курс. "Расчет индикаторных показателей дизеля 6nvd48A3"

• Название: "Расчет индикаторных показателей дизеля 6nvd48A3"
• Дата: 03.03.2022
• Размер: 281.49 Kb.
• Имя файла: ftsvftsvftsvftsv.docx
• Тип: Курсовая; #381373

Каспийский институт морского и речного транспорта – филиал Федерально государственного бюджетного образовательного учреждения высшего образования
Волжский государственный университет водного транспорта
(ФГБОУ ВО ВГУВТ)

КУРСОВАЯ РАБОТА(ПРОЕКТ)


По дисциплине

''Судовые энергетические установки и их эксплуатация”

На тему:

“Расчет индикаторных показателей дизеля 6NVD48-A3”

Работу сделал курсант группы 31ММ

Очной формы обучения

Вернер Н.А__________
Подпись

Научный руководитель

Преподаватель Шураков А.А._________
Подпись

Астрахань 2022


Содержание

Введение………………………………………………………..............................3

Характеристики.…………………………………………………………………..6

Тепловой расчет…………………………………………………………………..7

Заключение……………………………………………………………………….22

Список литературы………………………………………………………………23

Введение.

Дизели типа NVD нашли широкое применение на судах флота рыбной промышленности, но значительное их количество, более 1500 штук, было установлено на судах морского и речного флота. Они используются на промысловых судах зарубежной и отечественной постройки в качестве главных и вспомогательных двигателей с различными схемами машинно-двигательного комплекса. четырехтактные, бескомпрессорные, однорядные, простого действия, реверсивные, с непосредственным впрыском топлива, оборудованные газотурбонагнетателем для наддува. Эти двигатели изготовляются с восьмью цилиндрами, выполнены по блочному принципу из унифицированных элементов конструкции.

Топливная система состоит из расходного бака, топливоподкачивающего насоса, сдвоенного топливного фильтра, индивидуальных топливных насосов высокого давления для каждого цилиндра и форсунок закрытого типа. Система смазки — циркуляционная. Втулка цилиндров и поршень смазываются разбрызгиванием масла. Циркуляция масла осуществляется шестеренчатым реверсивным сдвоенным насосом. Масляный холодильник, сдвоенный фильтр и напорный бак монтируются у двигателя.

Система охлаждения — двухконтурная. Внутренний контур представляет собой замкнутую систему, в которой циркуляция внутренней (пресной) воды осуществляется центробежным насосом. Терморегуляторы поддерживают примерно постоянную температуру охлаждающей воды на входе в двигатель. Охлаждение внутренней воды производится в теплообменнике. Наружный контур водяного (забортного) охлаждения является открытой системой. Центробежный насос перекачивает требуемое количество забортной воды для охлаждения внутренней воды и смазочного масла через масляный холодильник и теплообменник за борт.

Пост управления оборудован системой управления с вмонтированной следящей автоматикой. Все процессы управления (пуск, реверсирование, изменение режима работы и остановка двигателя) приводятся в действие с помощью маховика управления двигателя. С помощью следящей системы автоматики возможно моментально выполнить перестановку маховика управления двигателем на желаемый маневр. Необходимые процессы реверсирования и пуска двигателя при этом осуществляются автоматически. Система автоматического управления процессами пуска и реверсирования двигателя работает на сжатом воздухе. Блокировка процесса пуска во время перестановки распределительного вала производится механически и управляется в зависимости от положения распределительного вала. При реверсировании работающего двигателя перестановка распределительного вала осуществляется только после понижения числа оборотов до установленного значения. Эту блокировку берет на себя контрольное устройство реверсирования, работающее в зависимости от числа оборотов.



Дизель типа 8ЧН32/48

Характеристики

Мощность кВт	360
Частота вращения	375
Число цилиндров	8
Давление МРа	0.56
Число тактов	4
Тип топлива	Дизельное
Степень сжатия	18.2

Тепловой расчет.

1. 
   Определяем теоретическое количество воздуха в молях, необходимое для сгорания 1кг топлива заданного состава.
   

