СДВС_курсовой / МКП4

3.4. Расчет системы наддува

Наддув является составной частью большинства моделей современных судовых дизелей и одним из основных средств повышения экономических показателей работы двигателей. В связи с этим весьма важными являются вопросы совершенствования системы наддува, направленные на уменьшение металлоемкости и габаритов этих систем, на снижение расхода топлива дизеля. Поэтому в курсовом проекте системе наддува должно быть уделено достаточное внимание. Объем расчетов по наддуву определяется руководителем проекта. В случае глубокой проработки системы наддува и проведения соответствующих подробных расчетов этот раздел курсового проекта может рассматриваться как специальный расчет одного из ответственных узлов двигателя.

На первом этапе работы над данным разделом должен быть обоснованный выбор системы наддува с постоянным или переменным давлением газа перед турбиной; высоким, средним или низким наддувом; с одно- или двухступенчатым наддувом и т.д.

Выбор турбокомпрессора.

В основу выбора турбокомпрессора принимается необходимость обеспечения дизеля достаточным количеством воздуха для сгорания топлива при заданных параметрах форсировки по среднему эффективному давлению р_me. Исходя из полученных в тепловом расчете значения р_me, коэффициента избытка воздуха , и заданной мощности дизеля определяют часовой расход воздуха G_air, который должен обеспечить компрессор. Величина G_air может быть определена двумя способами.

I-й способ расчета G_air по зависимости: G_air , где: _Rair=0,287, - плотность воздуха перед впускными клапанами, ; - коэффициент продувки; – коэффициент наполнения; = 2, 4 – коэффициент тактности, для 2-хтактных и 4-хтактных двигателей соответственно.

= р_в - - давление наддува на входе двигателя, кПа; р_в – давление после компрессора, кПа; - потеря давления в охладителе воздуха, кПа; Т_int – температура после охладителя воздуха, которая может быть принята равной Т_int, здесь: Т_сооl – температура охлаждающей воды. Величина р_int растет с ростом р_me. Для среднеоборотных дизелей зависимость р_int от р_me может быть приближенно представлена в виде: р_int = (0,150,2) р_me – для 4-хтактных дизелей, р_int = (0,180,2) р_me – для 2-хтактных дизелей.

2-й способ расчета G_air по известным значениям часового расхода топлива В, кг/ч и коэффициента избытка воздуха .

Так как = , то G_air = , где: из теплового расчета количество воздуха в кг, необходимого для сгорания 1 кг топлива = L_о× m_air, m_air = 28,97.

Величина в двигателях с наддувом для снижения теплонапряженности может быть выбрана несколько больше, чем в двигателях без наддува (= 2,1...2,2).

Мощность компрессора определяется по формуле:

_к = G_air×, где: l_ag.k , Дж/кг, R_air Дж/кг, . Р_а и T_адавление и температура в машинном отделении соответственно.

Для центробежных компрессоров

Мощность турбины определяют по формуле: =G_g ×l_T ×, где: l_T =h_Т=R_air ×Т_g1 , , ,р_g- давление газа перед турбиной. В целях обеспечения продувки оно должно быть на 0,1 – 0,2 бар меньше, чем р_int, р₂ – давление газа за турбиной: р₂=р_о+; - потери давления в выпускном трубопроводе, глушителе, котле-утилизаторе. Суммарное значение этих потерь может составлять 0,030,04бар, - К.П.Д. турбины, его значения принимают для осевых турбин в пределах 0,75 – 0,82 и радиально – осевых – 0,7 – 0,8.

Если , то расчет можно считать законченным, так как равенство = можно обеспечить за счет снижения давления p_g перед турбиной. Если < то равенство

=можно обеспечить следующими путями:

• увеличением при условии, что <

• увеличением , например, путем некоторого снижения , при условии, что будет ниже, чем это допускается при длительной эксплуатации турбины / (t_g1C) .

