Ефективна потужність двигуна тепловоза локомотивної енергетичної установки

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Вибір параметрів та визначення основних показників роботи ЛЕУ

Розрахунки ефективної потужності двигуна тепловоза.

Потужність секції тепловоза на ободі рухомих коліс N_k, кВт,

кВт (1.1)

де F_k - розрахункова сила тяги однієї секції тепловоза, кН;

v_p - розрахункова швидкість тепловоза, км/год.

Вихідна потужність тягового генератора P_г, кВт,

кВт (1.2)

де U_Г і I_Г - напруга і струм розрахункового режиму тягового генератора;

з_тед - ККД тягового електродвигуна; з_тед = 0,92 - 0,93;

з_тр - ККД тягового редуктора; з_тр = 0,97 - 0,98.

Ефективна потужність двигуна тепловоза з урахуванням потужності на привід допоміжних механізмів N_e, кВт,

,кВт (1.3)

де з_г - ККД тягового генератора; з_г = 0,94 - 0,95.

Одержане значення N_e округляємо до найближчого наявного в ряді потужностей. Отримуємо N_e = 1500 кВт.

Використовуючи дані завдання, двигуна прототипу ([1], дод. А) та джерел [3-5], обираємо параметри дизеля тепловоза. Основні параметри приведено у таблиці 1.1.

Таблиця 1.1 - Параметри дизеля

Параметри	Значення
Ефективна потужність Ne, кВт	1500
Тактність ф	4
Середній ефективний тиск Ре, МПа	0,92
Кількість обертів колінчастого вала n , хв-1	750
Кількість циліндрів і	12
Середня швидкість поршня сm, м/с	6,75
Питома ефективна витрата палива ge, кг/кВт*год	0,216

Хід поршня S визначаємо із залежності для середньої швидкості поршня, м,

м (1.4)

Із залежності N_e від основних параметрів дизеля визначаемо діаметр поршня D, м,

,м (1.5)

Приймаємо D = 0,26 м.

Перевірка відношення S/D=0,27/0,26=1,03.

Потрібне значення середнього ефективного тиску P_e, МПа, визначаємо з виразу ефективної потужності, кВт,

МПа (1.6)

де N_e, i, n, ф - обрані раніше;

V_h - робочий об'єм одного циліндра, м³,

м³

2. Визначення витрат палива, повітря і газів, що відпрацювали

Годинна витрата палива дизелем В_г, кг/год,

кг/год

де g_e - питома ефективна витрата палива, кг/кВт*год.

Кількість палива, поданого в циліндр за кожний цикл g_ц, кг/цикл,

кг/цикл

Теоретично необхідна кількість повітря для згоряння 1 кг палива:

кмоль/кг

кг/кг

Сумарний коефіцієнт надлишку повітря



де - коефіцієнт надлишку повітря для згоряння у циліндрі двигуна, =2,0.

- коефіцієнт продування, =1,2; Обирається залежно від типу продування циліндра (клапанне продування).

Витрата повітря дизелем G_в, кг/с,

кг/с (2.3)

Кількість газів, що відпрацювали G_г, кг/с,

кг/с (2.4)

3. Визначення основних показників системи наддування

Тиск повітря Р_k визначається перед впускними органами циліндра дизеля визначається з виразу для циклової подачі палива, МПа,

МПа (3.1)

де приймаються з завдання, при цьому

обчислені або обрані раніше.

Сумарний ступінь підвищення тиску повітря в агрегатах наддування

(3.2)

де - стандартний атмосферний тиск, МПа;

відповідно опір холодильника наддувального повітря і фільтра повіт ря на вході в агрегаті наддування; можна прийняти МПа.

Для чотиритактних тепловозних двигунів відповідно до значення застосовують одно- чи двоступінчастегазотурбінне наддування (рисунок 3.1)

Рисунок 3.1 - Схема наддування чотиритактного тепловозного дизеля

Д - дизель; Т - турбіна; К,К₁,К₂ - компресори; ОХВ - охолоджувач наддувального повітря

Потужність, споживана компресором N_k, кВт,

кВт

де к - показник адіабати повітря, к=1,4;

R - газова стала повітря, R=0,287 кДж/кг^.К;

Т_о - 293К - стандартна температура зовнішнього повітря;

_КАД - приймаємо з завдання;

_к - визначено раніше.