2. Задаваясь значением коэффициента избытка воздуха, определяем действительное количество воздуха в молях, необходимое для сгорания 1 кг топлива заданного состава





Значение коэффициента избытка воздуха находится в пределах 1,5+2,2. С увеличением быстроходности двигателя рекомендуется принимать меньшие значения α, имея в виду двигатели с двухкамерным смесеобразованием. Следует помнить, что чрезмерное увеличение а ведет к увеличению в горении, - к излишним тепловым потерям.

З. Определяем общее количество продуктов сгорания 1 кг топлива в молях





4.Определяем величину теоретического мольного коэффициента сгорания





Значение 𝛽𝜊 должно находиться в пределах 1,032-4,045. Чем меньше коэффициент избытка воздуха, тем большей величины достигает 𝛽𝜊.

5.Определяем предварительные конструктивные показатели двигателя по формуле:



где отношение хода поршня к диаметру цилиндра, і- количество рабочих ходов во всех цилиндрах за один оборот коленчатого вала.

В оценке m можно руководствоваться следующими ориентировочными данными:

у малооборотных (n=100-200 об/мин) m= 1,4-2,5;

средней оборотности (n=20(Н500 об/мин) m=1,2-1,7;

повышенной оборотности (n=500-1000 об/мин) m= 1,04-1,6;

у высокооборотных (n≥1000 об/мин) m=0,85-1,4.

Более подробные сведения о выборе величины m можно получить в учебных пособиях.

Необходимо также задаться значением среднего эффективного давления 𝑝ₑ, величина которого для четырехтактного дизеля без наддува находится в пределах 5,2-6,5 кгс/см2. В быстроходных двигателях 𝑝ₑ , как правило, несколько выше, чем в тихоходных. Величина 𝑝ₑ оказывает весьма существенное влияние на рабочий процесс двигателя, а поэтому к выбору ее значения следует подходить осторожно. Так, например, излишне высокое значение 𝑝ₑ будет не оправданно, так как создать такое давление в реальном двигателе без помощи наддува будет невозможно. С другой стороны, при

слишком малом 𝑝ₑ для обеспечения проектной мощности двигателя (при заданной частоте вращения) потребуется увеличение линейных размеров двигателя.

Для наиболее правильного выбора значения 𝑝ₑ следует обратиться к прототипу проектируемого двигателя. Прототипом можно считать любой судовой двигатель, выпускаемый промышленностью и имеющий параметры, близкие к техническому заданию. При это за основу следует брать не агрегатную, а цилиндровую эффективную мощность, определяемую

Отношением 𝑁ₑ. В соответствии с требованием ГОСТа округляем полученное значение диаметра цилиндра до окончания цифры на 0 или 5 (например, при получении расчетного значения D=0,248 м можно принять D=0,245 м или D=0,250 м).



6.Определяем среднюю скорость поршня



Откуда S = mD , S = 1.2 * 0.490 = 0.588 м



7. Определяем среднюю скорость во всасывающем клапане по формуле:



Отношением площади поперечного сечения цилиндра к проходному сечению впускного клапана следует задаться из конструктивных соображений, имея в

виду, что

=9−12−для тихоходных двигателей при одном всасывающем клапане;

=5−8−для быстроходных двигателей при двух всасывающих клапанах.

Правильный выбор отношения 𝐹𝑓 оказывает существенное влияние на качество протекания процесса наполнения цилиндра свежим зарядом.



8. Наибольшая скорость поршня определяется из выражения





9. Максимальная скорость протекания воздуха через всасывающий клапан





10. Определяем абсолютное давление в цилиндре в начале сжатия по формуле



где То=290°- 300о - температура воздуха в машинном отделении;

φ=0,6-0,7- коэффициент, учитывающий вредные сопротивления во всасывающем тракте.

Давление должно находится в пределах 0.85 – 0.95 кгс/



11. Определяем абсолютную температуру смеси воздуха и остаточных газов в начале сжатия



где 𝑝𝑟≈ 1,1 кгс/см2- давление газов в выхлопном тракте;

𝑇𝑟≈ 800°- температура выхлопных газов.

