Термодинамический расчет двигателя 6ЧРН 36/45

Федеральное агенство морского речного транспорта

Федеральное государственное бюджетное образовательное учереждение высшего образования

“Волжский государственный университет водного транспорта”

Нижегородское речное училище имени И.П. Кулибина

Курсовая работа

Расчетно-пояснительная записка

Тема: Термодинамический расчет двигателя 6ЧРН 36/45

Специальность 180405.51-Эксплуатация судовых энергетических установок

Выполнил: Разживин Дмитрий Валерьевич

Группа: 41 СМ

Руководитель: Мошкин Михаил Венедиктович

Нижний Новгород

2015

ТЕХНИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ ДВИГАТЕЛЯ

Вариант № 40

-1-

Содержание:

Технические данные дизеля:                                                              Страница:

1.     Ведение                                                                         
                                   2

2.     Краткая характеристика дизеля                                                           3

3.     Расчет параметров рабочего цикла,                                                    5

построение индикаторной диаграммы

расчетного цикла.

4.     Построение диаграммы сил, действующих                                     15

в кривошипно-шатунном механизме.                                                        

5.     Заключение.                                                                                                   22

6.     Список использованной литературы.                                                 23

-2-

1.   Введение:

Курсовой проект включает в себя расчет рабочего цикла дизеля.

Расчёт носит характер проверочного, с целью проверки соответствия паспортной мощности с расчетной.

-3-

2.   Краткая характеристика дизеля 6ЧРН 36/45

Двигатель 6ЧРН 36/45 -  судовой бескомпрессорный, четырёхтактный с газотурбинным наддувом, простого действия, тронковый с вертикальным рядным расположением шести цилиндров. Данный тип двигателя используют в качестве главных на крупных речных теплоходах.

Основные детали остова дизеля — фундаментная рама к блок цилиндров—стянуты между собой анкерными связями, которые проходят от низа рамы до верхней плоскости блока.Блок имеет вставные втулки, на которые опираются крышки цилиндров. В крышках размещено по одному впускному и выпускному клапану, пусковой и предохранительно-декомпрессионный клапаны и  форсунка.

Коренные подшипники имеют взаимозаменяемые, тонкостенные вкладыши, залитые баббитом. Крышки коренных подшипников к фундаментной раме крепятся анкерными шпильками.

Шатунные подшипники стальные, тонкостенные, с антифрикционным алюминиевым сплавом. Крышка нижней головки шатуна крепится четырьмя болтами. В верхнюю головку шатуна запрессована бронзовая втулка.

Поршень чугунный, охлаждается маслом, которое поступает из циркуляционной системы смазки. Поршневой палец плавающего типа.

Масляный, водяной и топливоподкачивающий насосы приводятся от шестерни коленчатого вала. Привод распределительного вала осуществляется через систему цилиндрических шестерен.

Распределительный вал управляет работой впускных клапанов и топливных насосов и в то же время приводит регулятор скорости, распределитель воздуха и тахометр. Кулачки впускных клапанов и топливных насосов съемные. Кулачки топливных насосов можно поворачивать вокруг оси для регулирования момента подачи топлива в цилиндры.

Топливная система включает в себя расходный топливный бак с приемным фильтром, промежуточный сетчатый фильтр, два фильтра тонкой очистки, шестеренчатый топливоподкачивающий насос,

-4-

топливные плунжерные насосы золотникового типа — по одному на цилиндр и форсунки. Фильтры промежуточный и тонкой очистки — двухсекционные. Их можно чистить без остановки дизеля. Система смазки у дизелей циркуляционная. Масло в систему подает шестеренчатый насос.

Система охлаждения дизелей замкнутая, двух-контурная. Во внутреннем контуре с центробежным насосом, приводимым от коленчатого вала, циркулирует пресная вода, которая охлаждается в охладителе трубчатого типа. Воду внешнего контура через охладитель прокачивает электроприводный автономный насос. У судовых дизелей насос забортной воды навешен на дизель и приводится от демпферной шестерни коленчатого вала.

-5-

3. Расчет параметров рабочего цикла.

