Bài giảng Diesel tàu thủy (Phần 1)

224 trang ngocly 60

Download

Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Bài giảng Diesel tàu thủy (Phần 1)", để tải tài liệu gốc về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Tài liệu đính kèm:

bai_giang_diesel_tau_thuy_phan_1.pdf

Nội dung text: Bài giảng Diesel tàu thủy (Phần 1)

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI TRƯỜNG ĐẠI HỌC HÀNG HẢI BỘ MÔN ĐỘNG LỰC – DIESEL KHOA ĐÓNG TÀU BÀI GIẢNG DIESEL TÀU THUỶ TÊN HỌC PHẦN: DIESEL TÀU THUỶ 1 MÃ HỌC PHẦN: 14105 TRÌNH ĐỘ ĐÀO TẠO: ĐẠI HỌC CHÍNH QUY DÙNG CHO SV NGÀNH: MÁY TÀU THỦY HẢI PHÒNG – 2010
MỤC LỤC STT TÊN CHƯƠNG MỤC TRANG i Mục lục 1 ii Đề cương chi tiết 3 1. Chương 1: Sơ lược về động cơ đốt trong kiểu piston và nguyên lý làm việc 8 1.1 Khái niệm chung về sự làm việc của động cơ 8 1.2 Kết cấu chung của động cơ diesel 9 1.3 Các khái niệm và định nghĩa cơ bản 10 1.4 Nguyên lý làm việc của động cơ 11 1.5 Phân loại và nhãn hiệu động cơ 16 2. Chương 2: Môi chất công tác của chu trình thực tế 20 2.1 Nhiên liệu dùng cho động cơ diesel 20 2.2 Lượng không khí nạp và sản phẩm cháy 28 3. Chương 3: Chu trình lý tưởng của động cơ đốt trong kiểu piston 34 3.1 Các giả thiết và các dạng chu trình lý tưởng của động cơ đốt trong 34 3.2 Chu trình lý tưởng tổng quát 34 3.3 Phân tính chu trình lý tưởng tổng quát 39 4. Chương 4: Các quá trình công tác trong xi lanh động cơ 46 4.1 Quá trình nạp 46 4.2 Quá trình nén 53 4.3 Nhiệt động học quá trình cháy 56 4.4 Quá trình giãn nở 59 5. Chương 5: Các thông số chỉ thị và có ích của động cơ 64 5.1 Các thông số chỉ thị 64 5.2 Các thông số có ích 72 6. Chương 6: Cấp nhiên liệu cho động cơ diesel 76 6.1 Hệ thống cấp nhiên liệu cho động cơ diesel 76 6.2 Điều chỉnh cấp nhiên liệu đối với bơm cao áp dạng van 77 6.3 Điều chỉnh cấp nhiên liệu đối với bơm cao áp kiểu Bôsơ 81 6.4 Kết cấu bơm cao áp và vòi phun 84 1
6.5 Các quá trình thủy động học trong hệ thống cấp nhiên liệu 88 7. Chương 7: Quá trình hòa trộn hỗn hợp và cháy trong động cơ 94 Diesel 7.1 Phun nhiên liệu vào xi lanh động cơ 94 7.2 Các loại buồng cháy và các phương pháp hòa trộn hỗn hợp 106 7.3 Cháy nhiên liệu 111 8. Chương 8: Quá trình trao đổi khí trong động cơ diesel 130 8.1 Các chỉ số chất lượng trao đổi khí 130 8.2 Các quá trình trao đổi khí trong động cơ bốn kỳ 131 8.3 Các quá trình trao đổi khí trong động cơ hai kỳ 134 9. Chương 9: Các phương pháp tăng công suất động cơ diesel 148 9.1 Phân tích các phương pháp tăng công suất động cơ diesel 148 9.2 Các sơ đồ tăng áp 150 9.3 Sử dụng năng lượng khí xả và phân tích các hệ thống tăng áp 154 9.4 Tăng áp động cơ diesel 4 kỳ 159 9.5 Tăng áp động cơ diesel 2 kỳ 161 9.6 Làm mát không khí tăng áp 164 10. Chương 10: Trao đổi nhiệt và ứng suất nhiệt trong động cơ diesel 168 10.1 Trao đổi nhiệt giữa môi chất công tác với vách ống lót xi lanh và với 168 nước làm mát 10.2 Các chỉ tiêu ứng suất nhiệt 173 10.3 Ảnh hưởng của các yếu tố kết cấu và khai thác đến