СЭУ. Судовые энергетические установки КР 2 вариант 9. Вариант 9 Содержание

• Название: Вариант 9 Содержание
• Дата: 04.03.2023
• Размер: 0.54 Mb.
• Имя файла: Судовые энергетические установки КР 2 вариант 9.docx
• Тип: Документы; #968365

Вариант 9

Содержание

Задание № 1 3

Задание № 2 9

Задание № 3 13

Задание № 4 15

Задание № 5 19

Список использованных источников 20

Задание № 1

Задание:

Привести подробное описание процесса сгорания топлива в цилиндре дизеля. Написать формулы расчета количества воздуха для сгорания 1 кг топлива.

Ответ:

Сгорание топлива представляет собой процесс окисления па­ров топлива кислородом воздуха, сопровождающийся выделе­нием теплоты. Процесс сгорания, по А. И. Толстову, условно разбивают на четыре фазы (рисунок 1): подготовительную (уча­сток сс), воспламенение и начальное горение (участок сz), основное сгорание (участок zz) и догорание (после точки z).



Рисунок 1 – Процесс сгорания топлива в дизеле
Фаза I длится от момента начала впрыскивания топлива до момента начала его горения. Эта фаза характеризует подгото­вительный период топлива к сгоранию, называемый периодом задержки самовоспламенения. Его выражают в секундах или в градусах поворота коленчатого вала (_i, °ПКВ), при этом _i =6n_i. Часто _i выражают в миллисекундах (мс).

Продолжительность _i составляет от 1 до 15 мс. В этот пе­риод в цилиндр впрыскивается 30...40 % цикловой подачи топ­лива (для ВОД 70...90%), которое поступает в среду сжатого (3,5...11 МПа) и нагретого (700...1100 К) воздуха, распыливается, нагревается и испаряется.

При соединении паров топлива с кислородом воздуха при высокой температуре происходят экзотермические реакции окисления с образованием промежуточных продуктов окисления повышенной активности. В начальной стадии реакции протекают медленно, характеризуются незначительным выделением тепло­ты, давление и температура в цилиндре практически не изменяются. Начальная стадия окисления сопровождается голубым свечением, называемым холодным пламенем. По мере увеличе­ния количества химически более активных продуктов окисления возрастает и количество выделяемой теплоты, повышаются дав­ление и температура. Выделяющаяся теплота ускоряет реакции окисления, в результате которых образуются высокотемператур­ные локальные очаги сгорания, приводящие к самовоспламене­нию смеси в объеме камеры сгорания (точка с). Чем меньше период задержки самовоспламенения, тем качественнее сгора­ние во второй фазе. При увеличении _i в цилиндр поступает больше топлива, и это приводит к резкому нарастанию давле­ния при его воспламенении.

Фаза II длится от момента начала воспламенения смеси до момента достижения максимального давления сгорания р_z. Эта фаза характеризуется интенсивным сгоранием топлива, по­ступившего в первой фазе, и части топлива, поступившего во второй. При небольшой продолжительности второй фазы (5... 20 °ПКВ) выделяется 40...70 % теплоты, получаемой при сгора­нии цикловой подачи топлива.

Высокая интенсивность сгорания объясняется тем, что в подготовительном периоде образуется большое количество горючей смеси, способствующей распространению пламени в объеме ка­меры сгорания. Сгорание этой смеси приводит к быстрому ро­сту температуры и давления газов в цилиндре.

Интенсивность сгорания за период второй фазы характери­зуют скорости нарастания давления сгорания по углу поворота коленчатого вала: истинная w = dp/d и средняя w_cp = dp/d. Истинную скорость w находят как максимальное отношение приращения давления газов в цилиндре к углу поворота колен­чатого вала после проведения касательных в различных точках кривой давления. Среднюю скорость w_cp определяют по конеч­ным значениям давления и угла поворота коленчатого вала пе­риода второй фазы, т. е. в точках с и z. Для МОД w_ср = 0,2... 0,3 МПа/°ПКВ, для СОД w_ср = 0,3...0,4 МПа/°ПКВ и для ВОД w_ср = 0,6...0,8 МПа/°ПКВ.

При скоростях сгорания, превышающих указанные пределы, работа двигателя становится жесткой, появляются стуки в ци­линдре, увеличивается износ деталей ЦПГ, подшипников и др.