𝑇₀′=𝑇₀+𝛥𝑇

где- 𝛥𝑇=10°-20°- повышение температуры воздуха за счет нагревания о стенки всасывающего тракта. Величину степени сжатия следует принять по практическим соображениям, имея в виду, что с увеличением быстроходности двигателя г несколько повышается.



12. Определяем абсолютную температуру в конце процесса сжатия



Показателем политропы сжатия 𝑛₁ следует задаться в пределах
𝑛₁ =1,35-1,42, помня, что на величину 𝑛₁ оказывает влияние быстроходность двигателя, материал поршня и охлаждение поршня. С увеличением быстроходности показатель растет, так как уменьшается время для теплообмена.



13. Определяется давление газа в конце процесса сжатия





14. Определяем коэффициент наполнения рабочего цилиндра



Для четырехтактных дизелей =0,75-0,88, причем меньшие значения
относятся к быстроходным двигателям.


15. Определяем коэффициент остаточных газов:

Коэффициент остаточных газов для четырехтактных дизелей обычно
лежит в следующих пределах: γг=0,03-0,05.



16. Определяем количество молей смеси газов до сгорания

М_₁ = L( 1 + γг).
М_₁ = 0.75( 1 + 0.02)=0.765
17. Определяем количество молей смеси газов после сгорания
М₂ = М + γгL .
М₂ = 0.07825 + 0.02*0.75=0.0932 .
18. Определяем расчетный мольный коэффициент сгорания



Величина обычно находится в пределах 1,028-1,040. В любом случае
должно получиться неравенство < .
19. Определяем состав продуктов сгорания 1 кг топлива в молях:

а) число молей водяных паров
;

моль;

б) число молей углекислоты

;

кмоль;
в) число молей кислорода

;
;
г) число молей азота
.

моль

Сумма всех этих величин должна равняться ранее вычисленному значению М (см. п. 3).

20. Определяем среднюю мольную изохронную теплоемкость воздуха в зависимости от полученного значения Т_с.

С'ʋ = 4,61 + 0,00053Т_С.

С'ʋ = 4,61 + 0,00053*1044=5.163

21. Определяем количество двухатомных газов в продуктах сгорания 1кг топлива в молях

m(R) = m(0₂) + m(N₂).
m(R) = 0.00525+ 0.05925 =0.0645 кмоль
22. Определяем среднюю мольную изобарную теплоемкость смеси продуктов сгорания 1 кг топлива

Cₚ"= _{[m(R)(6,595+0,00053Tz)+m(CO₂) 𝗑 (8,759+0,00189Tz)+m(H₂O)(8,840+0,00116Tz)}

Ввиду того, что значение температуры T_z является неизвестным, в
общем случае выражение для Сₚ" будет иметь вид
Cₚ"a +bTz,
Где a и b цифровые коэффициенты
Cₚ"= _{[0.0645(6,595+0,00053*1750)+0.00725 𝗑 (8,759+0,00189*1750)+0.0065(8,840+0,00116*1750)=8.24 моль}

23. Задаваясь значением давления газа в конце сгорания, определяем степень повышения давления


Величина давления p_z находится в пределах:
p_z = 50 - 80 кгс/см²- для тихоходных дизелей;
p_z = 60 -120 кгс/см²- для быстроходных дизелей.

В данном случае целесообразно использовать технические параметры
прототипа.

Полученное значение λ не должно выходить за пределы
λ = 1,3-2,0 — для тихоходных дизелей;

λ = 1,5-2,5 — для быстроходных дизелей.

25. Определяем степень предварительного расширения


Величина ρ должна находиться в пределах 1,35-1,70.

26. Определяем давление газа в конце процесса расширения

p _ь= p _z кгс/см²

Значение показателя политропы расширения n₂ находятся в пределах 1,23-1,32. Меньшие значения относятся к быстроходным дизелям по причинам, указанным в п. 12.