3.1. Процесс наполнения:

Давление и температуру окружающей среды согласно ГОСТу 4393-74 принимаем:

Давление в конце наполнения рассчитываем по формуле для двигателей с наддувом:

Р_а = Р_Н - ∆Р_а = Р_Н –(δ_Н * Р_н)= Р_Н * (1 – δ_Н)

Где:

Р_Н – давление наддува, Мпа(см.ТДД)

Р_Н =0,145 – относительная потеря давления  у двигателя с наддувом

Р_а = 0,145 * 0,925 = 0,13 Мпа

Температура воздуха в конце наполнения:

 =0,03 – коэффициент остаточных газов

Т_Г – температура остаточных газов (см. ТДД),  (К)

Т₀ – температура окружающей среды, (К)

Р_Н – давление наддува (см. ТДД), Мпа

Р₀ – давление окружающей среды, Мпа

К_ТК = 1,9 – коэффициент политропы сжатия

-6-

 (К)

Т_н – температура воздуха за центробежным компрессором.

3.2. Процесс сжатия:

Температура конца сжатия:

=364* (11,5)^0,413=998(K)

Где:

T_a – температура в конце наполнения (К) (см. расчет)

- степень сжатия (см. ТДД)

n₁- показатель политропы сжатия

P_a – давление конца наполнения (начало сжатия) (см. ТДД),МПа

P_c - давление конца сжатия (см. ТДД),Мпа

3.3. Процесс сгорания:

Определим максимальную температуру сгорания T_z используя уравнение сгорания:

Где:

 – коэффициент молекулярного изменения

 – количество газов в начале сгорания

-7-

α- М₂ = М₁ + 0,03 – количество газов в конце сгорания

коэффициент избытка воздуха (см. ТДД)

 – средняя молярная изобарная теплоёмкость продуктов сгорания

степень повышения давления

Ж = 0,85

Q_H – низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг (см.ТДД)

Q_H = 42000

М₁ = 0,5 * 2,0 * (1 + 0,03)= 1,03

М₂ = 1,03 + 0,03= 1,06

Подставляем величины в уравнение:

 

 

-8-

Раскрываем скобки и приводим это уравнение к квадратному уравнению вида:

(29,16 + 324 * 10^-5 * T_z) * T_z – 25412 –40568= 0

Корень квадратного уравнения вида  определяется по формуле:

3.4. Процесс расширения:

Определяем степень предварительного расширения:

Определяем степень последующего расширения:

Температура в конце расширения:

- показатель политропы расширения

- выбираем по графику:  по конкретным значениям

-9-

Для данного варианта:

Давление в конце расширения:

3.5. Построение индикаторной диаграммы расчетного цикла.

3.5.1. Выбор масштаба построения диаграммы задаем:

V_a=200 ;

3.5.2. Находим отрезки объёмов:

Отрезок, соответствующий объёму камеры сгорания:

 

Отрезок, соответствующий рабочему объёму в конце сгорания:

 мм

Отрезок, соответствующий рабочему объёму цилиндра:

3.5.3. Находим отрезки давлений:

Масштаб давлений задан в 100кПа = 1,5мм , 1Мпа = 15мм

Отрезок, соответствующий давлению впуска:

Отрезок, соответствующий давлению конца сжатия:

Отрезок, соответствующий давлению конца сгорания:

-10-

Отрезок, соответствующий давлению конца расширения:

Определяем аналитически 10 точек политропы сжатия. Задаемся отношением:

10; 6,67; 5; 3,33; 2,5; 2; 1,67; 1,43; 1,25; 1,11.

Давление масштабе на линии политропы сжатия определяем по уравнению:

  показатель политропы сжатия.

3.5.4. Определяем аналитически 9 точек политропы расширения:

Задаемся отношением:

 1,5; 2; 3; 4; 5; 6; 7; 8; 9.