Фаза III длится от момента, соответствующего давлению p_z до момента достижения максимальной температуры цикла T_max. Подача топлива в цилиндр в зависимости от частоты вра­щения коленчатого вала обычно прекращается во второй или начале третьей фазы. Это способствует интенсивному сгора­нию большей части топлива, поданного в конце впрыска в третьей фазе. В этой фазе сгорания выделяется 30...60 % теп­лоты от выделенной в цилиндре, что приводит к повышению температуры газа. Давление в этой фазе уменьшается, так как заметно увеличивается рабочий объем цилиндра при движении поршня к НМТ.

В фазе IV догорают топливо, несгоревшее в третьей фазе, и частицы топлива, поступившие в цилиндр в период подвпрыскивания, вызванного волнами давления в топливопроводе высо­кого давления. Наиболее заметно фаза догорания проявляется в высокооборотных двигателях при плохом качестве распили­вания и использовании вязких и низкосортных топлив. Сгора­ние в четвертой фазе приводит к снижению экономичности дви­гателя, повышению температуры отработавших газов, росту температуры выпускных клапанов, коксованию сопл распыли­телей и т. д. Поэтому для двигателей эта фаза нежелательна. Окончание фазы догорания определяют по кривым тепловыде­ления.

Качественную и количественную стороны процесса сгорания топлива оценивают по характеристикам, позволяющим просле­дить выделение и использование теплоты в этом процессе. К ним относятся:

• 
  характеристика выделения теплоты
  

где Q_x() – количество теплоты, выделенной в цилиндре к рас­сматриваемому моменту процесса сгорания;

• 
  характеристика использования теплоты Q_i(), которая затрачена на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение механической работы,
  

• 
  относительное количество теплоты Q_w(), переданной в стенки цилиндра,
  

• 
  относительная скорость тепловыделения
  

• 
  относительная скорость использования теплоты
  

Характеристики процесса сгорания определяют при обработ­ке экспериментальных индикаторных диаграмм. Для дизелей, пренебрегая потерями на диссоциацию и недогорание топлива, можно записать

х = x_i+ x_w.

Условно принимают, что процесс сгорания заканчивается при х = 0,98...0,99.

Первая фаза оказывает решающее влияние на весь процесс сгорания топлива. Чем больше _i, тем большая часть цикловой подачи топлива поступает в цилиндр до момента начала вос­пламенения. Следовательно, _I для дизелей — наиболее важный показатель, от которого зависят характер выделения теплоты в цилиндре, скорость нарастания давления, динамические нагруз­ки на подшипники коленчатого вала и др.

Продолжительность периода задержки самовоспламенения определяется химическим и фракционным составом топлива, его физическими свойствами, температурой и давлением газа в ци­линдре, интенсивностью смешения топлива с воздухом и други­ми факторами. Изменением указанных параметров стремятся уменьшить период задержки самовоспламенения, что обеспечи­вает более плавное нарастание давления в процессе сгорания.

Наибольшее влияние на самовоспламенение топлива, т. е. на период _i, оказывает его цетановое число: чем оно выше, тем обычно меньше _i. Однако в МОД на номинальных режимах при сжигании дизельного топлива (ЦЧ = 50...60) и мазута (ЦЧ да 30...35) период _i практически одинаков. На частичных нагрузках _i меньше при сжигании дизельного топлива.

Температура идавление среды, в которую впрыскивается топливо, существенно влияют на скорость физико-химических процессов подготовки топлива к сгоранию, а следовательно, и на период задержки самовоспламенения. С повышением давле­ния и температуры среды период задержки самовоспламенения уменьшается.

Температура деталей ЦПГ и вихревое отношение также оказывают значительное влияние на _i. С ростом этих показателей период задержки са­мовоспламенения уменьша­ется, что связано в основном с повышением скорости ис­парения распыленного топ­лива.

Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива равно:



где 0,21 – объемная (молярная) доля кислорода воздухе;

С, Н, S, O – массовые доли углерода, водорода, серы и кислорода в топливе, соответственно, %.

Действительная масса воздуха, поступающая в цилиндр двигателя равна:

L = L, кмоль/кг,

где  – коэффициент избытка воздуха.

Теоретически необходимая масса воздуха для сгорания 1 кг топлива:

G₀ = _вL₀, кг/кг,

где _в = 28,97 кг/кмоль – молярная масса воздуха.

Действительная масса воздуха, поступающего в цилиндр двигателя

G = _вL, кг/кг.

