Thiết kế môn học Diesel tàu thủy Đề Bài Thiết kế động cơ Diezen công suất 5000 Cv theo động cơ mẫu 8K42EF(i=8) Nhật bảN Số liệu ban đầu: 1. Mác động cơ: 8K42EF 2. Nớc sản xuất : Nhật Bản 3. Động cơ 2 kì ,tăng áp bằng tuabin quét thẳng qua xupáp 4. Công suất :N e = 5000[cv] =3676[Kw] 5. Vòng quay : n = 227 [ v/p ] 6. Đờng kính xilanh : D = 420 [mm] 7. Hành trình pistôn : S =900[mm] M u 1 . Tớnh thi s ca ti . S phỏt trin ca ngnh giao thụng vn ti ỏnh giỏ tc tng trng v phỏt trin nn kinh t quc gia. Vỡ vy , giao thụng vn ti gi mt vai trũ quan trng . Trong bi cnh t nc ta hin nay , giao thụng vn ti cng khng nh vai trũ ca nú v ang phỏt trin khụng ngng,ho chung vi s phỏt trin ú ngnh vn ti thu cng ó v ang khng nh mỡnh bng nhng i tu ln v hin i. Trờn a s cỏc con tu vt i dng cng nh cỏc tuyn trong nc, ng c DIESEL vn ang c s dng lm ng c chớnh v vic khai thỏc h thng ng lc tu thu ó c ỏp dng nhiu thnh tu Vũ VĂN NINH 1 Lớp : Mtt47đh1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thñy khoa học kĩ thuật.Ngày nay công nghiệp đóng tàu phát triển một cách nhảy vọt.Tuy nhiên phần lớn các động cơ DIESEL đều nhập từ nước ngoài , để đặt nền móng cho nền công nghiệp chế tạo động cơ Diesel thì việc thiết kế một động cơ để đạt được các chỉ tiêu về kinh tế ,kĩ thuật là vô cùng quan trọng . Trường Đại Học Hàng Hải Việt Nam là một trường chuyên nghiệp đào tạo một bộ phận kĩ sư đóng tàu và có nhiệm vụ trang trí ,sửa chữa hệ thống động lực tàu thuỷ.sau mỗi khoá học ,mỗi sinh viên được nhận một đề tài tốt nghiệp nhằm nghiên cứu tổng hợp lại những kiến thức đã được học ở trường ,làm nâng cao chất lượng đội ngũ cán bộ kĩ thuật phục vụ tốt cho ngành. 2. Mục đích của đề tài . Thiết kế động cơ Diesel,công suất 5000 CV/3676 kW 3 . Phương pháp nghiên cứu của đề tài. - Về lý thuyết sử dụng các tài liệu liên quan đến thiết kế động cơ Diesel của thầy Lê Viết Lượng - Ứng dụng phần mềm máy tính : Chu trình công tác của động cơ Diesel Giáo viên hướng dẫn : Th.S Đặng Khánh Ngọc Sinh viên thực hiện : Đỗ Hùng Cường Để tính toán các thông số kỹ thuật của động cơ, động học và động lực học của các hệ thống nhằm phục vụ cho việc tính toán thiết kế độnh cơ Diesel. 4 . Phạm vi nghiên cứu của đề tài . Đề tài chỉ giới hạn trong việc thiết kế động cơ Diesel nhằm đáp ứng được công suất 3676 kW để thoả mãn nhu cầu thiết kế . 5 . Ý nghĩa khoa học và thực tiễn. Đề tài có ý nghĩa khoa học và thực tiễn,nghiên cứu và làm rõ được phương pháp thiết kế động cơ Diesel nói chung và động cơ Diesel tàu thuỷ nói riêng đáp ứng được công suất thiết kế và điều kiện làm việc của động cơ.Từ đó có thể áp dụng vào sản xuất và cải tiến nâng cao được chi tiêu kinh tế ,kỹ thuật cho động cơ và làm giảm thiểu hư hỏng các chi tiết . Đề tài có thể làm tài liệu tham khảo cho các sinh viên ngành cơ khí đóng tàu và các ngành cơ khí khác Phần I - Tính Thông Số Ban Đầu Cho Động Cơ DIESEL 00 1.1 Cơ sở lí thuyết mô phỏng chu trình công tác của động cơDiesel theo phương pháp cân bằng năng lượng . Chu trình công tác của động cơ Diesel hoàn thành sau hai vòng quay của trục khuỷu đối với động cơ 4 kỳ và một vòng quay của trục khuỷu đối với động cơ 2 kỳ Tuy nhiên trong một chu trình công tác của cả hai loại động cơ đều phải thực hiện các quá trình là nạp ,nén , nổ, xả. Để chọn phương án thiết kế , để Vò V¡N NINH 2 Líp : Mtt47®h1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thñy khi chế tạo ,cũng như trong quá trình khai thác đều phải tính chu trình công tác của nó. Để xác định mối quan hệ giữa các thông số của chu trình công tác của động cơ thì phải tính chu trình công tác .Việc tính chu trình công tác có thể tính theo phương pháp cổ điển hoặc phương pháp mới. Để lựa chọn phương pháp tính cần phải đánh giá các phương pháp đó. 1.2 Đánh giá phương pháp cổ điển tính chu trình công tác của động cơ Diesel Để tính chu trình công tác của động cơ cần nghiên cứu ,tính toán các quá trình công tác :nạp,nén,cháy,giãn nở trên cơ sở nhiệm vụ thư thiết kế và động cơ mẫu lựa chọn .Sau khi tính các quá trình sẽ xác định được thông số của môi chất tại các điểm đặc trưng .Trong quá trình tình chu trình sẽ lựa chọn được các hệ số ,các chỉ số đặc trưng cho chu trình phụ thuộc vào loại động cơ thiết kế.Dựa vào kết quả tính toán xây dựng đồ thị công chỉ thị , đây là công đoạn chủ yếu để xác định các thông số chỉ thị và có ích của động cơ . Theo phương pháp cổ điển , đê tính chu trình công tác của động cơ cần phải giả thiết quá trình nén và giãn nở đa biến với chỉ số đa biến trong quá trình nén và giãn nở n 1 ,n 2 ; quá trình cấp nhiệt đẳng tích và đẳng áp thay cho quá trình cháy nhiên liệu được đặc trưng bởi tỷ số tăng áp trong quá trình cháy λ ,chỉ số giãn nở sớm ρ.Ngoài ra để tính các thông số khác của chu trình còn phải chọn nhiều hệ số khác như :hệ số lợi dụng nhiệt ,hệ số biến đổi phân tử vv… Như vậy để xây dựng đồ thị công trên hệ tọa độ P_V và P_α phải xác định được các thông số môi chất tại các điểm đặc trưng ,sau đó dựa vào các phương trình đa biến và phương trình trạng thái lý tưởng , đồng thời kết hợp với vòng tròn brich. Trên cơ sở các đồ thị đã xây dựng tính được các thông số chỉ thị và có ích của động cơ ,Ví dụ: muốn tính áp suất chỉ thị trung bình của chu trình sử dụng công thức sau đây : ( )             − − − −       − − +− − − = − 1 1 1 1 11 1 1 . 1. 1 1 . 1 1 1 2 ' 2 n n a ai nn PP ε δ ρλ ρλ ε ψ Từ công thức trên ta thấy rõ , để xác định P i ’ cần phải chọn hoặc tính gần đúng các thông số : ψ,ε,λ,ρ,δ,n 1 ,n 2 , trong khi đó tất cả các tài liệu đều không hướng dẫn rõ đối với các loại động cơ cụ thể nên chọn các hệ số trong giới hạn nào ,hoặc cho giới hạn quá rộng ,nên việc chọn hệ số không đảm bảo chính xác , đặc biệt là những người hiểu không sâu môn học này . Từ cách tính chu trình công tác của động cơ Diesel theo phương pháp cổ điển có thể rút ra nhận xét sau đây : - Không xét được ảnh hưởng của góc phối khí ,thực ra trong quá trình công tác của động cơ góc phối khí không trùng với các diểm chết . - Sử dụng quá nhiều hệ số lựa chọn nên không đảm bảo độ chính xác . - Không xét ảnh hưởng của góc phun sớm ,quy luật cấp nhiên liệu ,lượng nhiệt trao đổi và nuớc làm mát. - Không xét được các thông số động học quá trình cháy và các mối quan hệ giữa các thông số này với lực tác dụng lên cơ cấu biên khuỷu . Vò V¡N NINH 3 Líp : Mtt47®h1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thñy - Với phương pháp này rất khó nghiên cứu các thông số công tác khi động cơ làm việc theo các đường đặc tính điều chỉnh , đặc tính bộ phận đặc tính chong chóng và nghiên cứu ảnh hưởng của điều kiện khai thác tới chất lượng làm việc của động cơ . 