Расчет РП СДВС

Результаты расчета признаются положительными, если величины перепадов в продувочных, выпускных органах и соотношение давлений цилиндр/ресивер в момент открытия продувочных окон согласуются с экспериментальными данными для судовых дизелей (лежат в определенных пределах).

3. 2. Методика расчета

Расчет времени-сечения фаз газообмена. Для решения указанных выше задач необходимо построить диаграммы угол-сечение и рассчитать по ним время-сечение предварения выпуска А1, принудительного выпуска А2 и продувки А3.

Угол-сечение зависит от фаз газораспределения, размеров продувочных окон и выпускного клапана, поэтому необходимо предварительно принять необходимые для расчета параметры органов газораспределения. Эскиз органов газораспределения вычерчивается на листе формата А4 с указанием размеров и углов (рис. 3.2).

Рис. 3.2. Конструктивные характеристики органов газообмена двухтактных дизелей с прямоточно-клапанной схемой газообмена

31

Необходимые геометрические параметры принимаются по данным технической документации двигателя-прототипа или геометрически подобного ему двигателя. Выбор облегчается тем, что размеры органов газораспределения у разных типов двигателей соотносятся с диаметром цилиндра и ходом поршня (см. табл. 3.1), а углы в большинстве случаев одинаковы. Данные этой таблицы используются в случае отсутствия точных размеров двигателя-прототипа или геометрически подобного двигателя.

Т абл и ца 3 . 1

Обобщенные размеры органов газораспределения судовых малооборотных дизелей

	Продувочные окна		Выпускной клапан
Высота окон hd		Суммарная ширина окон	Диаметр dкл	Максимальный
		по зеркалу цилиндра Σb		ход hклмах
(0,05−0,12)S		(0,55−0,75)πD	0,5D	(0,25÷0,3)dкл

Максимально возможное проходное сечение выпускного клапана определяется сечением горловины (см. рис. 3.2):

f мах	(d 2	d 2 )	,	(3.5)
	г	ш
кл		4

где dг − диаметр горловины клапана; dш − диаметр штока. Стандартные соотношения для клапанов малооборотных дизелей dг = (0,85−0,9)dкл; dш = (0,2 − 0,21)dкл.

Зависимость действительного суммарного открытого сечения продувочных окон в функции угла поворота коленчатого вала определяется формулой

			1				1		2
fпр Σb cos α sinβ hd S 1				1	cos(180	φ)		λш sin		(180 φ)	, (3.6)
			2				2

где Σb − суммарная ширина продувочных окон по зеркалу цилиндра, м; α, β −соответственно углы между осями окон и радиусом и осью цилиндра; φ − переменное значение угла поворота коленчатого вала, отсчитываемого от НМТ поршня.

Результаты расчета рекомендуется оформить в виде табл. 3.2.

32

		Т абл и ца 3.2
	Расчет открытого сечения продувочных окон
φ,оп.к.в.	0 (НМТ)	5 10 15 20 25 30 35 φ d= φe

	fпр, м2	f max h		Σb cos α sinβ	0
		пр	d
	Зависимость открытого сечения выпускного клапана определяется по
формуле
				fкл πdклcos αкл hкл ,	(3.7)

где dкл, αкл, hкл – соответственно, диаметр (по середине конуса), угол посадочного седла, ход клапана.

В рассматриваемой формуле переменным является только ход клапана, поэтому закон изменения проходного сечения клапана определяется по закону

перемещения клапана hкл = f(φ) до момента достижения f maxкл .

Рис. 3.3. Законы открытия и закрытия выпускных клапанов с гидроприводом:

(----) дизели с механическим приводом масляного насоса гидропривода клапана (МАН-БВ серии МC, Зульцер серии RTA и др.); (______) дизели с элек-

тронным управлением (МАН-БВ серии МЕ, Зульцер серии RT-flex)

Типовые кривые хода клапана в фазе открытия и закрытия, которыми рекомендуется пользоваться для определения fкл=f(φ), приведены на рис. 3.3,

где по оси ординат показано относительное значение хода клапана hкл / hклmax , по оси абсцисс показаны углы поворота коленчатого вала на участках подъема клапана 1 и закрытия 2. Углы поворота отсчитываются от точек b (момент открытия) и a (момент закрытия клапана).