Для дизелей p _ь= 2,5 -4,5 кгс/см² . Меньшие значения

относятся к тихоходным двигателям, а большие к быстроходным.
p _ь= 50 кгс/см²

27. Определяем абсолютную температуру газа в конце расширения
T_b=T_z
Для дизелей Т_ь = 900°-1200°. Меньшие значения относятся к тихоходным дизелям, а большие - к быстроходным.
T_b=1750
28. Определяем среднее индикаторное давление расчетного цикла.

p_i=

Степень последующего расширения δ может быть определена из

соотношения для степени сжатия ε:

ε=ρδ; δ=

Для дизелей δ = 8,0-9,5.

Учитывая поправку на округление острых углов индикаторной
диаграммы, вводим коэффициент полноты k, который принимается равным
0,95-0.98.

Таким образом, величина расчетного среднего индикаторного давления
будет равна

P_i=p_ik,
Величина среднего индикаторного давления для дизелей без наддува
находится в пределах 6,5-8,5 кгс/см². Большие значения относятся к
быстроходным двигателям.
p_i=


29. Определяем среднее эффективное давление расчетного цикла
P_e=p_iη_m,
Величину механического к.п.д. η_m следует принять по практическим
соображениям в соответствии с быстроходностью проектируемого двигателя.
В данном случае целесообразно обратиться к прототипу, для которого
величина η_m определена совершенно точно на испытательном стенде.

Для четырехтактных дизелей значение механического к.п.д. межет
быть принято

η_m= 0,80 - 0,88 — для тихоходных дизелей;

η_m =0,75 - 0,80 — для быстроходных дизелей.

P_e7.13*0,80=5,7
30. Определяем объем воздуха, действительного поступившего в
цилиндр двигателя за один рабочий цикл

Vg=23,15 L, м³
Vg=23,15 L, м³
31. Определяем индикаторный удельный расход топлива

кг/л.с.*ч

Индикаторный удельный расход топлива для дизелей с однокамерным смесеобразованием находится в пределах 0,130-0,155 кг/л.с.*ч. Большие значения относятся к быстроходным дизелям.
кг/л.с.*ч

32. Определяем эффективный удельный расход топлива

_e кг/л.с.*ч
Эффективный удельный расход топлива для дизелей с однокамерным смесеобразованием находится в пределах 0,155 - 0190 кг/л. с.*ч.

Величина _е является основным показателем степени экономичности двигателя. Поэтому нетрудно заметить, насколько важен правильный подход к выбору значения механического к.п.д.( см. п. 29).
_e =2.25кг/л.с.*ч
33. Определяем величину индикаторного к.п.д. двигателя

ηi=

Где 632,3 ккал - количество тепла, эквивалентное работе 1 л.с. в течение 1 часа.

Для дизелей η_i=0,43 - 0,50.
ηi=
34. Определяем величину эффективного к.п.д. двигателя

η_e=η_mη_i

Для дизелей η_е = 0,34 - 0,42.

Меньшие значения относятся к быстроходным двигателям.
η_e=0.03*0.8=0.024

35. Определяем окончательные конструктивные показатели

м;

м

м
.

36. Производим графическое построение индикаторной диаграммы расчетного цикла.

Построение следует начинать с выбора масштабов давлений и объемов.

Принимаем, что полный объем цилиндра будет

Ѵ_а = Ѵ_s + Ѵ_с=А,мм.

Для удобства дальнейших графических построений ( имея в виду

предложенные в задании форматы листов) целесообразно принять

А=200 мм и отложить эту величину на оси абсцисс. Объем камеры сжатия определится из выражения

V_c= = , мм

Для нахождения граничных точек диаграммы задаемся масштабом давлений 1 кгс/см² = b , мм.

По указанным выше соображениям, при p_z < 60 кгс/см² рекомендуется принять b=3 мм.

Выбор масштабов давлений и объемов должен быть таким, чтобы отношение длины диаграммы к ее высоте лежало в пределах =1,25-1,5. В любом случае высота диаграммы не должна быть больше ее длины.

Для определения положения точки z необходимо воспользоваться соотношением

ρ=

откуда

V_z=ρV_c=ρ , мм

Определение остальных точек понятно из чертежа и дополнительных пояснений не требует.