ứng suất nhiệt 178 10.4 Cân bằng nhiệt động cơ diesel 185 11. Chương 11: Mô hình toán quá trình công tác của động cơ diesel 191 11.1 Phương pháp tính các quá trình công tác của động cơ diesel 191 11.2 Sơ đồ khối tính chu trình công tác của động cơ – máy nén – tua bin khí 195 xả 12. Chương 12: Các chế độ làm việc và đặc tính của động cơ diesel tàu 208 thuỷ 12.1 Khái niệm 208 12.2 Các đường đặc tính tải 209 12.3 Các đường đặc tính tốc độ 212 Đề thi tham khảo kết thúc học phần 228 2
Chương 1 SƠ LƯỢC VỀ ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG KIỂU PISTON VÀ NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC 1.1. KHÁI NIỆM CHUNG VỀ SỰ LÀM VIỆC CỦA ĐỘNG CƠ Động cơ đốt trong kiểu piston là động cơ nhiệt, nhiệt truyền cho môi chất công tác do đốt cháy nhiên liệu trong buồng cháy, hoá năng của nhiên liệu được biến thành công cơ học ngay trong xi lanh. Không khí hay hỗn hợp không khí với nhiên liệu trong giai đoạn thứ nhất (nạp và nén) được gọi là môi chất công tác; giai đoạn hai: sau khi bốc cháy nhiên liệu sản phẩm cháy của nhiên liệu với ô xy của không khí được gọi là sản vật cháy; sản vật cháy giản nở và sinh công. So với các loại động cơ nhiệt khác động cơ đốt trong kiểu piston có tính ưu việt: - nguồn nhiệt được tạo thành ngay trong xi lanh động cơ nên giảm tổn thất nhiệt cho bề mặt làm mát; - trong chu trình công tác của ĐCĐT các thông số của môi chất công tác thay đổi liên tục và giới hạn trên lớn. Động cơ diesel cũng là một loại động cơ đốt trong kiểu piston, trong đó quá trình cấp nhiên liệu, hòa trộn hỗn hợp và cháy được thực hiện chủ yếu trong thể tích buồng cháy động cơ. Hầu hết động cơ diesel tàu thuỷ hiện đại đều là động cơ tăng áp, không khí được nạp cưỡng bức vào xi lanh động cơ. Nhờ vậy đảm bảo lượng không khí nạp vào các xi lanh, nên tăng được lượng nhiên liệu cấp cho một chu trình, bởi thế công suất có ích của động cơ tăng lên. Khi áp dụng phương pháp tăng áp cho động cơ diesel tàu thuỷ người ta có tính đến năng lượng của khí xả giản nở tiếp tục trên cánh tua bin và nén khí trong máy nén do tua bin dẫn động. Nghiên cứu quá trình công tác của động cơ thấy rõ sự giản nở tiếp tục của khí trên cánh tua bin (dùng tua bin để tận dụng năng lượng khí thải) và nén không khí phía ngoài xi lanh sẽ tăng hiệu quả biến nhiệt năng của khí thành công có ích. Quá trình biến đổi nhiệt năng thành công cơ học trong xi lanh với các thông số của môi chất cao làm giảm tổn thất nhiệt của chu trình công tác, vì vậy hiệu suất nhiệt và tính kinh tế về nhiên liệu tăng lên. Tổ hợp gồm động cơ piston, máy nén, tua bin, làm mát trung gian có ảnh hưởng tốt đến các quá trình nhiệt và khí động học và đó cũng là chu trình của động cơ diesel tàu thuỷ. Trên hình1.1 trình bày sơ đồ nguyên lý động cơ Hình.1.1. Sơ đồ nguyên lý của động cơ diesel tàu thủy có guốc trượt, tăng áp hỗn hợp, làm mát điezen 2 kỳ có guốc trượt, tăng áp. không khí trung gian. Sản phẩm cháy sau khi sinh công MN-máy nén; TB-tua