де _тi, _кад, _тм - приймаємо з завдання,

При обчисленні потужності, споживаної компресором 2-го ступеня, замість температури Т₀ підставляємо температуру повітря Т₁ після стиску на виході з 1-го ступеня.

Температура Т₁ визначається за формулою, К,

Необхідне зниження температури повітря у холодильнику наддувального повітря

При двоступінчастому наддуванні замість Т₁ необхідно підставити T₂.

4. Визначення основних параметрів робочого процесу ЛЕУ

Початковим завданням є визначення тисків і температур робочого тіла в циліндрі в характерних точках індикаторної діаграми і встановлення закономірностей зміни цих параметрів у проміжних точках. Індикаторна діаграма - залежність тисків у циліндрі P від його об'єму V або кута оберту кривошипа.

Характерними точками розрахункової індикаторної діаграми чотиритактного двигуна (рисунок 4.1) є:

а - початок стиску робочого тіла;

c - кінець стиснення і початок згоряння;

z- кінець згоряння і початок розширення;

b - кінець розширення робочого тіла.

Рисунок 4.1 - Розрахункова індикаторна діаграма чотиритактного двигуна у координатах P-V

У чотиритактного двигуна (рисунок 4.1) точки a і b відповідають найбільшому об'єму циліндра, який визначається при положенні поршня у нижній мертвій точці (н.м.т.);

Точка c завжди відповідає найменшому об'єму циліндра V_c, визначається положенням поршня у верхній мертвій точці (в.м.т.); для двигуна з поршнями, що зустрічно рухаються, (ЗРП), точка c відповідає внутрішній об'ємній мертвій точці положення поршнів (в.о.м.т.).

Визначимо об'єми циліндра, що відповідають точкам а, b, з індикаторної діаграми.

Геометричний ступінь стиску є відношенням найбільшого об'єму циліндра V_max до найменшого V_min, тобто

Дійсний ступінь стиску є відношенням об'єму циліндра, що відповідає положенню поршня у момент закриття органів газорозподілу (клапанів або вікон), до найменшого об'єму циліндра

З виразу для визначаємо об'єм камери стиску V_c, м³,

де =13 [1, додаток А] відповідно до двигуна прототипа;

У чотиритактного двигуна впускний клапан закривається із запізнюванням після н.м.т. Проте при закритті впускного клапана в процесі стиснення, коли поршень рухається від н.м.т. до в.м.т., прохідний перетин швидко зменшується. Тому умовно приймаємо, що у чотиритактного двигуна початок процесу стиснення збігається з н.м.т. (точка а на рисунку 4.1). Визначимо тепер об'єми циліндра, відповідні точкам а і b, м³:

Тиск на початку стиснення P_a за дослідними даними приймаємо,

Мпа

де P_к - визначено раніше.

Коефіцієнтом залишкових газів називають відношення кількості залишкових газів М_г до свіжого заряду,

Температура робочого тіла на початку стиснення T_a, K,

(4.1)

де Т_к - температура повітря перед впускними органами дизеля, (T_к=t_к+273; t_к=60⁰);

- приймається у межах ([1], додаток А), =0,02;

За дослідними даними приймаємо:

t=12 К;

T_г=880 К - чотиритактний дизель;

Коефіцієнтом наповнення _v називають відношення дійсної кількості повітря, що надходить у циліндр до початку стиснення, до тієї кількості, що могла б уміститися у робочому об'ємі V_h (для чотиритактного двигуна).

Коефіцієнт наповнення для чотиритактного двигуна визначається як

(4.2)

Тиск Р_с і температуру Т_с робочого тіла наприкінці стиснення (точка с) визначимо за формулами,

(4.3)

(4.4)

де - ступінь стиску геометричний;

n₁ - середній показник політропи стиснення.

За дослідними даними приймаємо n₁=1,34. Величина n₁ залежить від інтенсивності охолодження циліндра і його щільності: менше значення n₁ приймається при інтенсивному охолодженні і меншій щільності.

Самозаймання палива досягається при Т_с750К та Рс3,5 - 4 МПа.