1.3 Phương pháp cân bằng năng lượng . Phương pháp tính nhiệt động cơ đốt trong do B.I.Grinhevecki soạn thảo năm 1906 và được E.K.Mazing hoàn thiện tiếp. Phương pháp kinh điển nổi tiếng của Grinhevicki và Mazing được sử dụng rộng rãi trong quá trình nghiên cứu các chu trình thực tế của động cơ đốt trong và đến nay vẫn được sử dụng trong thực tế kỹ thuật và quá trình học tập. Tuy nhiên, để nghiên cứu sâu quá trình công tác của động cơ và để dự đoán thì phương pháp này chưa đủ hoàn thiện do các giả thiết đề ra khi thiết kế như đã nhận xét ở mục 2.1. Động cơ tàu thuỷ hiện đại chủ yếu là động cơ tăng áp bằng tua bin khí xả.các quá trình công tác trong xilanh của động cơ và trong tuabin máy nén có mối liên hệ và phụ thuộc lẫn nhau, điều đó phương pháp Grinhevicki và Mazing không tính đến.Phương pháp không thể xác định đặc tính thay đổi các thông số chủ yếu của quá trình công tác của động cơ theo góc quay trục khuỷu,phụ thuộc vào động lực học toả nhiệt,trao đổi nhiệt với thành xilanh và các thông số điều chỉnh .Vì vậy,phải soạn thảo mô hình toán học mà quá trình công tác cho phép tính đến các yếu tố này và cho phép đánh giá ảnh hưởng của chúng đến đặc tính diễn biến của quá trình công tác,tính kinh tế và tính tin cậy công tác của động cơ.Mô hình toán học các quá trình công tác của động cơ là hệ các phương trình vi phân khép kín.Khi các điều kiện ban đầu và điều kiện biên đã cho, đối với thời điểm bất kì của chu trình hệ phương trình này cũng mô tả mối quan hệ giữa đặc tính thay đổi các thông số quá trình công tác với sự thay đổi năng lượng, khối lượng và các thông số kết cấu của động cơ. Hiện nay hai phương pháp tính quá trình công tác của động cơ đốt trong được sử dụng rộng rãi:Phương pháp cân bằng thể tích do H.M.Glagolev thiết lập và phươg pháp cân bằng năng lượng do B.M.Gôntrar thiết lập. Trong đề tài sử dụng phương pháp cân bằng năng lượng để nghiên cứu. Để áp dụng phương pháp này phải giả thiết môi chất trong thể tích công tác của xilanh tại thời điểm bất kì đều ở trạng thái cân bằng,nghĩa là một hệ thống nhiệt cân bằng.Nếu bỏ sự rò lọt môi chất qua xecmăng trong quá trình nén và giãn nở thỉ hệ thống nhiệt động là hệ kín. Như vậy,với phương pháp này thì môi chất trong thể tích làm việc của xilanh trong các quá trình của chu trình luôn luôn tuân theo định luật nhiệt động thứ nhất :nhiệt lượng cấp cho chu trình dung để thay đổi năng lượng và sinh công.Dưới đây ta xét phương trình cân bằng năng lượng của môi chất trong thể tích làm việc của xilanh trong quá trình nén ,cháy và giãn nở. Phương trình cân bằng năng lượng của môi chất được biểu diễn qua công thức: ϕϕϕ d dL d dU d dQ += (2.1) Vò V¡N NINH 4 Líp : Mtt47®h1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thñy ϕ d dQ : Lượng nhiệt cấp cho môi chất theo góc quay của trục khuỷu (kj/ 0 TK) ϕ d dU : Độ thay đổi nội năng của môi chất theo góc của trục khuỷu (kj/ 0 TK) ϕ d dL : Độ thay đổi công theo góc quay của trục khuỷu (kj/ 0 TK) ϕ : Góc quay của trục khuỷu thay đổi từ 0 đến ϕ ct (kết thúc chu trình ) được tính từ điểm chết trên lúc bắt đầu quá trình nạp (để đơn giản hoá nhưng không ảnh hưởng nhiều đến kết quả tính toán trong đề tài chỉ xét đến quá trình từ 180 0 đến 540 0 ),rad. Từ sự phụ thuộc nhiệt động học đã biết có thể tính đến biến thiên nội năng của môi chất theo công thức sau : ϕϕϕ d dm u d dT Cm d dU v += (2.2) Độ thay đổi công tính theo công thức : ϕϕ d dV P d dL .