bin; K-ống xả; chỉ thị Li trong xi lanh được xả vào đường ống xả K (áp BLM-bầu làm mát không khí tăng áp; p0, suất không đổi), tiếp tục giản nở trên cánh tua bin đẳng T0-áp suất, nhiệt độ không khí trước cửa áp. hút máy nén; pk, Tk-áp suất, nhiệt độ Đối với động cơ diesel tàu thuỷ lớn nhiệt năng của không khí sau máy nén; ps, Ts-áp suất, khí sau tua bin được tận dụng trong các nồi hơi tận nhiệt độ không khí trước cửa nạp động cơ; dụng. Hơi nước sinh ra trong các nồi hơi được sử dụng pmax, Vmin, Tmax- áp suất, thể tích, nhiệt độ trong các thiết bị tua bin hơi, vì thế tính kinh tế của môi chất cuối quá trình nén trong xi lanh thiết bị năng lượng được tăng lên. động cơ; pmin, Vmax, Tmin- áp suất, thể tích, nhiệt độ sản vật cháy sau khi xả ra khỏi xi lanh động cơ. 8
Máy nén (MN) do tua bin (TB) dẫn động nén không khí đến áp suất qui định, được làm mát trung gian tại bầu làm mát và nạp vào đường ống nạp, sau đó nạp vào xi lanh. 1.2. KẾT CẤU CHUNG ĐỘNG CƠ DIESEL Động cơ bao gồm các chi tiết cố định, các chi tiết chuyển động, cơ cấu phối khí và các hệ thống đảm bảo sự làm việc của nó cũng như các cơ cấu phụ và thiết bị (thiết bị điều khiển, điều chỉnh tự động, tổ hợp tăng áp và các thiết bị khác). 1.2.1. Các chi tiết cố định Các chi tiết cố định gồm: bệ, khung, khối xi lanh, nắp và các chi tiết liên kết chúng với nhau. Bệ động cơ được bắt chặt với khung bệ trong buồng máy. Trục khuỷu được đặt trên các ổ đỡ, các ổ đỡ trục khuỷu được bố trí trên khung bệ động cơ. Đối với động cơ nhỏ ổ đỡ trục khuỷu được đúc rời từng chiếc gọi là ổ đỡ treo, với động cơ lớn ổ đỡ được chế tạo bằng cách hàn hoặc đúc ngay trên bệ đỡ. Với khung kín thì phần dưới của ổ đỡ nó có bố trí máng lót. Phần dưới các máng lót có bố trí các lỗ cấp dầu bôi trơn. Với các khung hở máng lót được chế tạo rời bằng thép tấm và lắp ghép với phần dưới khung bằng các guzông. Phần dưới của khung bệ dùng làm thùng góp dầu chảy từ các chi tiết chuyển động xuống (gọi là các te). Khung thân đặt trên khung bệ được chế tạo bằng cách đúc từ gang hoặc thép, có thể hàn từ các tấm thép. Khung thân động cơ thấp tốc được chế tạo thành các khối riêng và được lắp ghép lại với nhau theo dạng chữ A hoặc dạng khối. Xi lanh được bố trí trong khung thân. Khoảng giữa các khung thân được che kín bằng các nắp thép, đối với động cơ lớn trên các nắp có bố trí cửa kiểm tra và van an toàn tránh áp suất cao trong các te. Các te là phần không gian phía dưới của khung bệ và khung thân thường dùng để chứa dầu bôi trơn tuần hoàn. Với các kết cấu hiện đại khung thân được chế tạo thành khối hoặc một khối để nâng cao độ vững chắc của các te. Xi lanh gồm vỏ bọc phía ngoài và ống lót phía trong. Ống lót xi lanh được ép vào sơ mi xi lanh, giữa chúng là khoang trống cho nước tuần hoàn. Ống lót thường được chế tạo từ gang kết cấu Peclít hay gang có mạ Crôm và Niken. Xi lanh được chế tạo riêng biệt hoặc đúc thành khối (phụ thuộc vào loại động cơ). Xi lanh, thân và bệ được liên kết với nhau