Введемо поправку Брікса, відклавши до низу від центру кола відрізок ОО1. З центра О1 опишемо вільним радіусом дугу ВD. На осі ординат ВО1 (у тому ж масштабі ) відкладемо висоту випускного вікна hbmax і проведемо лінію СD, паралельну осі абсцис. На дузі ВDнанесемо ділення через кожні 5-10° (0,10,20,30 и т.д.) причому кількість отриманих частин повинно бути не менше п’яти і відповідати повному відкриттю випускного вікна. Ординатами h1, h2, h3 и т.д. показана висота вікон при відповідних положеннях кривошипа колінчатого валу (60,50,40 и т.д.). На осі абсцис відкладаємо в вільному масштабі кути повороту колінчатого валу по обидві сторони від нижньої мертвої точки (0,10,20 и т.д.). З отриманих точок проводимо ряд перпендикулярів до пересічення з співпадаючим положеннями верхньої кромки поршня (точки 1,2,3). В результаті цієї побудови отримуємо криву переміщення поршня в залежності від кута повороту колінчатого валу, криві на цих ланках дають залежність висоти відкриття випускних та продувочних вікон від кута повороту колінчатого валу.
Так як ширина вікон (відповідно до умови) по всій їх висоті залишається постійною то отриманий графік представляє собою діаграму часу перерізу, при цьому площа 0-7-0' відноситься до випускних вікон.
Масштаби цих площ відрізняються та визначаються наступним чином. Положення поршня в нижній мертвій точці відповідає максимальне відкриття випускного клапану hb max а відповідно і максимальне прохідне січення Fbmax, м2 . для випускних вікон:
Fbmax = Вb hbmax
Масштаб по осі ординат визначається по формулі для випускних вікон
Таким чином масштаб площі діаграми для випускних вікон:
Діаграма час - перерізу дає можливість визначити необхідний час-перерізу для окремих фаз випуску.
4.5. Зіставлення теоретичного та діючого “час - перерізу” для відповідних фаз газообміну
|
Результати |
|
|
Теоретичні |
Діючі |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4.6. Визначення енергетичних можливостей газової
турбіни та повітряного компресора
4.6.1. Витрата газу через компресор
де 
-теоретичнанеобхіднакількістьповітрядляспалювання 1 кг умовного палива;
-коефіцієнтнадлишкуповітря при спалюванні палива;
φа = 1,25 - коефыцыент продувки цилындру.
4.6.2. Витрата повітря через компресор
4.6.3. Адіабатна робота стискання в компресорі
де 
кг/кг
-показникадіабатидляповітря;
К
-температуранавколишньогосередовища;
МПа
-тискнадувногоповітря;
МПа
-атмосфернийтиск.
Lадк
= 
122,142 кДж/кг
4.6.4. Потужність використана компресором
де Lадк – адіабатна робота стискання
- ККД компресора
4.6.5. Тиск газу перед турбіною
Pт = 0,9 · 0,34 = 0,306 МПа
4.6.6. Температура продуктів згорання після переходу їх із циліндра в колектор
де
К
- температура газу в момент
відкриття випускного клапану;
- показник політропи
розширення;
МПа
-тискгазувмоментвідкриттявипускногоклапану.
4.6.7. Температура газу перед турбіною (після змішування з наддувним повітрям)
де 
К
-температуранадувногоповітрявколекторі;
-коефіцієнтмольногозмінюваннягазівпризгоранніпалива.
4.6.8. Адіабатна робота розширення 1 кг газу у турбіні
де 
-показникадіабатидлягазу.
P0 = 0.105 МПа – тиск газів у газоході до утилізаційного котла
Rz = 0,283 Кдж/кг К – газова стала випускних газів
9. Потужність газової турбіни
де ηадк = 0,75…0,85 – адіабатний ККД турбіни
ηм = 0,97…0,98 – механічний ККД турбіни
Nт = 37, 355 · 213,831 · 0,75 · 0,98 = 5870,941 кВт
10. Надлишкова потужність турбіни
=
ПЕРЕЛІК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ
1. Двигатели МАН B&W модельного ряда МС 50-98. Конструкция, эксплуатация, техническое обслуживание /Возницкий И. В.. — М.: МОРКНИГА, 2008 — 264 с, илл.
2. Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей/В.А. Ваншейдт – Л.: Судостроение 1969.
3. Расчет двигателей внутреннего сгорания: Метод. Указания / С.Г. Ткаченко, В.С. Хоменко, Н.И. Наливайко - Н.: НКИ, 2000.
4. Судовые двигатели внутреннего сгорания: Учебник / Ю.Я. Фомин. А.И. Горбань, В.В. Добровольский, А.И. Лукин и др. - Судостроение 1989.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