= (2.3) m : là khối lượng của môi chất công tác ,kg C v : nhiệt dung riêng đẳng tích ,kj/kg.K u : nội năng đơn vị của môi chất công tác ,kj/kg p : áp suất môi chất trong xilanh ,kpa V : thể tích môi chất công tác (thể tích công tác của xilanh ứng với vị trí piston, tính theo công thức mục 2.3),m 3 Nội năng đơn vị của môi chất công tác : ∫ = 0 .dTCu v (2.4) a) Sự thay đổi các thông số môi chất trong quá trình nén. Trong quá trình nén không có quá trình trao đổi khí nên trong phương trình (2.2) ,0. = ϕ d dm u môi chất công tác gồm không khí sạch và khí sót , nên (2.2) có dạng : ( ) ϕϕ d dT CmCm d dU vrrvkk += (2.5) C v = a + b.T :nhiệt dung riêng của không khí ,a = 19,88;b = 0,00275. C vr = a + b.T : nhiệt dung riêng của sản vật cháy “sạch”a = 21,81;b = 0,003853. Phần lớn thời gian của quá trình nén và các chi tiết tiếp xúc với môi chất công tác truyền nhiệt cho môi chất,nhiệt lượng này có thể tính theo công thức : ( ) ϕ τ α ϕϕ ω d d FTT dQ d dQ vxkcvxvk d −== (2.6) vk α : hệ số truyền nhiệt từ vách tới môi chất theo góc quay của trục khuỷu và bề mặt trao đổi nhiệt được tính như mc α ,KW/m 2 K T vx : nhiệt độ trung bình vách sau một chu trình , ở chế độ định mức T vx = 400…480 0 K Vò V¡N NINH 5 Líp : Mtt47®h1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thñy F vx : diện tích bề mặt trao đổi nhiệt ,tính theo (2.10),m 2 τ : thời gian trao đổi nhiệt ,s. Với nd d .6 1 = ϕ τ nên: ( ) n F TT dQ d dQ vx kcvxvk .6 d −== α ϕϕ ω (2.7) b) Sự thayđổi các thông số môi chất trong quá trình cháy . Quá trình cháy bắt đầu khi góc quay trục khuỷu ϕ bằng góc bắt đầu cháy nhiên liệu θ,góc được xác định : ifS ϕϕθ += (2.8) fS ϕ : Góc phun sớm nhiên liệu ,lấy theo lí lịch động cơ , 0 TK; i ϕ : Góc cháy trì hoãn ,tính theo (2.23), 0 TK Sản vật cháy tạo thành làm tăng khối lượng môi chất công tác theo công thức : ϕϕ d dx g d dm ct = (2.9) g ct : lượng nhiên liệu phun vào xilanh trong một chu trình ,(kg/ch.t) ϕ d dx : Tốc độ cháy tương đối được tính theo công thức thực nghiệm I.I Vibe(2.47) Trong quá trình cháy khối lượng không khi giảm xuống : G bt = G b -G 0 .g ct .x (2.10) Và lượng sản vật cháy tăng lên : m kcx m r +g ct .x + G o .g ct .x (2.11) x = ∫ ϕ ϕ ϕ o d d dx . : % nhiên liệu cháy ứng với thời điểm xét . ( ) ∫ + + ++= dT CG CmCG d dx g d dT CmCG d dU vkcbx vkckcxvkkbx ctvkckcxvkkbx . ϕϕϕ (2.12) Lượng nhiên liệu cấp cho môi chất công tác bằng tổng lượng nhiệt nhận được từ vách và nhiệt lượng do cháy lượng nhiên liệu cấp cho chu trình . ϕϕϕ ω d dQ d dQ d dQ x += (2.13) Lượng nhiệt toả ra do cháy phần nhiên liệu cấp ,kW/kg. ϕϕ d dx gQ d dQ ctH x = ( 2.14) ϕ ω d dQ tính theo công thức (2.7). c) Sự thay đổi thông số các môi chất trong quá trình giãn nở . Trong quá trình giãn nở kết thúc quá trình cấp nhiên liệu vào trong xilanh nên số hạng thứ 2 vế phải ( 2.12) bằng không .còn khối lượng sản vật cháy không đổi cho đến khi mở cửa thải . Trong quá trình này phần nhiệt truyền từ môi chất cho vách theo công thức (2.7). Dựa vào phương trình nói trên sẽ xác định được áp suất môi chất công tác và từ đó tính được nhiệt độ theo phương trình trạng thái của môi chất. Như vậy ,trên cơ sở phương trình định luật nhiệt động thứ nhất sẽ xác định được áp suất và nhiệt độ của môi chất công tác tại thời điểm bất kì của chu trình, đó là cơ sở tính các thông số công tác của chu trình . Vò V¡N NINH 6 Líp : Mtt47®h1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thñy Tuy nhiên vận dụng phương pháp này vào việc xây dựng các mô hình và lập chương trình tính toán không phải đơn giản. Vói phương pháp này còn lại một số tồn tại : chưa tínhđến ảnh hưởng của chất lượng phun sương và hoà trộn hỗn hợp công tác; trạng thái kỹ thuật của động cơ nói chung và sự hao mòn các chi tiết chuyển động tương đối với nhau ; loại dầu bôi trơn; mối quan hệ giữa chất lượng chu trình công tác với hệ thống tự động điều chỉnh cấp nhiên liệu ;mối quan hệ phụ tải và mô men quay . 1.4 Lựa chọn công thức bổ sung tính chu trình công tác của động cơ Diesel theo phương pháp cân bằng năng lượng : Để xây dựng thuật toán và lập chương trình tính toán trên cơ sơ phương trình (2.1) thì ngoài công thức chủ yếu trong mục 2.2 cần lựa chọn bổ sung các công thức trong các tài liệu về tính chu trình công tác của động cơ . Sau đây là công thức bổ trợ: - Tốc độ trung bình của piston :cm , m/s; C m = 30 .ns (2.15) s : là hành trình của piston, m ; n : là vòng quay của động cơ ,v/p. - Tốc độ lớn nhất của piston khi nạp qua xupap nạp ,m/s. kCC m 57,1= ω (2.16) k : tỉ số diện tích đỉnh piston và diện tích lỗ xupap(chọn theo kết cấu của động cơ) - Nhiệt trị thấp của nhiên liệu QH,kj/kg: Q H = 100.[339.C + 1256H – 109(O-S)]- r w .(9H + W) (2.17) r w 2512kj/kg: nhiệt ẩn hoá hơi của nước trong nhiên liệu ứng với áp suất 101.2 kpa. C,H,O,S, W : hàm lượng cácbon ,hidro, oxi ,lưu huỳnh ,nước có trong thành phần nhiên liệu ,%. Với dầu điezel : C = 0,87: H = 0,126, O = 0,004. - Nhiệt độ không khí sau máy nén tăng áp , 0 K k k n n kk TT 1 0 . − = π (2.18) k π : tỷ số tăng áp lấy theo lý lịch của động cơ hoặc động cơ mẫu n k = 1,5 …2 chỉ số nén đa biến trong máy nén. - Nhiệt độ không khí trước xupap nạp : 0 K lmKS TTT ∆−= (2.19) lm T∆ : độ giảm nhiệt độ trong bầu làm mát không khí tăng áp , độ . - Áp suất không khí trước xupáp nạp ,Mpa. lmkkS PPP ∆−= π . (2.20) lm P∆ : độ giảm áp suất trong bầu làm mát không khí tăng áp ,Mpa. P k : Áp suất tăng áp lấy theo lý lịch động cơ hoặc động cơ mẫu ,Mpa. - Áp suât không khí cuối quá trình nạp,Mpa. Vò V¡N NINH 7 Líp : Mtt47®h1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thñy S Sa T C PP 576 100000. 2 2 ω ω −= (2.21) w : hệ số tốc độ - Hệ số khí sót : ( ) ( ) rar r r PPT PtT − ∆+ = . ε γ (2.22) ε : tỷ số nén lý thuyết (lấy theo lý lịch động cơ hoặc động cơ mẫu P r , T r : áp suất và nhiệt độ khí sót ,kpa, 0 K. t∆ = 5…10 o C : độ tăng nhiệt độ không khí do tiếp xúc với vách , độ - Nhiệt độ không khí cuối quá trình nạp Ta, 0 K. r rrS a TtT T γ γ + +∆+ = 1 . (2.23) - Diện tích bề mặt xung quanh thể tích xilanh công tác khi piston ở điểm chết dưới Fo,m 2 . 1 . . 2 . 