bằng các bu lông dài. Do áp lực khí lên buồng cháy nên khung động cơ chịu kéo, dùng bu lông liên kết nối xi lanh, thân, bệ cho phép giảm lực kéo của chúng. Các bu lông liên kết siết chặt với lực lớn hơn so với lực phát sinh của khí cháy sinh ra trong xi lanh, do đó khối xi lanh và khung thân chịu nén. Nắp xi lanh dùng để đóng kín thể tích công tác, nắp xi lanh có bố trí xupáp nạp, xả, khởi động, an toàn, vòi phun nhiên liệu, van chỉ thị. Nắp xi lanh có kết cấu phức tạp, có các khoang trống để nước tuần hoàn, các gân tăng độ bền và các lỗ để lắp với các đường ống khác. Nắp chịu ứng suất nhiệt và cơ lớn, bởi thế vật liệu để chế tạo nó cần phải có giới hạn bền và hệ số dẫn nhiệt cao, hệ số giản dài nhỏ, chịu nhiệt tốt. 1.2.2. Các chi tiết chuyển động Với động cơ có đầu chữ thập các chi tiết chuyển động chủ yếu gồm: piston và các chi tiết lắp trên nó, thanh nối, đầu chữ thập, biên, trục khuỷu, bánh đà, với động cơ hình thùng không có thanh nối và đầu chữ thập. Piston là chi tiết tiếp nhận lực khí cháy và truyền lực đến biên, trục khuỷu. Piston làm việc trong điều kiện chịu lực nặng nề, chịu nhiệt cao. Thể tích công tác được bao bởi đáy nắp xi lanh, đỉnh piston và phần bề mặt làm việc của xi lanh khi piston ở điểm chết trên gọi là buồng cháy nhiên liệu. Về mặt kết cấu và công nghệ chế tạo thì 9
piston là chi tiết phức tạp, kim loại dùng để chế tạo piston cần phải đảm bảo cơ tính khi nhiệt độ cao truyền nhiệt và chịu mòn tốt. Piston gồm phần đầu và phần dẫn hướng. Đỉnh và bề mặt bên bố trí tại phần đầu piston. Trên bề mặt bên bố trí các rãnh xéc măng khí và xéc măng dầu. Với động cơ thấp tốc tải lớn phần đầu piston thường được chế tạo từ thép chịu nhiệt, phần dẫn hướng thường được chế tạo từ gang hoặc hợp kim nhôm. Xéc măng khí đảm bảo làm kín và truyền nhiệt từ đầu piston đến bề mặt ống lót xi lanh. Để đảm bảo kín khí phụ thuộc vào loại động cơ thường bố trí từ 2-7 xéc măng phía trên cùng, phần còn lại bố trí xéc măng dầu dùng để gạt dầu bôi trơn và tăng tính tin cậy làm việc của nhóm piston. Piston các động cơ thấp tốc và một số động cơ trung tốc được làm mát bằng nước hoặc dầu tuần hoàn. Cán piston được chế tạo từ thép các bon dùng để nối piston với đầu chữ thập, lực khí cháy từ piston truyền đến cơ cấu biên khuỷu thông qua biên (thanh truyền). Đầu chữ thập nối cán với đầu nhỏ biên tiếp nhận lực đẩy ngang và truyền nó cho bệ trượt. Đầu chữ thập đảm bảo chuyển động thẳng đứng của piston, nên làm giảm độ mài mòn ống lót xi lanh. Biên được chế tạo từ thép các bon hoặc thép hợp kim, biến chuyển động tịnh tiến của piston thành chuyển động quay của trục khuỷu, truyền lực từ piston đến trục khuỷu, nối liền với cổ biên thông qua bạc đỡ. Trục khuỷu là một trong các chi tiết quan trọng nhất, đắt tiền và chế tạo phức tạp. Công suất có ích do động cơ sinh ra được đo trên mặt bích ra của trục khuỷu. Mô men quay truyền cho chong chóng thông qua hệ trục hay thiết bị nhận lực khác. Trục khuỷu chịu lực uốn, xoắn lớn, các