После определения положения всех точек представляется возможным прочертить изохоры cz´,ba и изобары z´z.

Для построения политропы сжатия воспользуемся её управлением в виде



Откуда

кгс/см².
Придавая величине V различные значения в пределах от V=V_a до V=V_c и умножая на масштаб b, получим ряд соответствующих ординат давлений, которые соединяем плавной кривой.

Рекомендуется подставить десять промежуточных значений V, разделив весь объём V_a на десять равных частей. В этом случае вычисление ординат p значительно упрощается.

Для уменьшения погрешностей при построении кривых рекомендуется взять дополнительно две-три промежуточные точки к концу процесса сжатия и началу процесса расширения. Построение линии расширения производится аналогично. Из уравнения политропы расширения имеем

p_bV_bⁿ¹

откуда

p=p_b =p_b кгс/см².

Величине V следует придавать те же значения, что и в первом случает.

Общий вид диаграммы представлен на рисунке 1.



Давление сжатия

1	P=	0.80		21.04	=		63.12	Мм
2	P=	0.80		5.56	=		16.70	Мм
3	P=	0.80		4.056	=		12.168	Мм
4	P=	0.80		2.752	=		8.256	Мм
5	P=	0.80		1.28	=		3.84	Мм
6	P=	0.80		1.584	=		4.752	Мм
7	P=	0.80		1.28	=		3.84	Мм
8	P=	0.80		1.08	=		3.24	Мм
9	P=	0.80		0.92	=		2.76	Мм
10	P=	0.80		1	=		3	Мм

Давление сжатия P_расш

1	P=	3		66	=		192	Мм
2	P=	3		26.16	=		78.48	Мм
3	P=	3		15.21	=		45.63	Мм
4	P=	3		10.32	=		30.96	Мм
5	P=	3		7.62	=		22.86	Мм
6	P=	3		5.94	=		17.82	Мм
7	P=	3		4.6	=		13.8	Мм
8	P=	3		4.05	=		12.15	Мм
9	P=	3		3.45	=		10.35	Мм
10	P=	3		3	=		9	мм

Масштаб 1:3

Масштаб 1 кгс/см²=3мм

V=200мм
37. Планиметрируем площадь acz´zba диаграммы и определяем среднее индикаторное давление по формуле:
pi - кгс/см²

где F — площадь индикаторной диаграммы в мм

b — масштаб давления в атм/мм;

I— длинна индикаторной диаграммы в мм

За длину диаграммы принимается отрезок, равный S.

Расхождения с вычисленным ранее значением среднего индикаторного давления ρ составит:
Расхождение не должно выходить за пределы ±3%.

Заключение

Для обеспечения потребной мощности, частоты вращения гребного вала и
повышения экономичности выбранного двигателя форсировался по среднему
эффективному давлению за счет применения более высокого наддува.
Для обеспечения указанных требований был выполнен тепловой расчет, в
котором подтвердилась возможность обеспечить указанные выше параметры.
При этом давление наддува увеличилось на 10%, а удельный эффективный
расход топлива снизился на 5%,
На основе данных теплового расчета построена индикаторная диаграмм
рабочего процесса в цилиндре двигателя. По результатам расчета выявлено, что для устранения неравномерности вращения коленчатого вала нужно использовать маховик, параметры которого были определены,
На основе определенных расчете усилий проведены прочностные расчеты
коленчатого нала (в двух опасных положениях и по требованиям Регистра).
подшипников, поршневой группы, шатуна, крышки, втулки, впускных и
выпускных клапанов. Выбранные геометрия и материалы указанных деталей
удовлетворяют условиям обеспечения необходимой прочности

Список литературы:

1. «Судовые энергетические установки» учебное пособие Носенко Владимир Михайлович, Николаев 2017 год.

2. «Судовые энергетические установки» В.А. Сизых 2015 год.

3. «Судовые дизели» Гогин А.Ф. 2015 год.

4. «Двигатели внутреннего сгорания. Теория, эксплуатация, обслуживание.» Васькевич Ф.А. 2016 год.


.