2 0 − += ε π π SDD F (2.24) D,S đường kính xilanh và hành trình piston ,m. - Diện tích bề mặt các chi tiết tiếp xúc với môi chất công tác F vx ,m 2 . ( ) 2 sin 5,0cos1 ϕλϕπ +−+= SDFF ov (2.25) ϕ : góc quay trục khuỷu , rad. - Thể tích công tác của xilanh V s ,m 3 SDV S 4 1 2 π = (2.26) - Thể tích buồng cháy V c ,m 3 1 1 . − = ε SC VV (2.27) - Thể tích công tác của xilanh khi piston ở điểm chết dưới V a ,m 3 V a = V c + V s (2.28) - Thể tích công tác của xilanh tính theo góc quay trục khuỷu ,m 3 ( ) ϕλϕπ 22 sin 5,0cos1 25,0 +−+= SDVV CVX (2.29) - Khối lượng riêng không khí sau máy nén : 3 /, mkg S ρ S S S TR P . = ρ (2.30) R = 278(kj/kmol.K) - hằng số của không khí . - Lượng không khí khô cần thiết để đốt cháy một kg nhiên liệu L o ,kmol/kg       −++= 32 0 32412 . 21,0 1 SHC L O (2.31) - Hệ số nạp không khí kể đến hàm lượng ẩm : rSa Sa n PT TP γε ε η +− = 1 1 . . . . 1 (2.32) - Hệ số nạp kể đến hàm lượng ẩm d r r rnt ++ + = γ γ ηη 1 1 (2.33) n B G G d = : hàm lượng ẩm là tỷ số giữa lượng không khí khô và hơi nước nạp vào trong xilanh trong một chu trình . Vò V¡N NINH 8 Líp : Mtt47®h1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thñy - Lượng không khí thực tế nạp vào trong xilanh trong một chu trình không kể đến hàm lượng ẩm của không khí ,kg. SnSB VG ρη = (2.34) - Hệ số dư lượng không khí α không kể đến hàm lượng ẩm : 0 .G g G ct B = α (2.35) g ct : lượng cấp nhiên liệu cho động cơ trong một chu trình ,kg. G o : lượng không khí lý thuyết để đốt cháy một kg nhiên liệu ,kg/kg: 00 .LG S µ = S µ = 28,9 kg/kmol - khối lượng của kmol không khí . - Hệ số dư lượng không khí α có kể đến hàm lượng ẩm . d. 61,11 1 + = α α (2.36) - Thời gian cháy trì hoãn τ i tính theo công thức V.X.Xemenov: ( ) 294,0 635,0 4,8217 kfkfm i TPC = τ (2.37) T kf : nhiệt độ môi chất trong xilanh lúc bắt đầu phun nhiên liệu , 0 K. P kf : áp suất môi chất trong xilanh lúc bắt đầu phun nhiên liệu ,kpa. - Hệ số truyền nhiệt từ vách đến ống lót xilanh α cm α cm có thể áp dụng theo các công thức khác nhau phụ thuộc vào loại động cơ.Tất cả các công thức tính hệ số truyền nhiệt từ khí đến vách ống lót xilanh đều là công thức thực nghiệm ứng với điều kiện cụ thể ,vị vậy không thể sử dụng công thức chung áp dụng cho các loại động cơ . Dưới đây là một công thức thực nghiệm tính hệ số truyền nhiệt từ khí đến v v vách ống lót xilanh : + công thức Nuxent áp dụng cho động cơ Diesel thấp tốc : ( ) ( ) ( ) vxkc vxkc mkckccm TT TT CTP − − ++= 44 3 2 .01,0.01,0 .362,0.24,11.151,1 α (3.38) + công thức của Iaklittr sử dụng cho các động cơ cao tốc : ( ) m n kckc n cm CTP .24,11 3,228.922,0 1 += − α (3.39) ( ) kc Tn 5 10.1685,0394,0 − += + công thức tính của Briling – Nuxent dùng cho các động cơ thấp tốc có tăng áp: ( ) ( ) ( ) vxkc vxkc mkckccm TT TT CTP − − ++= 44 3 2 .01,0.01,0 .362,0185,045,2 151,1 α (2.40) + công thức của Briling sử dụng cho các động cơ cao tốc : ( ) mkckccm CTP 185,045,2 151,1 2 += α (2.41) + công thức của Haizenbek sử dụng cho các động cơ Diesel tàu thủy: kckcmcm TPC 47,2 3 = α (2.42) Đối với động cơ Diesel tăng áp sử dụng công thức sau: 4 3 44,2 kkckcmcm PTPC= α + công thức Xemnov sử dụng cho động cơ hai kỳ và bốn kỳ : Vò V¡N NINH 9 Líp : Mtt47®h1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thñy 4 4 3 3 12,1 DCTP mkckccm = α (2.43) + công thức của Pflaum sử dụng cho các động cơ có buồng cháy trước ( ) ( ) ( ) ( ) m C m mkckccm eCf CfTPK .416,05,1 157,23 ' 163,1 −± −±= = α (2.44) dấu + ứng với C m = > 3,6 m/s Đối với nắp xilanh và piston : K ’ = 1,1 + 0,366 . 