lực này luôn luôn thay đổi về dấu và trị số, vì thế để chế tạo trục khuỷu người ta dùng thép và gang chất lượng cao. Trục khuỷu động cơ thấp tốc công suất lớn được tính toán để suốt thời gian làm việc không phải sưả chữa lớn, khoảng 60÷80 nghìn giờ và hơn, nghĩa là trong suốt thời gian làm việc của tàu. Bánh đà được lắp ráp ở phần cuối trục khuỷu, có khối lượng lớn, dùng để duy trì mức độ không đồng đều đã cho của trục khuỷu và hệ trục, tích luỹ công dư trong hành trình sinh công của piston và giải phóng cho hệ trục trong các hành trình tiêu tốn công. Với các động cơ tàu thuỷ thấp tốc nhiều xi lanh thì bánh răng lắp ráp trên trục có công dụng như bánh đà. Các chi tiết của cơ cấu phối khí. Trục phối khí được trục khuỷu dẫn động thông qua hệ thống bánh răng hay xích truyền động, trên trục phối khí có bố trí cam phối khí và cam nhiên liệu đảm bảo điều khiển xupáp nạp, xả, phun nhiên liệu đúng thời điểm và theo thứ tự đã xác định trong hành trình tiến cũng như lùi. 1.2.3. Các hệ thống Để đảm bảo quá trình làm việc của động cơ dùng các hệ thống sau đây: - Hệ thống nhiên liệu: dùng để chuẩn bị nhiên liệu và cấp vào xi lanh đúng thời điểm với lượng xác định. - Hệ thống dầu nhờn: cấp dầu bôi trơn cho bề mặt làm việc các chi tiết chuyển động tương đối với nhau và làm mát các chi tiết này. - Hệ thống làm mát: dùng để làm mát các chi tiết và các cơ cấu có nhiệt độ cao. - Hệ thống khí nén: dùng để khởi động và hãm động cơ. - Hệ thống đảo chiều: dùng để đảo chiều quay trục khuỷu. - Hệ thống nạp thải: dùng để đảm bảo lượng không khí cấp vào xi lanh động cơ và xả sạch sản vật cháy. 1.3. CÁC KHÁI NIỆM VÀ ĐỊNH NGHĨA CƠ BẢN Trong động cơ diesel hoá năng của nhiên liệu trong quá trình cháy biến thành nhiệt năng, nhiệt năng biến thành công cơ học trực tiếp trong xi lanh. Khí cháy nhiên liệu có áp suất và nhiệt độ cao giản nở và truyền áp lực lên piston, piston dịch chuyển trong xi lanh. Chuyển động tịnh tiến của 10
piston trong xi lanh biến thành chuyển động quay trục khuỷu nhờ cơ cấu biên khuỷu. Khi trục khuỷu quay piston thực hiện chuyển động tịnh tiến trong xi lanh và lần lượt nằm tại các vị trí trên và dưới, các vị trí đó được gọi là điểm chết trên và điểm chết dưới. Điểm chết trên (ĐCT) là vị trí của piston, tại đó khoảng cách từ piston đến đường tâm trục khuỷu là lớn nhất. Điểm chết dưới (ĐCD) là vị trí của piston, tại đó khoảng cách từ piston đến đường tâm trục khuỷu là nhỏ nhất. Các kích thước hình học chủ yếu của xi lanh động cơ là đường kính D và hành trình S của piston. Hành trình S của piston là khoảng cách piston dịch chuyển từ điểm chết này đến điểm chết kia. Mỗi hành trình của piston tương ứng với góc quay trục khuỷu ϕ =1800. Bán kính quay của khuỷu trục r là khoảng cách từ tâm cổ biên tới tâm cổ trục khuỷu. S=2r (S và r là 2 đại lượng không thay đổi). Thể tích buồng cháy (thể tích buồng nén) Vc là thể tích xi lanh khi piston nằm tại ĐCT. Thể tích công tác của xi lanh là thể tích được tạo thành