Параметри кінця згоряння (точка z) характеризуються тиском P_z і температурою T_z, при цьому значення P_z приймається за двигуном прототипом ([1] додаток А). Перед тим як визначити температуру T_z, обчислюємо деякі характерні величини, що відносяться до процесу згоряння.

Коефіцієнт молекулярної зміни при згорянні палива

Теоретично необхідну кількість повітря L₀, кмоль, для згоряння 1кг палива визначено раніше.

Дійсний коефіцієнт молекулярної зміни

(4.5)

де - визначено раніше.

Ступінь підвищення тиску при згорянні

(4.6)

Температура робочого тіла наприкінці згоряння визначається з рівняння згоряння T_z, К,

де R= 8,314 - універсальна газова стала, кДж/(кг^. К);

mс_pmz - середня молярна теплоємність при постійному тиску для продуктів згоряння у точці z, кДж/(кг^.K);

_z - коефіцієнт ефективного виділення тепла до точки z ([1], додаток А), _z=0,78 - 0,83;

H_u - нижча теплота згоряння палива (за завданням);

mc_vmc - середня молярна теплоємність при постійному об'ємі для повітря у точці с, кДж/(кг^.K);

T_c - температури робочого тіла у точці c, К.

Для обчислення теплоємностей використовуємо такі залежності їх від температури:

- повітря

- продуктів згоряння

.

Визначаємо величину D, що дорівнює

;

Приймаємо перше наближене значення Т_z1=1750K.

Тоді

Превіряємо збіжність

Збіжність забезпечується. Приймаємо Т_z?1750K.

Після обчислення T_z визначаємо ступінь попереднього розширення ,

(4.8)

Через те що за визначенням ступінь попереднього розширення,

,

тоді, V_z, м³,



Задане значення P_z і розрахункові значення Т_z і V_z цілком визначають параметри та положення точки z в координатах "тиск P - об'єм V".

Тиск P_b і температура T_b робочого тіла наприкінці розширення (точка b) визначаються із співвідношень, МПа, К:

(4.9)

(4.10)

де - геометричний ступінь стиску прийнято залежно від тактності двигуна ( при = 4); - ступінь наступного розширення продуктів згоряння ( при = 4);

(4.11)

n₂ - середній показник політропи розширення. За дослідними даними n₂=1,28. Величина n₂ залежить від інтенсивності охолодження циліндра і його щільності. Розрахунковий середній індикаторний тиск визначимо, МПа,

(4.12)

де - геометричний ступінь стиску, прийнято в залежності від тактності двигуна ( при = 4); - ступінь наступного розширення продуктів згоряння ( при = 4).



Середній індикаторний тиск P_i дійсного циклу

де _п - коефіцієнт повноти діаграми. За дослідними даними приймаємо _п=0,97;

Індикаторна потужність двигуна Ni, кВт,

(4.13)

де V_h - робочий об'єм, м³.

Індикаторний ККД чотиритактного двигуна _i,

(4.14)

де _v - визначено при розрахунку процесу стиску.

Питома індикаторна витрата палива g_i, кг/(кВт^.год),

(4.15)

Ефективну потужність N_e, кВт, ефективний ККД _e і питому ефективну витрату палива g_e, кг/(кВт^.год), визначимо як

 (4.16)

(4.17)

(4.18)

де _м - механічний ККД дизеля обирається за двигуном-прототипом

([1], додаток А), _м=0,89.

Годинна витрата палива дизеля В_Г, кг/год,

(4.19)

Витрата повітря дизелем G_В, кг/год,

(4.20)

де - прийнятий коефіцієнт продування, =1,2.

тяговий генератор тепловоз потужність наддування

5. Побудова індикаторної діаграми робочого процесу ЛЕУ

Індикаторну діаграму будуємо в координатах "тиск P - об'єм V" (рисунок 4.1). За віссю абсцис відкладаємо обчислені раніше об'єми відповідно до положення характерних точок індикаторної діаграми. За віссю ординат відкладаємо обчислені раніше тиски, що відповідають характерним точкам індикаторної діаграми (точки a,c,z,b). На осях абсцис і ординат відповідно до обраного масштабу наносимо числові шкали об'ємів і тисків. Тиск відкладаємо в масштабі 10мм-0,5МПа, об`єм 1мм-0,13*10^-3м³. За значеннями об'ємів і тисків знаходимо положення характерних точок індикаторної діаграми.