0 0 P PP k − Đối với ống lót xilanh : K ’ = 1,1 + 0,12 . 0 0 P PP k − + Pflaum cũng đưa ra công thức sau đây với động cơ bốn kỳ có buồng cháy phân cấp và tăng áp : ( ) ( ) [ ] mm CC kckckcm TPPf 025,0.1,1 2 7,5.2,52,6 +− −= α (2.45) Đối với nắp xilanh và piston : ( ) 4/1 .3,2 kk PPf = Đối với ống lót xilanh cũng có thể áp dụng đối với các bề mặt tiếp xúc với khí cháy các loai động cơ có buồng cháy thống nhất : ( ) 3/2 .8,0 kk PPf = Trong các công thức trên : α cm : hệ số truyền nhiệt từ khí đến vách ống lót xilanh ,kW/(m 2 .K) P kc ,P k ,P 0 : áp suất khí cháy ,không khí tăng áp,không khí môi trường ,Mpa C m : tốc độ trung bình piston ,m/s ;D : đường kính xilanh , m. T kc ,T vx :nhiệt độ khí cháy ,nhiệt độ trung bình của vách ống lót xilanh ,K. - Bề mặt trao đổi nhiệt tức thời của vách với môi chất công tác ,m 2       + − += ϕ ε π π S S D D F 1 2 . 2 W¦ (2.46) S ϕ : độ dịch chuyển tức thời của piston, m. S ϕ =       +− ϕ λ ϕ 2 sin. 2 cos1 5,0 S (2.47- Lượng nhiệt toả ra và tốc độ toả nhiệt theo công thức ViBe Phần trăm lượng nhiệt toả ra theo góc quay trục khuỷu x: x =                 − −− +1 0 .908,61 m Z esp ϕ ϕ (2.48) Tốc độ toả nhiệt theo góc quay trục khuỷu :                 + − + = +1 0 .908,0exp 1 .980,6 m ZZ x m d d ϕ ϕ ϕ ϕ (2.49) m : chỉ số đặc trưng cho sự phát triển của sự cháy chọn theo thực nghiệm ,m = 0,3 ÷1 ϕ z : thời gian cháy ϕ z = 50 ÷ 130 0 GQTK θ : góc cháy ban đầu : θ = ϕ fs + ϕ i ϕ fs : góc phun sớm nhiên liệu (lấy theo động cơ hoặc động cơ mẫu ) ϕ i : thời gian cháy trễ của nhiên liệu . Vò V¡N NINH 10 Líp : Mtt47®h1 [...]... am + bmCm : áp suất tổn hao cơ giới ,Mpa: Đối với động cơ có buồng cháy thống nhất : am = 0,088; bm = 0,0118; Đối với động cơ có buồng cháy trước : am = 0,103;bm = 0,015 Đối với động cơ buồng cháy phân cách :am = 0,103;bm = 0,015 - Hiệu suất cơ giới ηn : ηn = Pe/Pi (2.55) - Cơng suất có ích Ne (kw) : Ne = VS i.n.z QH η i η n η m ρ S 60 µ s L0 α (2.56) Hoặc Ne = Ni ηm - Suất tiêu hao nhiên liệu có... Áp suất chỉ thị trung bình Pi ,Mpa : Pi = Li /Vs Li :cơng chỉ thị của chu trình ,kj - Cơng suất chỉ thị ,kW Mi = i.Vs.Pi.n.z/60 i :số xilanh ; z : hệ số kỳ - Suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị ,kg/(kw.h): 3600.PS η n (2.50) (2.51) Gi = µ R.α L T P S 0 S i - Hiệu suất chỉ thị : (2.52) µ S R.α L0 TS Pi Qh PS η n (2.53) ηi = - Áp suất có ích trung bình Pe: (Mpa) Pe = Pi – Pm (2.54) Pm = am + bmCm : áp suất. .. n: - M«men n : Pz a 108.851.13,5 =1361,745 (kG.cm) 2 2 2 2 - HƯ sè chèng n theo chiỊu réng m¸ : Wum = h b = 9,8 38,5 6 6 Muz = = Wum = 616,3 (cm3) M uz - øng st n theo chiỊu réng m¸: σuzm = ¦ W = 1361,745/616,3 um σuzm = 2,2 (kG/cm2) 2 2 - HƯ sè chèng n theo chiỊu dµy m¸ khủu: Wyz= b h = 38,5 9,8 6 6 Wyz = 2421 (cm3) - øng st n theo chiỊu dµy m¸ khủu do ∑ T t¹o nªn: σ uzym = Mx 893 = W yz 2421 σuzym... nhiên liệu có ích ge kg/(kw.h): 3600.η n ρ S ge = µ L α P η S 0 i m ηe = ge = gi / ηm (2.57) hoặc ηe = ηi ηm (2.58) hoặc 3600.1000 QH g ct - Hiệu suất có ích : - Suất tiêu hao nhiên liệu trong một giờ :Bh,kg/h: 60.VS z.n.i.PS η n Bh = µ R.