Расчет термодинамических показателей комбинированного цикла малооборотного ДВС

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Украины

АЗОВСКИЙ МОРСКОЙ ИНСТИТУТ

Одесской национальной морской академии

Кафедра эксплуатации судовых энергетических установок

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине «Термогидродинамические процессы»

Расчет термодинамических показателей комбинированного цикла малооборотного ДВС

Выполнил: студент группы

И.О. Берестовой

Мариуполь 2019



ВВЕДЕНИЕ

Двигатели внутреннего сгорания составляют основу энергетических установок на морских судах. Этот тип двигателя благодаря высокой экономичности заменил на флоте паровые поршневые машины. Процесс широкого внедрения на транспортных судах ДВС начался после изобретения в 1892 году немецким инженером Рудольфом Дизелем двигателя внутреннего сгорания с воспламенением топлива от сжатия. Такие ДВС принято называть по имени изобретателя «дизелями». Первый двигатель, построенный Р. Дизелем, работал на керосине, распыливаемом форсункой с помощью подаваемого в него сжатого воздуха высокого давления. (Такие дизели называли компрессорными). Мощность этого одноцилиндрового дизеля составляла всего 15 квт при КПД 26%, что было существенно выше, чем КПД паровой машины.

Главной причиной использования на судах дизельных двигателей является их экономичность, возможность работать на относительно тяжёлых топливах.

В настоящее время проводятся обширные научно-исследовательские и практико-конструктивные работы для усовершенствования судовых дизелей. На современном этапе основной задачей является обеспечение экономичности дизелей и уменьшение выброса ядовитых выхлопных газов. Для выполнения этой задачи необходимо совершенствовать знания по теории, конструированию и расчёту судовых ДВС.

Тепловой расчет двигателя служит для определения параметров рабочего тела в цилиндре (рабочей полости) двигателя, а также оценочных показателей процесса, позволяющих определить размеры двигателя и оценить его мощностные и экономические показатели.

В основе приведенной методики теплового расчета лежит метод В.И. Гриневецкого, в дальнейшем усовершенствованный Е.К. Мазингом. Н.Р. Брилингом, Б.С. Стечкиным и др.

Проведение теплового расчета позволяет освоить связь между отдельными элементами рабочего цикла и получить представление о влиянии различных факторов на показатели двигателя в целом.



1 ВЫБОР ИСХОДНЫХ ДАННЫХ

Для расчета термодинамических показателей комбинированного цикла малооборотного ДВС исходные данные выбираются согласно двум последним цифрам зачетки согласно таблицы 1.1

Таблица 1.1. Выбор варианта задания к курсовой работе

Предпоследняя цифра зачетки	Тип двигателя		Последняя цифра зачетки	Нагрузка на дизеле, %
1	K90MC-C		3	85

На основе внешней нагрузочной характеристики полученной из инструкции заданного типа двигателя (приложение 4) принимаем основные расчетные показатели для теплового расчета при необходимой нагрузке: обороты коленчатого вала (Engine Speed), среднее эффективное давление (Mean effective pressure), максимальное давление в цикле (Maximum pressure), давление в конце сжатия (Compression pressure), давление наддува (Scavenge air pressure), температура уходящих газов на входе в турбину (Exhaust gas temperature inlet to turbocharger), температура уходящих газов на выходе из турбины (Exhaustgas temperature outlet from turbocharger), удельный эффективный расход топлива (Specific fuel oil consumption), цилиндровая мощность двигателя (Power). Также из инструкции двигателя выписываются геометрические характеристики цилиндропоршневой группы диаметр поршня (Bore), ход поршня (Stroke), длина шатуна (lengths of the connecting rods).

Исходных данные приведены в таблице 1.2.