• применением импульсного наддува или наддува с преобразователями импульсов.

В случае применения импульсного наддува, мощность турбины:

Р_TU = l_ag.T. × _, где: l_ag.T = h_расп, - К.П.Д. турбины, работающей в потоке с постоянным давлением,

- поправочный коэффициент > 1 , зависящий от (рис.4).

- снижение К.П.Д. турбины в следствие импульсности потока,

= 0,80,9 - зависит от амплитуды колебаний давления.

По значениям G_air и выбирают тип турбокомпрессора (табл. 2).

Таблица 2

Показатели	Тип турбокомпрессора
	С радиально – осевой турбиной		С осевой турбиной
	ТКР 14	ТКР 18	ТК 23	ТК 30
, не более, , не менее:	3,0	3,0	3,5	3,5
с лопаточным диффузором с безлопаточным диффузором	0,75 0,72	0,76 0,72	0,78 0,74	0,78 0,74
, не менее	0,73	0,73	0,75	0,76
Расход воздуха приведенный, кг/с: максимальный: минимальный:	1,0 0,22	1,7 0,6	2,7 1,0	4,7 1,5

При выборе типа турбокомпрессора следует иметь в виду, что для выбранного типа ранее определенная температура газа перед турбиной не должна быть больше допустимой. Кроме того, принятые в расчетах значения К.П.Д. компрессора и турбины должны соответствовать значениям выбранного турбокомпрессора. При отсутствии баланса мощностей может быть применен импульсный наддув или двухступенчатый наддув.

При более глубокой проработке вопросов наддува проводят расчет газовой турбины или компрессора. Вопросы теории и расчета систем наддува изложены в учебнике [8]. На диаграмме рассчитанного цикла (рис.3) необходимо нанести все фазы газораспределения, включая опережение впрыска топлива (точка ) и период задержки самовоспламенения (точка рис.5). Фазы газораспределения, период задержки самовоспламенения и опережение впрыска топлива берутся по данным двигателя-прототипа и наносятся сначала на развернутую диаграмму, а затем, используя поправку Брикса, строят их на диаграмме теплового и динамического расчета. На рис.5 показано среднее индикаторное давление, значение которого получено из теплового расчета при определении экономических показателей судового дизеля с газотурбинным наддувом.

Отечественной промышленностью для двигателей речных судов выпускаются турбокомпрессоры тк18 и тк21. Турбокомпрессоры ТК18 и ТК21 конструктивно аналогичны. Продольный разрез турбокомпрессоров приведен на рис.6.

Рис.6. Продольный разрез турбокомпрессоров ТК18, ТК21

Таблица 3

Показатели	ТК18С-21	ТК18Н-03	ТК18В219	ТК.18В-15	ТК21С-01СП
Номинальный базовый диаметр колеса компрессора, мм	180				210
Степень повышения давления	2,44	1,67	27	3,05	2,26
Подача компрессора, кг/с ....	1,28	0,70	1,50	1,85	1,98
Температура газов перед турбиной, °С:
при длительной работе ....	650	650	650	670	650
максимальная часовая ....	700	700	700	700	700
КПД:
компрессора ......	0,81	0,76	0,78	0,80	0,77
турбины .......	0,73	0,74	0,71	0,72	0,72
Масса (сухая), кг ......	80	75	130	140	150
Габаритные размеры, мм:
длина ........	450				560
ширина	410				510
высота .......	410				510 -
Срок службы подшипников, тыс. ч	20	12	10		8

Технические данные выпускаемых модификаций турбокомпрессоров ТК18 и ТК21 приведен в табл. 3, характеристики компрессоров турбокомпрессоров даны в приложении.

К корпусу компрессора может крепиться либо глушитель, либо воздухоприемный патрубок.

Смазка подшипников производится из систем смазки двигателя. Диффузор может быть лопаточный или безлопаточный.

4. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДИЗЕЛЯ

Целью динамического расчета является определение сил, действующих в кривошипно–шатунном механизме (КШМ) необходимых для расчета на прочность коленчатого вала, шатунно–поршневой группы, подшипников скольжения, а также для оценки уравновешенности двигателя.

Исходные данные для расчета: основные размеры d, S, скругленная диаграмма расчетного цикла. Кроме того, по данным, взятым из формуляра прототипа дизеля или определенным экспериментально, либо из табл. 3 находят массы деталей К.Ш.М.

Таблица 3

Класс дизеля	Материал поршня	, кг/м^2	, кг/м^2	, кг/м^2
Быстроходный Быстроходный Тихоходный	Легкий сплав Чугун чугун	400 – 850 1200 – 1700 1500 – 2000	850 – 900 850 – 110 1300 – 3000	650 – 1150 1500 – 2000 2000 – 4000

В табл.4 даны приведенные и отнесенные к площади поршня массы деталей КШМ, показанные на рис. 4.

Приведенные массы КШМ

Таблица 4

Дизель	Относительные массы, кг/м^2
МОД СОД ВОД	2500 – 6000 1000 – 2000 1500 – 3000 250 – 700	МОД СОД ВОД

При проведении динамического расчета допускают, что m_S и m_r проектируемого двигателя геометрически подобны соответствующим массам деталей К.Ш.М. двигателя – прототипа. Если массы деталей К.Ш.М. прототипа известны, то производят уточнение по формуле геометрического подобия: m_проект = m _прот , где: m_проект , m _прот и d_проект , d_прот масса и диаметр цилиндра проектируемого дизеля и прототипа соответственно.

После приведения масс выполняют динамический расчет в последовательности, описанной ниже:

1. Развертывают индикаторную диаграмму по углу поворота коленчатого вала (рис.7). Осью абсцисс развернутой диаграммы является атмосферная линия теоретической индикаторной диаграммы. Диаграмму развертывают методом Брикса, вводя поправку R/2. Здесь радиус R берется из чертежа диаграммы цикла в мм (половина рабочего хода поршня). Полуокружность с центром, смещенным в сторону НМТ на эту поправку (точка О₁), можно разделить на равное число частей через 10 или 15^о и осуществлять построения развернутой диаграммы. На рис.7 показана последовательность переноса точки Z с расчетной диаграммы цикла на развернутую диаграмму. Здесь из точки О₁ в точку Z проведен луч О₁ – Z. Измеряется угол , затем на развернутой диаграмме под этим углом проводится вертикаль до пересечения с горизонталью, перенесенной с индикаторной диаграммы от точки Z. Поправка Брикса используется также и для нанесения на диаграмме цикла фаз газораспределения с развернутой диаграммы. Например, на рис.7 точкой отмечено на развернутой диаграмме начало открытия выпускного клапана (за угол до НМТ), а его перенесение под этим углом на индикаторную диаграмму показано стрелкой. На развернутой диаграмме построен график условных давлений от инерционных сил, возникающих при возвратно-поступательном движении приведенных к оси поршневого пальца масс одноцилиндрового отсека дизеля. На рис.8 представлен результат построения развернутой индикаторной диаграммы, фаз газораспределения методом Брикса, а также выполнено сложение газового давления и условного давления сил инерции. На индикаторной и развернутой диаграмме показаны скругления, характеризующие несовершенство рабочего процесса и процесса газообмена дизеля с турбонаддувом. На диаграммах отмечены также: угол опережения подачи топлива (его значение рекомендуется заводом-изготовителем дизеля), выставляемый по моментоскопу, период задержки самовоспламенения, зависящий от качества топлива, регулирования топливоподающей аппаратуры и от других факторов, о которых целесообразно упомянуть в пояснительной записке к курсовому проекту. На индикаторной диаграмме показано условное давление , при котором за один ход поршня совершается работа , равная работе цикла двигателя.

20