α L T S 0 S hoặc 1.5 kết quả tính tốn : Vò V¡N NINH Líp : Mtt47®h1 11 Bh = ge Ne (2.59) ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thđy -PhÇn II : §éng häc vµ ®éng lùc häc A C¸c... Mtt47®h1 ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thđy -Tèc ®é gãc trung b×nh cđa trơc khủu ω = 17,79 (rad/s) ThĨ tÝch c«ng t¸c cđa xilanh VS = 1 35000 (cm3) 1 TÝnh kh«ng ®ång ®Ịu cđa ®éng c¬ δ = 30 M«men qu¸n tÝnh khèi lỵng cđa nh÷ng phÇn chun ®éng quay J= Vs ( Fmax − Fmin) (KG.cm.s2) 2δω 1 35000( 7.2 + 0.72).30 Thay sè: J = 2.17,79 (1) ⇒ J = 574707,846 (KG.cm.s2) M« men qu¸n tÝnh b¸nh ®µ 2 G0 DDb Jb® = 4g (2) víi : G0... nhiƯt tÝnh theo c«ng thøccđa A.K.KOSTIN: D 10 2 Ts 0,88 ) 0,38 ( Pe.g e ) 1,36.To η H Ps 10 2 q= b.c m 0,5 ( Víi b:hƯ sètÝnh ®Õn sè kú cđa ®éng c¬, víi ®éng c¬ 2 kú b =1,78 Cm : tèc ®é trung b×nh cđa piston Cm = 6,81 [m/s] D: §êng kÝnh xi lanh D = 42 [cm] = 0,42 [m] : HƯ sè n¹p ηH =0,95 ηH Ps,Pe : ¸p st kh«ng khÝ tríc khi vµo xi lanh vµ ¸p st cã Ých ge : st tiªu hao nhiªn liƯu cã Ých [kg/ cv. h] Ts,To... tr¹ng th¸i chÞu lùc cđa c¸c ®iĨm trªn bỊ mỈt cỉ cđa trơc, ®å thÞ nµy thĨ hiƯn tr¹ng th¸i cđa trơc , chØ râ khu vùc chÞu t¶i nhá nhÊt ®Ĩ khoan lç dÇu theo nguyªn t¾c ®¶m b¶o ®a dÇu nhên vµo ỉ trỵt ë vÞ trÝ cã khe hë gi÷a trơc vµ b¹c lµ lín nhÊt t¹i ®ã ¸p st cơc bé lµ bÐ nhÊt lµm cho dÇu nhên lu ®éng dƠ dµng * C¸ch vÏ: + VÏ vßng trßn bÊt kú tỵng trng cho cỉ biªn hay cỉ trơc, chia vßng trßn ®ã thµnh 24 phÇn... -7,27 3,988 12,65 0,096 15,94 5,324 -12,9 a) Cỉ biªn : øng st n: Lùc tiÕp tun lín nhÊt cđa mét xi lanh , biĨu diƠn theo ®¬n vÞ diƯn tÝch piston T = 28,9 (KG/cm2) Lùc tiÕp tun lín nhÊt cđa mét xi lanh : T’ = T.Fp = 28,9 961.625 = 27791(KG) Lùc híng t©m lín nhÊt cđa mét xi lanh biĨu diƠn theo ®¬n vÞ diƯn tÝch ®Ønh piston : Z = 85,3 (KG/cm2) - Lùc híng t©m lín nhÊt cđa mét xi lanh : Z’ = Z.Fp = 85,3 961,625... ThiÕt kÕ m«n häc Diesel tµu thđy -c)M¸ khủu : - M« men n chiỊu réng cđa m¸ khủu do lùc híng t©m g©y ra : Muz’=Z’.a/2= 82026,6.13,5/2 = 503680 (KG.cm) - øng st n theo chiỊu réng m¸ khủu : σ uzm = M 'uz 503680 = = 717 (KG/cm2) Wum 616,3 øng st n theo chiỊu dµy m¸ khủu do m«men xo¾n (M’xb+Mxb’’) sinh ra: σ uzym M ' xb + M ' ' xb 2.10 6 + 3243,52 = = = 727,4(KG/cm2) W yz 2421 Víi Wum vµ Wyz ®· tÝnh ë phÇn... khai triĨn tõ α = 180o ÷ 540o − Bªn ph¶i cđa P-V dùng hƯ to¹ ®é P- α Trơc α ngang víi ®êng Po cđa ®å thÞ c«ng P-V − Tõ ®å thÞ P = f(v) kÕt hỵp víi vßng trßn Brich ta sÏ khai triĨn thµnh ®å thÞ P = f(α) theo c¸c bíc sau : + Díi ®å thÞ P = f(v) ta vÏ nưa vßng trßn t©m O, b¸n kÝnh R′ = Vs 0,125 / µ v = = 31,25 (mm) 2 2 + T O lÊy vỊ phÝa §CD ®iĨm O1 sao cho λ.R ' 0.25 * 31,25 OO1 = = = 3.9 (mm) (gäi lµ ®o¹n . Thiết kế môn học Diesel tàu thủy Đề Bài Thiết kế động cơ Diezen công suất 5000 Cv theo động cơ mẫu 8K42EF(i=8) Nhật bảN Số liệu ban đầu: 1. Mác động cơ: 8K42EF 2. Nớc sản xuất : Nhật Bản 3 trình công tác của động cơ Diesel Để tính chu trình công tác của động cơ cần nghiên cứu ,tính toán các quá trình công tác :nạp,nén,cháy,giãn nở trên cơ sở nhiệm vụ thư thiết kế và động cơ mẫu. cứu và làm rõ được phương pháp thiết kế động cơ Diesel nói chung và động cơ Diesel tàu thuỷ nói riêng đáp ứng được công suất thiết kế và điều kiện làm việc của động cơ. Từ đó có thể áp dụng vào sản