33

Текущее значение хода клапана определяем умножением принятого его максимального значения на относительную величину, снятую с графика на рис. 3.3.

Расчет сечения клапана рекомендуется представить в форме табл. 3.3.

Т абл и ца 3.3 Расчет открытого сечения выпускного клапана

φ, оп.к.в.					Фаза открытия
		0	5	10	15	20		25	30	37
hкл/hклмах −мех. упр.		0	0,18	0,44	0,73	0,91		1,0	-	-
hкл/hклмах − электр. упр.		0	0,14	0,36	0,61	0,84		0,94	0,97	1,0
hкл, м		0
fкл, м2		0
φ, оп.к.в.					Фаза закрытия
		25	20	15	10	5		0	-	-
мах	− мех. упр.	1,0	0,91	0,73	0,44	0,18		0	-	-
hкл/hкл
мах	− электр. упр.	1,0	0,91	0,68	0,39	0,16		0	-	-
hкл/hкл
hкл, м								0	-	-
fкл, м2								0	-	-

На участке диаграммы Δφ φa φb Δφ откр Δφ закр проходное сечение клапана постоянно и равно его максимальному значению. Величины φоткр и Δφзакр для каждого типа двигателя определяются по оси абсцисс на

рис. 3.3.

Для построения диаграммы угол-сечение необходимо выбрать масштабы сечений и углов mf, мм/м2; mφ, мм/оп.к.в. с таким расчетом, чтобы график разместился на листе миллиметровки формата А4.

По диаграмме определяются площади F1, F2 и F3, по которым вначале определяем угол-сечение и затем − время-сечение фаз предварения выпуска, продувки и принудительного выпуска. Полученные значения вносим в табл.

3.4.

Т абл и ца 3.4 Определение значений время-сечений фаз газообмена

	Фазa ⁄ параметр	Предварение вы-	Принудительный вы-	Продувка
		пуска	пуск
	Площадь диаграммы,	F1	F2	F3
	мм2
	Угол-сечение,	Aφ1= F1/(mφ∙mf)	Aφ2= F2/(mφ∙mf)	Aφ3= F3/(mφ∙mf)
	м2∙оп.к.в.
	Время-сечение, м2∙с	A1= Aφ1/(6n)	A2= Aφ2/(6n)	A3= Aφ3/(6n)

34

Расчет перепадов давления в продувочных окнах и выпускном кла-

пане. В процессе газообмена на установившемся режиме работы двигателя давление воздуха в продувочном ресивере ps и давление газов pг в выпускном коллекторе (за выпускным клапаном) при изобарном наддуве постоянны. Давление в цилиндре pц является переменным. В принятой методике расчета под pц подразумевается среднее давление в цилиндре на участке газообмена принудительный выпуск-продувка.

Вследствие гидравлических потерь в органах газообмена на этом участке давления соотносятся следующим образом: ps> pц> pг.

Для расчета перепада давлений в продувочных окнах в уравнениях (3.2 и 3.3) принимаем p1= ps; p2= pц; T1=Ts. Параметры воздуха в ресивере известны из расчета рабочего цикла.

Решив уравнение (3.3) относительно функции отношения давлений, получим:

пр	Gs	RTs		,	(3.8)
	105	А p
			s
		пр 3

где μпр = 0,7 − 0,8 − коэффициент истечения для продувочных окон; Gs=φa∙Gв − масса воздуха, поступившего в цилиндр в процессе газообмена.

Величина свежего заряда воздуха Gв известна из расчета рабочего цикла, коэффициент продувки цилиндра для дизелей с прямоточно-клапанным га-

зообменом φa= 1,45 − 1,55.

Рассчитав ψпр по уравнению (3.8), определяем по рис. 3.1 отношение давлений p2/ p1= pц/ ps.

По экспериментальным данным для судовых дизелей с прямоточ- но-клапанным газообменом отношение давлений лежит в пределах pц/ps=0,97− 0,99. Если полученное значение существенно меньше нижнего предела, то это свидетельствует о недостаточной величине времени-сечения, в данном случае необходимо увеличить высоту продувочных окон и повторить расчет.