Задание № 2

Задание:

Начертить схему сил, действующих в кривошинно-шатунном механизме, написать их алгебраическое выражение и указать действие, которое производят эти силы.

Ответ:

В судовых ДВС возвратно-поступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение коленчатого вала при помощи кривошипно-шатунного механизма. Силы, действующие в этом механизме, можно подразделить на четыре группы.

1. Силы от давления газов на днище поршня, мгновен­ное значение которых

P_г = р_гF, H,

где р_г – давление газа в цилиндре двигателя в данный момент времени, Па; F=0,25D² – площадь днища, м²; D – диаметр ци­линдра, м.

Давление газов изменяется за цикл в широких пределах, от р_а до p_z, в зависимости от положения поршня и угла поворота кри­вошипа. Период изменения давлений для четырехтактных двига­телей 720° п. к. в., а для двухтактных 360° п. к. в.

2. Силы тяжести поступательно движущихся частей Р_в. Считают, что у тронковых двигателей в поступатель­ном движении участвуют поршень и 0,4 массы шатуна, а у крейцкопфных, кроме того, шток, крейцкопф и ползун. Сила тяжести подвижных частей тронковых быстроходных двигателей мала по сравнению с другими силами, поэтому ее обычно не учитывают. Однако в крейцкопфных двигателях ею пренебрегать не следует. В любом случае сила тяжести постоянна по величине и направлена вниз. Ее определяют по опытным данным или по чертежам дви­гателя.

3. Силы трения, которые не поддаются точному теоретиче­скому подсчету и включаются в механические потери двигателя.

4. Силы инерции подвижных частей, величина которых в общем случае равна

P_и = –Ма, Н,

где М – масса поступательно движущихся частей, кг; а – ускоре­ние движущихся частей, м/с².

Знак минус указывает, что направление сил инерции всегда противоположно направлению ускорения.

Из технической механики известно, что для центрального кри­вошипно-шатунного механизма (у которого ось цилиндра пересе­кает ось коленчатого вала) ускорение поршня определяется при­ближенным выражением:

а = Rw²(cos  + cos 2), м/с²,

где R – радиус кривошипа, м; w = n/30 – угловая скорость, рад/с, n – расчетная частота вращения, об/мин) ; = R / L (L – длина ша­туна, м);  – угол поворота кривошипа, отсчитываемый от ВМТ. В этом случае выражение для сил инерции поступательно дви­жущихся частей принимает окончательный вид

P_и = –МRw²(cos  + cos 2).

Из этого уравнения следует, что силы инерции поступательно движущихся частей изменяются как по величине, так и по направ­лению в зависимости от угла , причем эти изменения будут пе­риодическими.

Из механики известно, что сила инерции достигает наибольшего значения там, где скорость становится равной нулю и меняет свой знак. Такими положениями для кривошипно-шатунного механизма должны быть мертвые точки.

В ВМТ, при  = 0°, силы инерции равны:

P_и = –МRw²(1 + ).

В НМТ, при  = 180°, силы инерции равны:

P_и = МRw²(1 – ).

Как видно, в ВМТ силы инерции подвижных частей имеют от­рицательное и наибольшее абсолютное значение, а в НМТ они по­ложительны и принимают несколько меньшее значение, если иметь в виду, что =1/3,5…1/5.

Кроме поступательно движущихся частей в двигателе есть вращательно движущиеся части, к которым относится неуравновешен­ная часть кривошипа и вращающаяся часть шатуна (условно 60% G_ш). Массы этих частей считаются сосредоточенными на оси шейки кривошипа. Так как центро­стремительное ускорение в этой точке

а_ц = Rw², м/с²,

то сила инерции вращающихся частей

Р_ц = –М_цRw², Н,

где М_ц – масса вращающихся частей, кг.

Знак минус указывает, что эта сила направлена от центра вращения по ра­диусу кривошипа.

Таким образом, в кривошипно-шатун-ном механизме работающего двигателя в любой промежуток времени действуют силы от давления газов, силы тяжести и силы инерции поступательно движу­щихся частей, алгебраическая сумма ко­торых выразится равнодействующей Р_д, называемой движущей силой

Р_д = ±Р_г ± Р_в ± Р_и.

Все эти силы, в том числе и движущая, считаются положительными (знак +), если они способствуют движению порш­ня, и наоборот.