Для чотиритактного двигуна (рисунок 4.1) у процесі наповнення циліндра повітрям (лінія r-a) і випускання газів, що відпрацювали (b-a-r) умовно приймемо, що тиск по лінії r-a зберігається постійним, при цьому P_r=P_a, з'єднавши точку a з точкою r - одержимо умовне зображення процесів наповнення і випускання.

Визначаємо координати проміжних точок політроп стиску a-c і розширення z-b. Для цього визначимо значення тисків P точок цих політроп при поточному об'ємі V:

політропа стиснення (5.1)

політропа розширення (5.2)

де V_a,V_z - об'єми, що відповідають точкам a та z;

n₁,n₂ - середні показники політроп стиснення і розширення.

Задавши значення поточного об'єму V, визначаємо із приведених співвідношень тиск Р.

При заданому куті оберту колінчастого вала поточний об'єм для двигуна з одним поршнем у циліндрі визначиться як, м³,

(5.3)

де V_c - об'єм камери стиску, м³ ;

F_п - площа поперечного перетину циліндра, м²

D - діаметр циліндра, м;

S - переміщення поршня від в.м.т., м.

Значення поточного ходу поршня S залежно від кута оберту колінчастого вала визначаються за залежністю, м,

де R=S/2 - радіус кривошипа колінчастого валу, м.

За індикаторною діаграмою визначаємо середній індикаторний тиск P_i. З цією метою спочатку визначаємо площу F_i індикаторної діаграми (рисунок 5.1), замкнуту між лініями розширення і стиску, тобто в контурі (a-c-z'-z-b-a). Площа F_i у масштабі пропорційна роботі газів за цикл L_i.

Для обчислення площі F_i виконуємо ділення відрізка L на m рівних частин і визначаємо величини ординат y₀,y₁,…,y_m, які знаходяться між лініями стиску і розширення. Наближене значення площі обчислюємо за формулою трапецій

де L та Y виражені у міліметрах.

Середня висота прямокутника площею F_i і основою L буде, мм,

Якщо на індикаторній діаграмі масштаб тисків відповідає розміру , то середній індикаторний тиск P_i, МПа,



Обчислене з індикаторної діаграми значення P_i повинно бути близьким до розрахункового, визначеного за формулою (4.12), що вказує на правильність побудови індикаторної діаграми. Припускається розбіжність цих значень у межах ±0,02 МПа.

6. Динамічний розрахунок шатунно-кривошипного механізму

На деталі шатунно-кривошипного механізму діють сили тиску газів усередині циліндра, сили інерції частин, що поступально і обертально рухаються, сили тертя на поверхнях відносного ковзання і сили опору з боку споживача енергії.

Знання сил і моментів необхідно для розрахунку деталей на міцність, аналізу надійності і довговічності вузлів і деталей двигуна в експлуатації, оцінювання рівноваги двигуна, визначення можливості виникнення неприпустимих коливальних явищ та ін.

При визначенні діючих сил і моментів доцільно знаходити їхні питомі значення, тобто віднесені до 1 м² площі поршня. Для визначення величини повної сили або моменту необхідно помножити питому силу або момент на площу поршня, виражену у квадратних метрах.

Розглянемо зміну питомих сил і моментів, що діють у шатунно-кривошипному механізмі залежно від кута оберту кривошипа.

Сумарна питома сила P, МПа, прикладена в центрі поршневого пальця (рисунок 6.1) визначається як алгебраїчна сума двох сил, тобто

(6.1)

де P_г - сила від тиску газів на поршень;

P_j - питома сила інерції мас, що поступально рухаються.

Позитивними будемо вважати сили, спрямовані від поршня до колінчастого вала.

Сила тиску газів P_г алгебраїчно складається із тиску газів на поршень з боку камери згоряння P і тиску з боку картера дизеля P_o, тобто

(6.2) де P_o=0,1 МПа.

Залежність зміни тиску газу в циліндрі P від кута оберту кривошипа задана індикаторною діаграмою.