Умножив полученное из графика значение pц/ps на известную величину ps, определим среднее значение давления в цилиндре pц и перепад давлений в продувочных окнах pпр= ps − pц.

Для расчета перепада давлений в выпускном клапане в уравнениях (3.2 и 3.3)

принимаем p1= pц; p2= pг; T1=Tц. Средняя температура газов в цилиндре за

35

период принудительного выпуска Tц рассчитывается по формуле

T	Tнп Ta			,
ц	T
	ln	нп
		Ta

						m 1
			p	s		m
где T	T						− температура газов в цилиндре в начале продувки ци-
нп	b
			pb

линдра при политропном расширении с показателем политропы m = 1,3. Расчетное значение функции отношения давлений

вып	Gвып		RTц	,	(3.9)
	105	вып	А p
			2 ц

где μвып = 0,7 − 0,85 − коэффициент истечения для выпускного клапана; Gвып= Gв(φa+ γнп − γr − 1) − масса газов и воздуха, проходящих через выпускной клапан в течение фазы принудительного выпуска. Коэффициент остаточных газов в цилиндре к моменту начала продувки цилиндра γнп= 0,55 − 0,65.

Рассчитав ψнп по уравнению (3.9), определяем по рис. 3.1 отношение давлений p2/ p1= pг/ pц.

По экспериментальным данным для судовых дизелей с прямоточ- но-клапанным газообменом отношение давлений лежит в пределах pг/pц=0,90 − 0,95. Умножив полученное из графика значение pг/pц на известную величину pц, определим значение давления в выпускном коллекторе pг, перепад давлений в выпускном клапане pвып= pц − pг и общий перепад давлений при продувке цилиндра pп= ps − pг.

Расчет давления газов в цилиндре к моменту открытия продувочных окон. Необходимым условием для начала продувки цилиндра в момент открытия продувочных окон является следующее соотношение давлений pd ≤ ps. В том случае, когда pd >ps, будет иметь месть заброс газов в продувочный ресивер. Это свидетельствует о недостаточной величине времени-сечения предварения выпуска А1.

В течение свободного выпуска объем цилиндра изменяется, поэтому в принятой методике расчет проводится с подстановкой в формулу среднего объема цилиндра на участке b−d Vср=(Vb+Vd)/2.

36

Давление газов в цилиндре к моменту открытия продувочных окон рассчитывается по формуле [3]

pd

0,102 pг

.

Vd

pг 0,115

свA1 Tb

0,59 0,1 ln

0,496

Vср

Vb

pb

(3.10)

Кроме известных из расчета рабочего цикла и предыдущих этапов рас-

чета газообмена параметров в данном уравнении приведен

коэффициент ис-

течения для выпускного клапана μсв= 0,65− 0,85.

В том случае, если полученное значение pd превышает ps более чем на 5 %, будет иметь место заброс газов в продувочный ресивер.

4.РАСЧЕТ ПРОЦЕССА ГАЗООБМЕНА

ВЧЕТЫРЕХТАКТНОМ ДИЗЕЛЕ

4.1. Исходные положения

Существенное отличие процесса газообмена в четырехтактных дизелях от двухтактных заключается в том, что удаление отработавших газов в период принудительного выпуска и наполнение цилиндра воздухом в период впуска осуществляется за счет «насосных» ходов поршня, причем эти процессы в большей части разнесены по времени (клапана открываются поочередно) и поэтому независимы друг от друга (кроме участка перекрытия клапанов) −

рис. 4.1.

При расчете процесса газообмена в четырехтактных двигателях секундный расход газа во впускных и выпускных клапанах в период принудительного выпуска и наполнения определяют по параметрам потока в минимальном

поперечном сечении клапана f min [3]
	кл
	dG	c				f min ,	(4.1)
			min		min
	d					кл

где min и cmin – соответственно плотность и скорость идеального потока газа в минимальном поперечном сечении клапана; μ – коэффициент истечения.

