Расчет рабочего цикла двигателя мощностью. двс. Расчет рабочего цикла двигателя мощностью 15500 кВт при n 88 обмин

• Название: Расчет рабочего цикла двигателя мощностью 15500 кВт при n 88 обмин
• Анкор: Расчет рабочего цикла двигателя мощностью
• Дата: 02.01.2023
• Размер: 130.26 Kb.
• Имя файла: двс.docx
• Тип: Реферат; #870570
• страница: 1 из 3

Федеральное агентство морского и речного транспорта Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА имени адмирала С. О. МАКАРОВА

Институт морская академия

Факультет судовой энергетики

Кафедра «ДВС и АСЭУ»


Дисциплина

Судовые Двигатели Внутреннего Сгорания
Расчетно-графическая работа на тему:

«Расчет рабочего цикла двигателя мощностью 15500 кВт при n=88 об/мин»

Исполнитель:

Группа № 451

Номер зачетной книжки 19033028

Проверил: Доц. Кафедры ДВС Живлюк Г.Е. “_____”_______________2022г.


Санкт-Петербург

2022г.

Содержание:

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

Исходные данные расчёта……………………………….……………..……………...4

Определение размеров и числа цилиндров дизеля………………….…………......…5

Выбор исходных данных к расчёту рабочего цикла………………………………....5
Диаграмма Брикса……………………………………………………...……………....6
Расчёт процессов, составляющих рабочий цикл…………………………………..…8
Определение индикаторных и эффективных показателей……………...……….…11
Расчёт и предполагаемая индикаторная диаграмма……………………….……......12
Индикаторная диаграмма………………………………………………………...…...14
Заключение……………………………………...………..……………………………15
Список литературы……………………………………..………..……………………15

Введение

Расчёт цикла представляет собой совокупность пяти последовательно протекающих процессов: наполнение, сжатие, сгорание топлива, сгорание (расширение), выпуск.

Расчёт рабочего цикла способствует закреплению теоретических знаний по основной теории судовых дизелей, пониманию взаимосвязи процессов рабочего цикла с энергетическими и экономическими показателями двигателя.

Расчёт выполняется по методике, изложенной в учебном пособии «Расчёт рабочих процессов судовых дизелей» [1] для номинального (исходного) режима работы двигателя и носит проверочный характер.

В настоящем указании рассматривается классический метод теплового расчета, разработанный профессором В. И. Гриневецким в 1907 г. в Московском высшем техническом училище (ныне МГТУ им. Н. Э. Баумана) и в последующем усовершенствованный отечественными учеными Е. Г. Мазингом, Н. Р. Брилингом, А. С. Орлиным и Б. С. Стечкиным. Метод, основанный на общеизвестных положениях термодинамики и термохимии, в логической последовательности достаточно полно охватывает физическую сущность явлений, происходящих в цилиндре двигателя, и дает целостное представление о рабочем процессе ДВС. Метод базируется на рассмотрении так называемого расчетного цикла, поскольку действительный цикл, который осуществляется в работающем двигателе, и в настоящее время теоретически еще не может быть точно описан из-за несовершенства расчетных методик и сложности протекающих в нем процессов.

Метод обеспечивает удовлетворительную для практики точность расчетов, несмотря на то, что протекающий в двигателе цикл описывается простейшими термодинамическими процессами и вводится ряд опытных коэффициентов, оценивающих реальные условия протекания рабочих процессов в двигателе.

Исходные данные расчета.

Марка дизеля (прототип) S70MС

Назначение двигателя Главный

Эффективная номинальная мощность N_e=15500 кВт

Номинальная частота вращения n = 88

Удельный эффективный расход топлива g_e^зад = 0,175

Среднее эффективное давление P_e^зад = 17 бар

Средняя скорость поршня =7,8-8,2 м/с

Коэффициент тактности двигателя m=1

1. 
   Тепловой расчет
   

1. 
   Определение размеров и числа цилиндров дизеля.
   

Возможный диапазон числа цилиндров определим по отношению = 6,13

По лучшим условиям уравновешенности двигателя принимаем i=6

Из исходных данных расчета выбираем =8,0

Ход поршня: S= = =2,72 м

Находим диаметр цилиндра: [1]

D= = =0,7м

Окончательно принимаем диаметр: D=0,7 м

Уточняем значение хода поршня: S=D (S/D)=0,7 3,82=2,68 м



Корректируем Pе из условия обеспечения заданной мощности:

= = =17,1 бар

Окончательно принимаем =17,1 бар, что на 0,6% превышает ее заданное значение

2. 
   Выбор исходных данных к расчету рабочего цикла.
   