Таблица 1.2 Исходные данные для расчета термодинамических показателей комбинированного цикла малооборотного ДВС

	Точка цикла
Параметр	a	c	z	zI	q	s
Давление, 105 Па	3.2	109	141	141	-	-
Температура, К	-	-	-	-	638	518
Диаметр цилиндра, м	0.9
Ход поршня h, м	2.3
Мощность двигателя, 103 Вт	3884.5
Среднее эффективное давление, 105 Па	16
Удельный эффективный расход топлива, 10-6 кг/(Вт•ч)	168
Обороты коленчатого вала, с-1	1.67
Длина шатунаlш, м	3.159

Внешние нагрузочные характеристики двигателя K90MC-C



2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ

охлаждение цикл термодинамический топливо

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить уровень соответствия эксплуатационных параметров, параметрам, предусмотренным заводом изготовителем дизеля, а также проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя.

2.1 Расчет изменения основных термодинамических параметров в процессе сжатия

В результате расчета основных термодинамических параметров в процессе сжатия необходимо определить изменения давления, температуры и объема в процессе сжатия (линия а-с рис 2.1, 2.2) в Р-V и T-V координатах.

Сжатие представляет собой сложный процесс, который сопровождается в начальной стадии подогревом рабочего тела от нагретых деталей цилиндра. По мере сжатия давление и температура рабочего тела возрастают и в заключительной стадии направление теплового потока изменяется - тепло отводится от рабочего тела в стенки цилиндра.

Для точного описания действительного процесса сжатия показатель политропы n в уравнениях должен быть переменным по ходу сжатия. По опытным данным для судовых дизелей диапазон изменения n от 1,5 в начале сжатия, до 1,1 у ВМТ.

По опытным данным в судовых малооборотных и среднеоборотных дизелях n₁ = 1,34ч1,37.

Учитывая данные приведенные в таблице 1.2, а так же выражение (2.1) можно определить действительную степень сжатия е_д которая характеризуется отношением действительного объема хода поршня к объему камеры сгорания :

Определяем действительную степень сжатия е_д приняв показателем политропы n=1,34:

е_д===14,1 (2.1)

Объем высвобождаемый при движении поршня от ВМТ к НМТ можно определить по формуле геометрического объема для цилиндра, высота которого равна ходу поршня (H), а диаметр, равен диаметру поршня (D):

V_{ход порш}=рD²H/4=1,46 м³ (2.2)

Так как в процессе сжатия участвует не весь объем V_{ход порш}, из-за наличия фаз газообмена, то действительный объем можно рассчитать, учитывая долю потерянного хода поршня принимаем ш_пот=0,27:

=(1- ш_пот)• V_{ход порш}=1,06 м³ (2.3)

подставив полученное значение V_{д ход порш} в выражение (2.1) получим :

==0,07 м³ (2.4)

Полученные значения объёма камеры сгорания , действительного полного объема сжатия :

V_a==1,13 м³ (2.5)

вносим в таблицу результатов расчета процесса сжатия, таблица 2.1.



Таблица 2.1. Результаты расчета процесса сжатия

Параметр	a	промежуточные значения	с
Давление, 106 Па	0,32	0,389	0,488	0,639	0,898	1,686	2,85	10,9
Температура, К	323	339,5	359,5	385	420	492,5	562,5	831,6
Объем, м3	1,13	0,976	0,825	0,674	0,523	0,327	0,221	0,07

Давление в промежуточных точках процесса сжатия также вносим в таблицу 2.1:

P_n=P_a• (2.6)

В малооборотных судовых дизелях с газотурбинным наддувом, при нормальной его эксплуатации, температура воздуха в цилиндре двигателя в начале такта сжатия T_aсоставляет 40ч70^оС, принимаем равное 50^оС.

Промежуточные значения температуры воздуха в процессе сжатия и в конце сжатия определяем из уравнения:

Т_n=Т_a• (2.7)

На основании полученных при расчете данных (таблица 2.1) строим линию сжатия в Р-V и T- Vкоординатах (рисунок 2.1,2.2).

2.2 Расчет изменения основных термодинамических параметров в процессе сгорания

В процессе сгорания топлива происходит выделение теплоты, преобразуемой в двигателе в полезную механическую работу. Самовоспламенение и сгорание топлива в дизеле отличаются чрезвычайно сложными физико-химическими процессами.