khi piston thực hiện 1 hành trình: Vs = πD2S/4. Thể tích toàn bộ của piston: khi piston nằm ở ĐCD thể tích xi lanh được hình thành phía trên piston được gọi là thể tích toàn bộ của piston: Va= Vc + Vs . Tỷ số nén hình học: tỷ số giữa thể tích toàn bộ của xi lanh với thể tích buồng cháy được gọi là tỷ số nén lý thuyết hay tỷ số nén hình học, tỷ số nén: ε=Va/Vc. Chu trình công tác: toàn bộ các quá trình liên tục tạo nên sự hoạt động của động cơ và các quá trình lặp lại có tính chu kỳ trong mỗi xi lanh được gọi là chu trình công tác. Thì: một phần chu trình công tác diễn ra trong khoảng một hành trình S của piston gọi là thì hay kì. Chu trình công tác của động cơ đốt trong kiểu piston được thực hiện sau một hoặc hai vòng quay trục khuỷu. Với động cơ hai kỳ chu trình công tác thực hiện sau một vòng quay trục khuỷu (hai thì), với động cơ bốn kỳ chu trình công tác hoàn thành sau hai vòng quay trục khuỷu (bốn thì). Với động cơ bốn kỳ ứng với bốn hành trình piston có một hành trình sinh công, còn động cơ hai kỳ với hai hành trình có một hành trình sinh công. Các hành trình không sinh công gọi là các hành trình phụ, các hành trình này được thực hiện nhờ động năng của phần chuyển động quay của động cơ hay hành trình sinh công của các xi lanh khác (trong động cơ nhiều xi lanh). 1.4. NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA ĐỘNG CƠ 1.4.1. Động cơ diesel bốn kỳ Sơ đồ các quá trình của chu trình công tác của động cơ được biểu diễn trên đồ thị p- V, đó là sơ đồ thay đổi áp suất trong xi lanh cùng với sự thay đổi thể tích của nó tương ứng với sự thay đổi hành trình piston từ ĐCT đến ĐCD và ngược lại ứng với các thì đã xác định của động cơ. Thì thứ nhất- nạp (hình.1.2.a). Piston chuyển động từ ĐCT đến ĐCD. Không khí có áp suất pk=130÷390 kPa được máy nén cấp vào xi lanh qua xupáp nạp 1. Để đảm bảo lượng không khí nạp vào xi lanh lớn nhất với tổn thất áp suất nhỏ xupáp nạp được mở trước khi piston đến ĐCT với góc mở sớm xupáp nạp ϕns và đóng muộn với góc đóng muộn sau ĐCD ϕnm. Góc toàn bộ ứng với xupáp 0 nạp ở trạng thái mở ϕn=250÷280 TK (góc quay trục khuỷu). Trên đồ thị quá trình nạp ứng với đường 0 r-a. Ở cuối quá trình nạp không khí trong xi lanh đạt trị số pa=130÷390 kPa, ta=40÷130 C. - Thì thứ 2- nén (hình.1.2.b). Piston chuyển động từ ĐCD đến ĐCT nén không khí trong xi lanh . Quá trình nén được tính toán sao cho các thông số khí được nén đến giá trị đảm bảo bốc cháy nhiên liệu. Áp suất và nhiệt độ không khí cuối quá trình nén tăng lên đến giá trị pc = 4500÷8000 kPa; tc = 530÷7300C. Khi đó nhiệt độ của khí nén cao hơn nhiệt độ tự bốc cháy của nhiên liệu từ 160÷2000C. Quá trình nén được biểu thị bằng đường cong a-c trên đồ thị chỉ thị. 11