Давление масштабе на линии политропы расширения определяем по уравнению:

 показатель политропы расширения расчетов сводим в таблицы №1 и №2

-11-

Таблицы №1 и №2

Политропа сжатия	Политропа расширения
, мм			,мм		, мм		, мм
20	10	25,88	78	1,5	33	1,63	102
30	6,67	14,6	44	2	44	2,3	72
40	5	9,71	29	3	66	3,76	44
60	3,33	5,47	16	4	88	5,32	31
80	2,5	3,64	11	5	110	6,96	24
100	2	2,66	8	6	132	8,67	19
120	1,67	2,06	6	7	154	10,45	16
140	1,43	1,65	5	8	176	12,27	14
160	1,25	1,37	4	9	198	14,15	12
180	1,11	1,16	3

-12-

3.5.5. Определение среднего индикаторного давления:

Среднее индикаторное давление  определяем по формуле:

Все входящие в эту формулу величины известны из предыдущего расчета цикла( в кПа).

3.5.6. Определение индикаторной мощности двигателя:

Где:

 – среднее индикаторное давление (кПа)

 – площадь поршня (м²)

D – диаметр поршня (м)

S – ход поршня (м)

n- частота вращения коленчатаго вала (об/мин)

Z – число цилиндров

k- коэффициент тактности ( к=2 )

 

-13-

3.5.7. Определение механического К.П.Д.:

 (см. ТДД), кВт

  (см. расчет), кВт

3.5.8. Определение среднего эффективного давления   (кПа):

3.5.9. Определение эффективной мощности:

кВт

Расхождение  с  из ТДД должен быть не более 5%

Погрешность 0,4%

3.6. Определение литровой, поршневой мощностей, эффективного К.П.Д.

3.6.1. Определение литровой мощности дизеля:

/л)

Где:

- литровая мощность, кВт/л

Z – число цилиндров

-эффективная мощность, кВт

D – диаметр втулки цилиндров, дм

-14-

S – ход поршня, дм

 (л)

кВт/л)

3.6.2. Определение поршневой мощности дизеля:

Где:

 – площадь поршня

D – диаметр поршня(в данном расчете принимаем по диаметру втулки цилиндра), дм

 

 кВт/дм²

3.6.3. Определение индикаторного К.П.Д.:

- (см. расчет), кВТ

- г/кВт*час   и  - кДж/кг -  (см. ТДД)

 – часовой расход топлива, кг/час

- эффективная мощность дизеля, кВт (см.ТДД)

3.6.4. Определение эффективного К.П.Д.:

-15-

4.Построение диаграмм сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме.

4.1.Построение диаграммы сил инерции.

4.1.1.Определим массу поступательно движущихся частей  :

Где:

- масса поршня, кг

- масса шатуна, кг

к – коэффициент. Для его определения найдем среднюю скорость поршня , м/с

S –ход поршня, м

n- номинальная частота вращения коленвала, об/мин

Используя технические данные дизеля имеем:

 (м/с)

По средней скорости поршня двигатель классифицируется как двигатель тихоходный. Для него   к=0,4.

222,8 (кг)

Для построения диаграммы сил инерции поступательно движущихся масс необходимо определить ординаты сил инерции в мертвых точках.

Для ВМТ:

Где:

- масса поступательно движущихся частей, кг

-16-

 – радиус кривошипа

S – ход поршня, м

  - угловая скорость коленвала, рад/сек

n- номинальная частота вращения, об/мин

 – коэффициент

L – длина шатуна, м

  - площадь поршня, м²

D – диаметр цилиндра, м

М – масштаб давлений в 100кПа, мм

 (м)

 L= 0,95  (м)

 

 (1/сек)

 (м²)

М=2,5

Для НМТ

-17-

Высота вспомогательного отрезка  ЕК:

Длина отрезка АВ диаграммы в масштабе равна длине диаграммы цикла:

Диаграмму сил инерций строим графическим способом Толле.

4.2.Построение диаграммы движущихся сил и диаграммы касательных усилий одного цилиндра.

4.2.1. Построение диаграммы движущихся сил:

1. Сначала строим  развернутую диаграмму расчетного цикла в осях PV,проводим отрезок  MN=4AB

2. На втором отрезке АВ(такт сжатия) строим политропу сжатия.

3. На третьем отрезке АВ(такт расширения) строим политропу расширения.

4. На четвертом отрезке АВ(такт впуска) наносим линию впуска.

5. Совместим с развернутой диаграммой расчетного цикла диаграмму сил инерции, отнесённой к площади поршня.

6. Каждый отрезок АВ принимаем за диаметр полуокружности  с центром в точках О.