Минимальное проходное сечение клапана определяется площадью горловины клапана за вычетом сечения штока клапана:

f min			(d	2	d	2 ) .	(4.2)
кл		4		г		ш
							37

Рис. 4.1. Геометрические параметры газообмена: а − круговая диаграмма газораспределения четырехтактного двигателя; б − диаграмма открытия выпускного и впускного клапанов

Как видно из формулы (4.1), проходные сечения клапанов определяют расход газа и, в свою очередь, лимитируются диаметром горловины клапана. Для обеспечения минимальных значений работы «насосных» ходов поршня при газообмене при проектировании двигателя оптимизируются фазы газораспределения и размеры клапанов.

С увеличением форсировки четырехтактных дизелей растут расходы га-

зов в клапанах, что требует увеличения	f min , т.е. диаметров клапанов. Диа-
	кл

метр клапанов ограничивается возможностью размещения их в крышке цилиндра.

38

4.2. Методика расчета

Алгоритм расчета газообмена четырехтактного дизеля сводится к следующему.

1.Выбор по данным двигателя-прототипа фаз газораспределения и построение круговой диаграммы (см. рис. 4.1 а).

2.Построение диаграмм открытия клапанов (см. рис. 4.1 б).

3.Проверка достаточности минимального проходного сечения выпускных и впускных клапанов на допустимые гидравлические потери.

Как правило, в судовых двигателях устанавливают два впускных и два выпускных клапана одинакового размера. Необходимые геометрические параметры (см. эскиз клапана на рис. 3.2) принимаются по данным технической документации двигателя-прототипа или геометрически подобного ему двигателя. Выбор облегчается тем, что размеры клапанов у разных типов четырехтактных двигателей соотносятся с диаметром цилиндра и ходом поршня сле-

дующим образом: dкл = 0,3D; dшт = 0,2dкл ; dг = (0,95− 0,98)dкл; αкл=30°.

Максимальный ход клапана определяем по формуле (с округлением до

большего целого значения в мм)
hмах	(dг2 dш2 )	.	(4.3)
кл	4dклcos αкл

Основой построения диаграмм открытия и закрытия клапанов служит кинематика привода клапана. Изменение хода клапана в функции угла поворота коленчатого вала определяется профилем кулачной шайбы.

На рис. 4.2 в качестве примера приведен чертеж кулачных шайб

среднеоборотного дизеля фирмы МАН типа 6L 23/30Н (6ЧН 23/30; Ne = 780

кВт; n = 720 об/мин).

По чертежу определяем фазы газораспределения (указанные цифры углов

удваиваем, так как распределительный вал в четырехтактном двигателе вра-

щается в два раза медленнее коленчатого вала):

–угол открытия выпускного клапана φb = 23∙2= 46 оп.к.в. до НМТ;

–угол закрытия выпускного клапана φb′ =19∙2= 38 оп.к.в. после ВМТ;

–угол открытия впускного клапана φd =36∙2= 72 оп.к.в. до ВМТ;

–угол закрытия впускного клапана φe, =6∙2= 12 оп.к.в. после НМТ.

39

Кроме того, по рис. 4.2 определяем основные характеристики профиля кулачных шайб:

– фаза подъема выпускного клапана (между точками начала профиля b и вершины 1) Δφоткр= 30∙2= 60° п.к.в.;

– фаза закрытия выпускного клапана (между точками 2 и b′), Δφзакр= 30∙2= 60º п.к.в.

Рис. 4.2. Профили кулачных шайб двигателя 6L 23/30Н:

1 – ролик толкателя; 2 – кулак ТНВД; 3 – кулак выпускного клапана; 4 – кулак впускного клапана

Как видно из рис. 4.2, кулак впускного клапана имеет тот же профиль, что и у выпускного, поэтому фазы открытия и закрытия принимаются равными фазам выпускного клапана.

Углы, соответствующие цилиндрическому участку профиля (1 – 2), определяем в виде:

Δφвып 180 φb φb Δφоткр φзакр;
Δφвп 180 φd φe Δφоткр φзакр .	(4.4)

Для рассматриваемого в примере двигателя Δφвып Δφвп 144o п.к.в.

40