В результате расчета основных термодинамических параметров в процессе сгорания необходимо определить изменения давления, температуры и объема в процессе сгорания (линия с-z-z^I рис 2.1, 2.2) в Р-V и T- V координатах.

В начале процесса сгорания (точка с) известны давление, температура и объем рабочего тела, соответственно - P_с, Т_с и V_с., см. табл. 2.1.

В точке z известен только объем, так как V_z = V_с. В данной постановке задача не разрешима из-за слишком большого числа неизвестных параметров. В.И. Гриневецкий предложил считать известной величину максимального давления сгорания, принимая его при проектировании нового двигателя на основании данных двигателя - прототипа, в поверочном расчете эта величина известна см. табл. 1.2. Это позволяет определить координаты точки z на P-V диаграмме и уменьшить число неизвестных термодинамических параметров в точке z^I до двух -- и . Основной проблемой при поверочном тепловом расчете является определение степени предварительного расширения .

Степень предварительного расширения можно найти используя метод Гриневецкого-Мазинга определяя температуру в конце процесса сгорания . Также степень предварительного расширения можно определить, рассчитав степень последующего расширения д = е_д/с, зная среднее индикаторное давление Р_i, степень повышения давления , действительную степень сжатия е_д, показатель политропы сжатия n₁ и показатель политропы расширения n₂ который в малооборотных дизелях находится в пределах 1,2ч1,30.

Так как действительная удельная индикаторная работа в цилиндре меньше, чем рассчитанная по термодинамическим уравнениям, то в расчетах применяют коэффициент полноты диаграммы ц_п = 0,92ч0,95 который равен отношению работы, определенной по индикаторной диаграмме цикла реального двигателя, к рассчитанной для необратимого термодинамического цикла.

Также часть удельной индикаторной работы тратится на механические потери. Величину механических потерь оценивают комплексным показателем механическим КПД з_м. Значение механического КПД определяется по результатам испытаний двигателя, он численно равен соотношению между эффективными и индикаторными показателями и его значения для современных малооборотных дизелей равно з_м=0,88ч0,93.

Учитывая выше перечисленное зная среднее эффективное давление Р_е средне индикаторное давление Р_i можно получить из уравнения:

Р_i==1,91 МПа (2.8)

Полученные значения среднего индикаторного давления Р_i, степени повышения давления , действительной степени сжатия е_д, показателя политропы сжатия n₁ и показателя политропы расширения n₂ подставляются в (2.8) и методом перебора находиться степень последующего расширения д, и далее определяется степень предварительного расширения.

Рис. 2.3. Определение степени предварительного расширения

Степень предварительного расширения для расчёта равна 1,65

Полученные результаты расчета процесса сгорания вносим в таблицу 2.2.

Таблица 2.2. Результаты расчета процесса сгорания

	Расчетные точки процесса сгорания
Параметр	c	z	zI
Давление, 106 Па	10,8	14,1	14,1
Температура, К	831,6	1085,7	1855
Объем, м3	0,07	0,07	0,115

Температура в точке z определяется из зависимости параметров в изохорном процессе и вносится в таблицу 2.2:

Т_z=Т_c• (2.9)

Температура в точке z_I определяется из зависимости параметров в изобарном процессе с учетом коэффициента молекулярного изменения рабочей смеси м (для малооборотных двухтактных дизелей он находится в пределах м = 1,03ч1,06, принимаем 1,04) и также вносится в таблицу 2.2:

=Т_c• (2.10)

На основании полученных при расчете данных (таблица 2.2) строится линия сгорания (линия с-z-z^I) в Р-V и T- Vкоординатах (рис. 2.1, 2.2).

2.3 Расчет изменения основных термодинамических параметров в процессе расширения

По аналогии с процессом сжатия, для определения параметров рабочего тела в процессе расширения используют политропу с усредненным показателем n₂, постоянным для всего процесса и дающим такую же работу, как и при действительном расширении с переменным показателем политропы n₂.