1. 
   Геометрические параметры.
   

Фазы газораспределения принимаем по двигателю-прототипу :

-угол открытия выпускного клапана =68 п.к.в. до НМТ;

-угол закрытия выпускного клапана = =72 п.к.в. после НМТ;

-угол открытия продувочных окон = 41 п.к.в. до НМТ ;

-угол закрытия продувочных окон = 41 п.к.в. после НМТ.

По двигателю-прототипу принимаем значение = =0,45.

Рассчитываем поправку Брикса OO′ = λшr/2=0,3. Строим диаграмму (Рис.1.1). Из диаграммы Брикса определяем значения потерянных ходов и сводим коэффициенты в таблицу 1.1.

Таблица 1.1.

Коэффициенты потерянного хода

Параметр OO′ = λшr/2 Sa Sb Sd,e Натуральное зеачение,мм 300 660 580 200 На чертеже,мм 15 33 29 10 ψa	ψb	ψd,e
0,246	0,222	0,074

Ψа=1- (1-cos(180- φa)+ (180- φa))= 1- (1- cos(180- 72)+ 0,45 (180-78))=0,244

Ψb=1- (1-cos(180- φb)+ (180- φb))= 1- (1- cos(180- 68)+ 0,45 (180-68))=0,216

Ψd=1- (1-cos(180- φd)+ (180- φd))= 1- (1- cos(180-41)+ 0,45 (180-48))=0,074

1.2.2. Исходные данные к расчёту процесса наполнения цилиндра.

Принимаем стандартные значения параметров (по ISO 3046/1-2002)

-Давление окружающей среды =1,0 бар;

-Температура окружающей среды =298 К;

-Низшая теплота сгорания топлива среднего состава (C=0,87; H=0,126; O=0,004); =42700

Давление воздуха в ресивере определяется уровнем форсировки двигателя, поэтому и связаны примерно пропорциональной зависимостью. Так как окончательное принятое значение в 1,006 раза превышает этот параметр прототипа , приимаем =1,006 =1,006 3,3=3,3.

Окончательно принимаем =3,3 бар.

Температура воздуха в ресивере определяется для среднего значения температуры воды на входе и выходе из охладителя и наддувочного воздуха:

= =20°C; = +273+Δ =20+273+13=306К,

где Δ =10-13°C-минимальная температура напора в воздухоохладителе.

Принимаем Δ =13°C.

Действительная степень сжатия . При выборе величины следует принимать во внимание, что для судовых дизелей из условия обеспечения надежного пуска =10,5-11,0.


Данные по степени сжатия двигателя-прототипа в документации нет, поэтому оценим её по значимости =3,3 бар и =105 бар.

=exp(ln( )/1,36)= exp(ln( )/1,36)=12,75.

Принимаем =13.

Геометрическая степень сжатия

= +1= +1=16,87.

Коэффициент остаточных газов для современных двухтактных дизелей лежит в диапазоне ϒr=0,04-0,08. Принимаем ϒr=0,05.


1.2.3. Исходные данные к расчёту процесса сжатия.
Показатель политропы сжатия . При выборе (обычно диапазон 1,34-1,36) следует изходить из интенсивности теплообмена между зарядом воздуха и стенками цилиндра, в процессе сжатия, зависящей от типа двигателя, размеров D и S, частоты вращения, условий охлаждения поршня, крышки и втулки цилиндра. Для рассчитываемого двигателя принимаем =1,36 .
1.2.4. Исходные данные к расчёту процесса сгорания.
Коэффициент использования теплоты в точке z. Для современных высокоэкономичных малооборотных дизелей характерна малая продолжительность сгорания топлива, поэтому значение Ꝣz принимаем по верхнему пределу 0,92.

Максимальное давление сгорания =130 бар принимаем по данным двигателя-прототипа.
1.2.5. Исходные данные к расчёту процесса расширения.
Показатель политропы расширения газов в цилиндре . Значение для судовых малооборотных и среднеоборотных дизелей находится в пределах 1,2-1,27 и зависят от интенсивности теплообмена газов со стенками цилиндра, от внутреннего теплопритока при догорании топлива на линии расширения, обуславливающего качественную связь между величинами Ꝣz и . С учетом рекомендаций принимаем =1,27. [2]
1.2.6. Механический КПД.
Для судовых малооборотных двухтактных дизелей характерны следующие значения механического КПД =0,88-0,94 . Большие значения в указанных диапазонах соответствуют дизелям с высоким наддувом. С учетом высокого уровня форсировки рассчитываемого двигателя принимаем =0,9.