9. Определяем поправки Бригса :

-18-

Отрезок  отложим от точки О: вправо от точки О для первого и третьего цилиндра; влево от точки О для второго и четвертого цилиндров.

10.            Из точки , транспортиром, через каждые  проводим лучи до пересечения с полуокружностями.

11.            Из точек пересечений лучей с полуокружностями проводим вертикали вверх к развёрнутой индикаторной диаграмме и вниз к диаграмме касательной силы одного цилиндра.

12.            Замеряем  (мм), длину вертикального отрезка между кривой сил инерций и сил давления газов( 3 столбец таблицы №3)

13.            Затем строим диаграмму касательной одного цилиндра  в зависимости от угла поворота кривошипа α.  (4 столбец таблицы №3) принимаем из справочной таблицы, как функцию от α и λ. Сила    , округлить до целых(5 столбец таблицы №3).

14.            Данные замеров и расчетов сводим в таблицу №3.

-19-

4.2.2. Построение диаграммы касательных усилий одного цилиндра:

Таблица №3.

Таблица подсчета ординат диаграммы касательной силы.

№ точки		(кН),(мм)		(кН), (мм)
1	0	19	0,000	0
2	15	18	-0,3186	-6
3	30	15	-0,6038	-9
4	45	10	-0,8280	-8
5	60	5	-0,9714	-5
6	75	3	1,0271	3
7	90	5	1,000	5
8	105	8	0,9047	7
9	120	12	0,7604	9
10	135	15	0,5862	8
11	150	15	0,3962	6
12	165	16	0,1992	3
13	180	16	0,000	0
14	195	16	-0,1992	-3
15	210	16	-0,3962	-6
16	225	16	-0,5862	-9
17	240	14	-0,7604	-11
18	255	12	-0,9047	-11
19	270	10	-1,000	-10
20	285	7	-1,0271	-7
21	300	5	-0,9714	-5
22	315	8	-0,8280	-7

-20-

23	330	22	-0,6038	-13
24	345	56	-0,3186	-18
25	360	80	0,000	0
26	375	152	0,3186	49
27	390	87	0,6038	53
28	405	48	0,8280	40
29	420	32	0,9714	31
30	435	26	1,0271	27
31	450	25	1,000	25
32	465	24	0,9047	22
33	480	24	0,7604	18
34	495	25	0,5862	15
35	510	25	0,3962	10
36	525	25	0,1992	5
37	540	16	0,000	0
38	555	16	-0,1992	-3
39	570	16	-0,3962	-6
40	585	16	-0,5862	-9
41	600	15	-0,7604	-12
42	615	14	-0,9047	-13
43	630	8	-1,000	-8
44	645	3	-1,0271	-3
45	660	5	0,9714	5
46	675	10	0,8280	8
47	690	15	0,6038	9
48	705	18	0,3186	6
49	720	19	0,000	0

-21-

4.3. Построение диаграммы суммарной касательной силы для всех цилиндров.

Слагаемые каждого столбца таблицы №4 складываются алгебраически с учетом знака. Определяем угол поворота коленвала между двумя последовательными вспышками топлива в разных цилиндрах φ:

Z – число цилиндров.

Таблица №4.

Определение ординат диаграммы суммарной касательной силы.

№ цилиндра	№ точек
1	0	-6	-9	-8	-5	3	5	7	9
2	9	8	6	3	0	-3	-6	-9	-11
3	-11	-11	-10	-7	-5	-7	-13	-18	0
4	0	49	53	40	31	27	25	22	18
5	18	15	10	5	0	-3	-6	-9	-12
6	-12	-13	-8	-3	5	8	9	6	0
Σ	4	42	42	30	26	25	14	-1	4

-22-

5.Заключение

Механический КПД по расчету оказался в интервале, который достигнут у 4-х тактных  дизелей с наддувом т.к  , это даёт основания полагать о отсутствии резерва мощности двигателя.

-23-

6.Список использованной литературы.

1. Гогин А.Ф. «Судовые дизели». Издательство «Транспорт» 1988г.

2. Кузовлёв В.А. «Техническая термодинамика и основы теплопередачи». Издательство «Высшая школа» 1983г.