В расчетах при проектировании дизелей среднее значение показателя политропы расширения определяют из уравнения первого закона термодинамики. В упрощенных расчетах его принимают из рекомендованных диапазонов: = 1,2 ч 1,3 для судовых средне и малооборотных дизелей с охлаждаемыми поршнями; было принято равным 1,25.

Из основных термодинамических параметров рабочего тела в конечной точке расширения b базируясь на характеристиках, приведенных в инструкции двигателя можно определить объем рабочего тела в конце расширения, который лимитируется фазами газообмена, а точнее углом открытия выпускного клапана.

Так как в процессе расширения участвует не весь объем V_{ход порш}, из-за наличия фаз газообмена, то действительный объем в конечной точке расширения b можно рассчитать, учитывая угол открытия выпускного клапана, который для малооборотных двигателей фирмы MAN B&W серии MC составляет 70ч80^оп.к.в., что составляет долю потерянного хода поршня при расширении ш_потр которая для современных малооборотных двигателей составляет 35-45% , ш_потр= 0,35ч0,45, принимаем 0,4:

=(1- ш_{пот р})• V_{ход порш}=0,876 м3 (2.11)

Полученные значения объёма, в конце процесса расширения , а также термодинамические параметры в точке z^I, полученные в разделе 2.2. вносим в таблицу результатов расчета процесса расширения, таблица 2.3.



Таблица 2.3. Результаты расчета процесса расширения

	Расчетные точки процесса сжатия
Параметр	zI	промежуточные значения	b
Давление, 106 Па	14,1	4,9198	2,8011	1,8982	1,4139	1,1142
Температура, К	1855	1502,8	1342,6	1242,1	1171,1	1116,6
Объем, м3	0,115	0,267	0,419	0,572	0,724	0,876

Давление в промежуточных точках процесса расширения также вносятся в таблицу 2.3, его определяют из уравнения (2.12) подставляя в него промежуточные значения объема (полученные из условия равномерного разделения на 5 равных промежутков) приведенные в таблице 2.3:

P_n=• (2.12)

Промежуточные значения температуры рабочего тела в процессе расширения и в конце расширения определяются из уравнения (2.13) и также вносятся в таблицу 1.5:

Т_n=• (2.13)

На основании полученных при расчете данных (таблица 2.3) строится линия расширения (линия z^I -b) в Р-V и T- Vкоординатах (рис. 2.1, 2.2).

Тепловой расчет двигателя завершается определением его показателей и построением расчетной индикаторной диаграммы.



3. РАСЧЕТ ИНДИКАТОРНЫХ И ЭФФЕКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЦИКЛА

3.1 Индикаторные параметры рабочего цикла

Показатели цикла, характеризующие качество преобразования тепловой энергии, выделившейся при сгорании топлива в цилиндре, в механическую работу, называют индикаторными. К ним относятся:

- среднее индикаторное давление, Pi:

- индикаторная работа цикла, т.е. часть тепловой энергии, превращенной в механическую работу по перемещению поршня в цилиндре, L_i;

- индикаторный КПД, зi;

- индикаторная мощность,Ni

- удельный индикаторный расход топлива, gi.

Среднее расчетное индикаторное давление вычисляется по уравнению:

=2,2533 МПа

Действительная удельная индикаторная работа в цилиндре меньше, чем рассчитанная по термодинамическим уравнениям. Отношение работы, определенной по индикаторной диаграмме цикла реального двигателя, к рассчитанной для необратимого термодинамического цикла называется коэффициентом полноты диаграммы ц_п = 0,92ч0,95 принимаем ц_п = 0,93.

Тогда действительное среднее индикаторное давление:

P_i = ц_пP_iр=0,95*1,99=2,0956 МПа (3.2)

При расчете цикла остальные индикаторные показатели определяются по ниже приведенным формулам.