Движущая сила действует по оси ци­линдра, а точка ее приложения нахо­дится на оси головного соединения. Раз­ложим равнодействующую Р_д по правилам механики (рисунок 2) на две составляющие – Р_ш, направленную по оси шатуна, и Р_н, на­правленную перпендикулярно оси цилиндра. Условимся, что угол поворота кривошипа имеет некоторое мгновенное значение , а между осями цилиндра и шатуна образуется угол . Сила Р_н = Р_дtg , называемая нормальной силой, на плече Н создает так называемый опрокидывающий момент, равный Р_нН и направлен­ный против часовой стрелки.

Практически сила Р_н, прижимая поршень поочередно к противоположным стенкам цилиндра, вызывает износ цилиндро-поршневой группы в этой плоскости (износ на эллипс).



Рисунок 2 – Схема сил, действующих в КШМ

В крейцкопфных двигателях сила Р_н имеет большое значение и передается ползунами крейцкопфа на параллели, что облегчает условия работы цилиндропоршневой группы. Именно этими обстоятельствами объясняется крейцкопфное ис­полнение двигателей при цилиндровой мощности более 300 кВт.

Сила, действующая по оси шатуна,



Перенося эту силу на ось шейки кривошипа, разложим ее по двум направлениям – по радиусу кривошипа и по касательной к ок­ружности, описываемой центром шейки кривошипа вала. Радиаль­ная сила P_р прижимает вал к вкладышам рамовых подшипников. Ее величина определяется выражением



Касательная (тангенциальная) сила Р_к



Эта сила на плече, равном радиусу кривошипа R, создает вра­щающий момент

М_вр = Р_кR.

Для данного двигателя радиус кривошипа является постоянной величиной и, следовательно, значение вращающего момента пол­ностью зависит от касательной силы.

Задание № 3

Задание:

В соответствии с данными таблицы 1 определить эффективную мощность. Эффективный КПД судового дизеля.

Таблица 1

Номер варианта	Марка СД по ГОСТу 10150-88	Среднее ин-дикаторное давление Pi МПа	Частота вра-щения коленчатого вала nоб/с	Механи-ческий КПД дизеля (ηm)	Эффективный удельный расход топлива geкВТ-час
9	8 ДРН 48/72	0,93	3,55	0,87	211

Примечание: Низшая теплотворная способность топлива для всех вариантов равна

Hu= 42000 КДЖ/кг топлива.
Ответ:

Эффективный КПД двигателя:



где Q_н = 42000 кДж/кг – низшая теплотворная способность топлива.

Среднее эффективное давление двигателя:

р_е = р_i_м = 0,930,87= 0,809 МПа =809 кПа

Cm = 2Sn = 20,723,55 = 5,11 м/с

где D = 48 см = 0,48 м – диаметр цилиндра (из марки дизеля);

S = 72см = 0,72 м – ход поршня (из марки дизеля).

N_e = 393PiD²Cmiz = 3930,8090,48²5,110,58 =1498 кВт

где i =8 – число цилиндров (из марки дизеля);

z = 0,5 – коэффициент тактности для двухтактного дизеля.

Ответ: _е = 0,406; N_e = 1498 кВт

Задание № 4

Задание:

В соответствии с данными таблицы 2 произвести построение диаграммы кривой сил инерции по методу Толле.

Таблица 2

Номер вари-анта	Марка двигателя	Диаметр цилиндра, см	Ход поршня, см	Частота враще-ния, об/с	Масса поступательно движущихся частей, mn= кг/м2	Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, λ = R/L	Va	Рабочий объем цилиндра, Vs
9	KZ 70/120C	70	120	2.17	7000	1/4	200	227

Ответ:

Определяем силы инерции в верхней мертвой точке (ВМТ):

P_и = –m_пRw²(cos  + cos 2) = –70000,613,62²(cos 0⁰ + 0,238cos(20⁰)) = – 0,96410⁶Па = –964 кПа,

где w = 2n = 23,142,17 = 13,62 рад/с – угловая скорость двигателя;

R = 0,5S = 0,51,2 = 0,6 м – радиус кривошипа двигателя;

 = 0⁰ – угол поворота кривошипа в ВМТ.

Определяем силы инерции в нижней мертвой точке (НМТ):

P_и= –m_пRw²(cos  + cos2)=–70000,613,62² (cos 180⁰ + 0,238cos(2180⁰)) = 0,59310⁶Па =593 кПа,

где  = 180⁰ – угол поворота кривошипа в НМТ.