Питомі сили інерції мас, що поступально рухаються P_j, МПа, визначаємо за формулою

(6.3)

де М_П - маса частин, що поступально рухаються, кг;

F_П - площа поршня, м²;

j - прискорення поршня залежно від кута , м/с²,

де - кутова швидкість колінчастого вала дизеля, с^-1.



Рисунок 6.1 - Сили, що діють у шатунно - кривошипному механізмі

Маса М_П включає масу комплекту поршня М_П (поршень, вставка, палець, поршневі кільця та ін.) і частину маси шатуна, що бере участь у поступальному русі, тобто

(6.4)

Масу шатуна ділимо на дві частини. Одну з них М_шп вважаємо зосередженою на осі поршневого пальця і відносимо до частин, що рухаються поступально, а другу М_шо - на осі кривошипа і відносимо до обертових частин. Розподіл мас робимо за правилами розкладання рівнодіючої на дві рівнобіжні сили:

де L - довжина шатуна між центрами верхньої і нижньої головок, м;

l_c - відстань від центра ваги шатуна до центра кривошипної головки, м.

Для наближених розрахунків можна прийняти



Тоді величини в рівнянні (6.3):

- площа поршня (D - діаметр циліндра, м);

- маса частин, що поступально рухаються, кг,

- постійний множник

(6.5)

М_П та М_ш обираємо за двигуном-прототипом ( [1] додаток А).

Залежності зміни сил P_г, P_j, і P від кута зображуємо на рисунку. Кути відкладаємо в масштабі: при =4 - 1мм-2; при =2 - 1мм-1; масштаб питомих сил 1мм - 0,1МПа або 1мм - 0,05МПа. На рисунку 6.2 наведено залежності цих питомих сил від кута для чотиритактного двигуна 4Д80.

Силу Р (рисунок 6.1) розкладаємо на силу К, що діє уздовж осі шатуна, і силу N, спрямовану нормально до осі циліндра. У свою чергу силу К, перенесену в центр шатунної шийки вала, розкладаємо на тангенційну силу Т, що діє перпендикулярно кривошипу, і нормальну силу Z , спрямовану за кривошипом.

З рисунка 6.1 одержуємо такі вирази для визначення питомих сил:

(6.6)

(6.7)

(6.8)

(6.9)

де .

Далі будуємо залежності зміни сил N,K,T,Z від кута . Масштаби кутів і сил за осями координат приймаємо такі ж, як і при побудові сил P,P_г,P_j .

Характер зміни питомих сил N,K,T,Z залежно від для чотиритактного двигуна наведено на рисунках 6.3,6.4.

Тангенційна сила створює момент M=TRF_п на валі двигуна, який змінюється залежно від кута оберту кривошипа. У багатоциліндровому двигуні відбувається підсумування моментів окремих циліндрів так, що повний момент витрачається на подолання моменту опору на фланці відбору потужності.

Схема розташування циліндрів двигуна показана на рисунку 6.5. Порядок роботи циліндрів 1л-6п-5л-2п-3л-4п-6л-1п-2л-5п-4л-3п. Використовуючи дані завдання, двигуна прототипу ([1], дод. А). Кут між спалахами дорівнює 720:12=60

Інтервал між спалахами, дорівнює,

де k - коефіцієнт тактності (k=1 для чотиритактних двигунів);

i- кількість циліндрів двигуна.

На рисунку 6.6 показана побудована діаграма сумарних тангенційних сил для чотиритактного 12-циліндрового рядного двигуна (ji=60).

Правильність побудови сумарної діаграми перевіряють відношенням,

М_обсер1/М_обсер2=0,98 - 1,02,

де - середній обертальний момент, що створює сумарна тангеційна сила Т, кН;

- середній обертальний момент на валу дизеля, кН;

Т_сер - середня сумарна тангеційна сила, МПа;

R - радіус кривошипа колінчастого вала, м;

F_П - площа поршня, м²;

Ni - індикаторна потужність дизеля, кВт;

n - частота обертів колінчастого вала, хв^-1.

Одержане значення відношення М_обсер1/М_обсер2 =1,0 приведено в роздруку.

Размещено на Allbest.ru