Индикаторная работа цикла:

L_i == 3,065 МДж (3.3)

Индикаторный КПД цикла ДВС:

Учитывая, что КПД цикла определяется из соотношений тепла подведенного к процессу и отведенной теплоты :

Индикаторная цилиндровая мощность:

=3946,7 кВт (3.5)

где: n - частота вращения коленчатого вала, мин^-1,

ф_д - тактность двигателя (для двухтактных равна 0,5),

P_i - среднее индикаторное давление, Па,

V_h- рабочий объем цилиндра, м³.

Удельный индикаторный расход топлива:

=126,43 г/(кВТ*ч) (3.6)

где, Ни - низшая теплота сгорания топлива, для дизельного топлива равна 42,5 МДж/кг.

3.2 Эффективные показатели двигателя

К этим показателям относятся эффективные: мощность N_e, среднее давление или удельная работа P_e, L_e, эффективный КПД з_e, удельный расход топлива g_e.

Эффективная мощность N_e, снимаемая с коленчатого вала, всегда меньше индикаторной мощности N_i, развиваемой газами в цилиндрах, на величину мощности механических потерь N_м :N_e= N_i ? N_м ; соответственно p_e = p_i ? p_м.

Величину механических потерь принимаем 0,9. Тогда действительное среднее эффективное давление P_e = з_м •P_i=0,9*2,0956=1,886 МПа.

При расчете цикла остальные эффективные показатели определяются по ниже приведенным формулам.

Эффективная работа цикла:

L_е =з_м •L_i=2,7585 МДж (3.7)

Эффективный КПД цикла ДВС:

з_i =з_м ?з_e=0,6 (3.8)

Эффективная цилиндровая мощность:

N_e=з_м•N_i=3552,03 кВт (3.9)

Удельный эффективный расход топлива:

=139,79 (3.10)

где, Ни - низшая теплота сгорания топлива, для дизельного топлива равна 42,5 МДж/кг.



4 ПОСТРОЕНИЕ СВЕРНУТОЙ И РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

4.1 Построение индикаторной диаграммы

Объем камеры сжатия V_c =V_s(е ?1) и полный объем цилиндра V_П=V_S+V_c.

Также необходимо учитывать значение объема при открытии впускных окон V_r, учитывая, что впускные окна открываются при 70-85 ^оп.к.в. до НМТ и закрываются при 15-25^о п.к.в. после НМТ, то долю потерянного хода поршня на продувку, можно приблизительно рассчитать по соотношению Ш_прод=20/180=0,11.

V_r=(1-0,11) •V_П=1,3 м³ (4.1)

Давление в период продувки равно давлению наддува. Учитывая вышеперечисленное, строим свернутую индикаторную диаграмму (рис. 2.1, 2.2).

4.2 Построение развернутой индикаторной диаграммы

Для определения текущих значений давления газов от поворота коленчатого вала, индикаторную диаграмму, построенную на основании расчета термодинамического цикла в координатах Р-V, перестраивают в координаты Р-ц, а абсолютные давления газов уменьшаются на величину давления окружающей среды. Перестроение выполняется по методу Ф.А. Брикса или аналитическими методами.

Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую, по методу проф. Ф.А. Брикса, осуществляется следующим образом:

- под индикаторной диаграммой проводится полуокружность радиусом r=S/2, где S - длина диаграммы (рис. 2.3).

- из центра этой полуокружности (точка 0) в сторону НМТ в масштабе диаграммы откладывается поправка Брикса - Д= (рис. 6.1). где - ход поршня, - длина шатуна.

- из нового центра 0₁ полуокружность делят лучами на равные углы (на 30^о).

- точки пересечения, полученные на полуокружности, соответствуют определенным углам.

- полученные значения давления при разных углах поворота коленчатого вала вносятся в таблицу 5.1, при этом значения давлений верхней кривой

z-z^I-b-П соответствует углам п.к.в. от 0^о до 180^о, а значения давлений нижней кривой П -a-c-z соответствует углам п.к.в. от 180^о до 360^о (рис. 4.1).