Определяем вспомогательную величину для построения диаграммы

Р_и = 3m_пRw² = 370000,613,62²0,238 =5,5610⁵ Па = 556,0 кПа.

Строим диаграмму кривой сил инерции по методу Толле. Отметим точки А и Б (ВМТ и НМТ), расстояние между которыми в выбранном масштабе m_s равно ходу поршня S (рисунок 3).

На перпендикулярах в точках А и В, восстановленных к отрезку АВ откладываем в выбранном масштабе m_р рассчитанные силы инерции Р_и. Получаем точки C и D. Прямая, соединяющая точки C и D, пересекает AB в точке E.



Рисунок 3 – Диаграмма сил инерции

На перпендикуляре к отрезку АВ в точке Е откладываем вниз отрезок ЕF, равный вспомогательной силе Р_и. Отрезки CF и FD делим на равное количество частей, и точки деления нумеруем 1, 2, 3, 4, 5 и 1, 2, 3, 4, 5 соответственно. Соединив одноименные точки отрезками прямых, проводим к полученному семейству прямых огибающую, которая и дает искомую зависимость P_и = f(S).

Для установления соответствия между углами поворота кривошипа  и силами инерции Р_и, gод диаграммой Толле строим бицентровую диаграмму Брикса.

Из точки О проводим в масштабе дугу радиуса R, а из центра дуги О откладываем в масштабе поправку Брикса ОО:

ОО = 0,5R = 0,50,30,238 = 0,0357 м.

Из центра О проводим лучи с шагом 30⁰. Из точек пересечения лучей с дугой проводим вертикальные отрезки до пересечения с кривой сил инерции. Полученные точки определяют силы инерции при 30⁰, 60⁰ и т.д. углов поворота коленчатого вала.

Задание № 5

Задание:

После снятия индикаторной диаграммы с работающего двигателя с помощью механического индикатора или иным путем, в соответствии с данными таблицы 3, произвести расчет и определить индикаторную и эффективную мощность двигателя.

Таблица 3

Номер вари-анта	Марка двигателя	Диа-метр цилиндра, см	Ход поршня, см	Частота вращения, об/с	Площадь инд. диагр., Fg=mm2	Число цилиндров, Z	Масштаб диагр. мм/м По	Полный объем цил., Vce = мм	Степень сжатия, ɛ	Отношение высоты окна к ходу поршня,
9	KZ 70/120C	70	120	2.17	3965	6	25.21	200	11.1	Ψ = 0.2

Ответ:

Индикаторная мощность дизеля:

N_i = 393PiD²Cmiz = 3930,690,7²5,20,56 = 2073 кВт

где Cm = 2Sn = 21,22,17 = 5,2 м/с

0,69 МПа

Vs = Va-Vc = 200-18,0 = 182 мм

Vc = Va/ɛ = 200/11,1 = 18,0 мм

Эффективная мощность дизеля

N_e = N_i_м = 20730,85 = 1762 кВт

где _м = 0,83…0,87 – механический КПД 4-ех тактного дизеля с наддувом.

Ответ: N_i = 2073 кВт; N_e = 1762 кВт

Список использованных источников

1. 
   Касперович В.К. Судовые дизельные энергетические установки. Методическое пособие к курсовому проектированию. Калининградский морской колледж, 2000.
   
2. 
   Куприянов В.Ф. Теория судовых двигателей внутреннего сгорания, М., Транспорт, 1965.
   
3. 
   Вешкельский С.А. Справочник судового дизелиста. Вопросы и ответы, Л., Судостроение, 1990.
   
4. 
   Танатар Д.Б. Судовые дизели. Теория рабочего процесса, Л., Морской транспорт, 1962.
   
5. 
   Соловьев Е.М. Пособие механика крупнотоннажного промыслового судна. М., Агропромиздат, 1989.
   
6. 
   Овсяников М.К. Петухов В.А. Судовые дизельные установки. Справочник, Л., Судостроение, 1986.
   
7. 
   Справочник судового механика (под редакцией Грицая Л.Л.) М., Транспорт, 1974.
   
8. 
   Маренков М.А. Обнаружение и устранение дефектов судовых дизелей, М., Транспорт, 1975.
   
9. 
   Ваншейдт В.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л., Судостроение, 1977.