современных высокофорсированных дизелях доля теп­лоты, преобразованной в эффективную работу за счет сниже­ния остальных составляющих теплового баланса, доведена до 50-52%.

§ 2.5. Расчетная и предполагаемая индикаторные диаграммы

Завершающим этапом расчета рабочего процесса в цилин­дре двигателя является построение индикаторной диаграммы и определение энерго-экономических показателей. В результате расчета определены параметры в основных точках: начале и конце сжатия, на участке сгорания и в начале и конце расшире­ния. Эти точки наносятся на график в координатах p-V, как показано на рис. 2.4.

Рис. 2.4. К построению предполагаемой индикаторной диаграммы: а) - четырехтактного; б) - двухтактного двигателя.

Для построения диаграммы рассчитываются ординаты то­чек политропы сжатия и расширения по следующим формулам:

- для процесса расширения р —

где (V / V_c) - отношение объемов, представляющее собой теку­щее значение степени сжатия. При расчетах изменение текущего объема V задается с определенным шагом так, чтобы получить

достаточное число ординат для построения линии сжатия и расширения, как показано на рис. 2.4. Методика построения расчетной диаграммы, ограниченной точками a-c-z* — z —Ъ одинакова для четырехтактных и двухтактных двигателей. Для построения предполагаемой индикаторной диаграммы четырех­тактного двигателя производят вручную скругление расчетной диаграммы на участках сгорания и в конце расширения, как по­казано на рис. 2.4. а). При скруглении диаграммы теряются не­большие участки площади, отмеченные на рисунке знаком «-». Это означает, что полезная индикаторная работа предпола­гаемой диаграммы будет несколько меньше (на 3-5%) расчет-

ной.

Для построения предполагаемой индикаторной диаграммы двухтактного двигателя необходимо достроить участок газооб­мена a -f как показано на рисунке 2.4. б). Величина потерянно­го объема VI известна, изменение давления после точки Ь про­рисовывается вручную. Скругление расчетной диаграммы на участке сгорания производится так же, как и для четырехтактно­го двигателя. Потери полезной работы при скруглении компен­сируются дополнительной работой на участке газообмена, пока­занной на рисунке заштрихованной площадью и знаком «+», поэтому для двухтактных двигателей предполагаемая и расчет­ная индикаторные работы совпадают.

Индикаторная работа и определяемое на ее основе среднее индикаторное давление расчетного цикла рассчитываются по параметрам рабочего тела в основных точках. Формула для оп­ределения полезной работы смешанного цикла известна из курса технической термодинамики, поэтому, принимая, что среднее индикаторное давление расчетного цикла равно отношению его индикаторной работы к полному рабочему объему цилиндра для четырехтактного двигателя и к полезному рабочему объему для двухтактного, получим:

В формулу (2.22) при расчете двухтактного двигателя под­ставляется действительная степень сжатия.

Предполагаемые значения среднего индикаторного давле­ния рассчитываются по формулам:

- четырехтактный двигатель p._t = (0,95 0,97)pf™⁴;

- двухтактный двигатель p_i = pf^acH (1 -у/).

Индикаторную мощность определяем по формуле (2.3). Индикаторный КПД определяем по формуле (приводится

aL₀T_sp_i

без вывода) ц. =8,314

Удельный индикаторный расход топлива определяем по формуле (2.8).

Приняв по данным двигателя-прототипа значение механи­ческого КПД, рассчитываем значения эффективных энергетиче­ских и экономических показателей.

Полученные в результате расчета значения р_е и g_e должны быть сравнены с исходными данными к расчету. Допускаются отклонения в пределах ±3%.

Пути совершенствования рабочего процесса дизелей

В последнее десятилетие двигателестроителями основное внимание уделялось повышению экономичности двигателей, росту их эффективного КПД. Для этого наряду с форсировкой
рабочего процесса и роста давления наддува шли по пути уве­личения степени сжатия, улучшению смесеобразования путем повышения давления распыливания топлива, сокращения про­должительности впрыска при одновременном переходе на цикл сгорания при постоянном давлении, чтобы уменьшить рост мак­симального давления газов в цилиндрах и, что особенно важно - понизить температуры в процессе сгорания и, тем самым, уменьшить скорость образования экологически вредных со­ставляющих NO_x.

Увелхтелхжатия

Совершенств, сист лхлощг

Модификации nopMHJconeu

Перехцд на crop.при лостдавл.

Впрыск воды в цилиндр

Охл. нццд.воздуха

§ 2.6. Определение мощности и экономичности судовых дизелей в эксплуатационных условиях

Малооборотные судовые дизели, как правило, оборудова­ны механическими индикаторными приводами, которые позво­ляют снимать с каждого цилиндра индикаторные диаграммы и затем по ним определять среднее индикаторное давление. За­пись диаграмм осуществляется с помощью механического ин­дикатора «Майгак», схема и внешний вид которого показаны на рисунке 2.5.

Рис. 2.6. Схема и внешний вид индикатора «Майгак»: 1 - поршень; 2 - шнур; 3 - перо; 4 - барабан; 5 - пишущий механизм; б - пружина; 7 - шток поршня; 8 - втулка; 9 - гайка.

Индикатор устанавливается на индикаторный кран и закре­пляется гайкой 9. Уплотнение достигается благодаря кониче­ской посадке корпуса индикатора и крана. Шнур 2 с помощью крючка на его конце подсоединяется к кольцу на тросике инди­каторного привода. При включении привода шнур вместе с тро­сиком совершает возвратно-поступательные движения синхрон­но с движением поршня в данном цилиндре. Барабан 4 в нижней части имеет шкив, на который намотан шнур, а внутри - спи­ральную пружину, удерживающую шнур все время в натянутом состоянии. Движение шнура приводит к вращению барабана синхронно с движением поршня.

На барабан устанавливается и закрепляется держателем специальная мелованная бумага размером 50x140 мм. Нажим пера 3 (сменный бронзовый штифт) регулируется специальным винтом. При движении барабана и пишущего механизма на бу­маге записывается индикаторная диаграмма.

Измерение давления осуществляется поршнем 1 диаметром 9,06 мм, который перемещается во втулке 8. Поршень через шток 7 нагружен пружиной 6, имеющей строго определенную жесткость. В комплект индикатора входит набор пружин (8- 10 шт.) с различной жесткостью. При воздействии давления на поршень шток 7 перемещается вверх, пружина растягивается.