Таблица 4.1. Данные для построения развернутой индикаторной диаграммы

ц,оп.к.в.	180о	210о	240о	270о	300о	330о	0о	30о	60о	90о	120о	150о	180о
Р, МПа	0,32	0,32	0,32	0,4	0,85	3,3	14,1	7	2,05	1,07	0,48	0,32	0,32

По полученным данным (таблица 4.1.) строится развернутая индикаторная диаграмма в координатах Р-ц (рис 4.1).



5. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ПРИ РАБОТЕ ДВИГАТЕЛЯ НА ЛЕГКОМ ТОПЛИВЕ

Система водяного охлаждения дизельных установок, как правило, двухконтурная. Она состоит из замкнутой системы внутреннего контура, вода которой охлаждает дизель, и открытой системы внешнего контура, в которой через холодильник циркулирует забортная вода. В настоящее время насосы внутреннего и внешнего контуров, как правило, входят в комплект поставки дизельной установки. Если насосы не входят в комплект поставки необходимо рассчитать их параметры.

Подача насоса внутреннего контура

где - коэффициент запаса подачи воды;

- разность температур воды на выходе из дизеля и на входе в него, ;

- средняя плотность пресной воды, кг/м³;

- количество теплоты, отбираемое водой внутреннего контура от охлаждаемых деталей двигателя, кДж/ч.

где, - доля тепла, отводимая водой от всего количества теплоты, выделяемой при сгорании топлива в цилиндрах двигателя.

Подача забортной воды, прокачиваемой через холодильник для охлаждения воды внутреннего контура, определяется по аналогичному выражению, что и подача насоса внутреннего контура

где - температура забортной воды перед холодильником. Для судов смешанного плавания принимается 27;

- температура забортной воды за холодильником, .

Производим расчет подачи забортного насоса для пресной воды

Производим расчет подачи забортного насоса для морской воды

Из расчетов видно, что подача забортного насоса для морской воды выше, чем для пресной. Поэтому принимаем подачу забортного насоса для морской воды.

Внутренний контур не может быть герметически замкнутым. Для компенсации изменения объема воды при изменении ее температуры, а также для возмещения потерь вследствие испарения или утечек служит расширительный бак, соединенный с всасывающей магистралью циркуляционного насоса. Емкость расширительного бака по опытным данным составляет 100…150 л на каждые 1000 кВт мощности

Емкость расширительного бака по опытным данным составляет 100…150 л на каждые 1000 кВт мощности.



ВЫВОДЫ

В настоящее время источниками механической энергии на судах, широкое применение получили малооборотные двух тактные дизельные двигатели внутреннего сгорания, способные работать на относительно тяжелых, маловязких, сортах топлива. Преобразование энергии топлива в механическую энергию в них связано со значительными потерями, поэтому необходимо в первую очередь найти пути уменьшения этих потерь и достичь максимальной отдачи энергии, содержащейся в топливе.

Важным показателем двигателя является КПД, показывающий, какое количество энергии топлива преобразуется в механическую работу. Индикаторный КПД не учитывает механических потерь и потерь при газообмене, так что эффективный КПД двигателя представляет собой произведение индикаторного на механический КПД. Таким образом, более полного использования энергии топлива можно достичь улучшением не только индикаторного, но и механического КПД.

При работе двигателя внутреннего сгорания часть энергии топлива преобразуется в механическую, часть путем охлаждения передается в окружающую среду системой охлаждения и часть отводится в виде теплоты, содержащейся в отработавших газах.

Так, использование теплоты, содержащейся в отработавших газах, которую в принципе необходимо отвести от двигателя для работы парового или водогрейного котла, таким же примерам может служить, использование энергии отработавших газов для привода турбокомпрессора для наддувочного воздуха или вспомогательной турбины.

Подводя итоги, любое использование тепловых потерь означает экономию энергии, более рациональное использование мощности двигателя, улучшение теплового баланса двигателя, экономии топлива и повышения КПД энергетической установки в целом.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Расчёт термодинамических показателей комбинированного цикла малооборотного ДВС: Методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Термодинамические процессы» / Сост. И.О. Берестовой. - Мариуполь: АМИ НУ «ОМА», 2018. -54с.

Размещено на Allbest.ru

...