- Thì thứ 3- cháy và giản nở (hình.1.2.c). Nhiên liệu được phun sớm vào xi lanh trước khi piston đến điểm chết trên. Góc phun sớm được tính toán, lựa chọn để các phản ứng lý hoá của nhiên liệu được diễn ra sao cho hỗn hợp bốc cháy khi piston ở ĐCT. Đoạn đồ thị c-z ứng với thời kỳ cháy nhiên liệu. Do cháy nhiên liệu tại ĐCT áp suất môi chất tăng lên tới pz=6000÷14000 kPa và nhiệt độ 0 tz=1450÷1730 C. Đường z’ - b trên đồ thị ứng với quá trình giãn nở. Cuối quá trình giãn nở (điểm b) 0 áp suất và nhiệt độ khí cháy giảm : pb=350÷800 kPa, tc=630÷930 C. - Thì thứ 4 - xả (hình 1.2.e) . Piston dịch chuyển từ ĐCT đến ĐCD. Quá trình xả được bắt đầu từ thời điểm mở xupáp xả 2. Xupáp xả được mở trước khi piston đến ĐCD gọi là góc mở sớm ϕms, Hình. 1.2. Sơ đồ quá trình công tác của động cơ 4 kỳ. a-hành trình nạp; b-hành trình nén; c-hành trình cháy và giãn nở; d-hành trình xả; 1. xupáp hút; 2. xupáp xả. 12
nhờ vậy làm sạch sản vật cháy trong xi lanh tốt hơn. Khí xả tiếp tục xả ra trong suốt hành trình xả và Hình 1.3. Đồ thị chỉ thị mở (a) và đồ thị pha phối khí (b) của động cơ 4 kỳ. r’a’-quá trình nạp;a’c’-quá trình nén;c’y’z’b’-quá trình cháy và giãn nở; r’r’’-quá trình trùng điệp; hc-góc phun sớm;c’c-góc bắt đầu cháy;hc’-góc cháy trì hoãn;fx, fn-tiết diện lưu thông cửa xả và cửa nạp. r-a -nạp, a-c -nén, c-b -cháy nhiên liệu và giãn nở sản phẩm cháy, b-r -hành trình xả. kết thúc khi đóng xupáp xả sau ĐCT. Góc đóng muộn so với ĐCT khoảng 40÷700TK. Quá trình xả khí trong xi lanh tương ứng với đường b-r. Trên đồ thị khí xả được giãn nở, sinh công trong tua bin và năng lượng của chúng được sử dụng để dẫn động máy nén, nén không khí trước khi nạp vào xilanh. Trên hình vẽ trình bày toàn bộ đồ thị chỉ thị quá trình làm việc của động cơ bốn kỳ có tăng áp. Gồm các quá trình : r-a -nạp, a-c -nén, c-b -cháy nhiên liệu và giãn nở sản phẩm cháy, b-r -xả sản vậ t cháy. Để phân tích, nghiên cứu mối quan hệ giữa các quá trình cũng như giữa các thời điểm đặc trưng trong chu trình công tác của động cơ có thể biểu diễn đồ thị chỉ thị và pha phối khí trên hệ tọa độ mở p-ϕ (hình 1.3). 1.4.2. Động cơ diesel hai kỳ 13
Với động cơ hai kỳ nạp không khí vào xi lanh và làm sạch sản vật cháy được thực hiện ở cuối quá trình giãn nở và đầu quá trình nén. Khí xả được xả ra qua các cửa xả ở phần dưới xi lanh hoặc qua các xupáp xả trên nắp xi lanh (với động cơ quét thẳng qua xupáp ). Không khí có áp suất 150÷330 kPa nạp vào xi lanh qua cửa quét, các cửa này cũng được bố trí ở phần dưới của xilanh. Piston điều khiển việc đóng mở các cửa. Chu trình công tác của động cơ được thực hiện như sau. - Thì 1- quét và nén (hình 1.4.a). Khi piston dịch chuyển đến ĐCD các cửa quét 1 được mở ra, không khí tăng áp từ đường ống 3 được nạp vào xi lanh, thì nén được bắt đầu khi piston chuyển dịch từ ĐCD đến ĐCT. Lúc bắt đầu hành trình này việc quét và xả sản vật cháy vẫn được tiếp tục, sản vật cháy được xả qua các cửa xả 2 vào đường ống xả 4. Kết thúc quét và nạp không khí vào xi lanh tại thời điểm đóng các cửa quét và xả (đoạn a-a’ trên đồ thị). Sau khi đóng cơ cấu trao đổi khí quá trình nén bắt đầu (đường a-c). Quá trình này kết thúc khi piston đến ĐCT. Ở cuối quá trình nén áp suất, 0 nhiệt độ không khí nén tăng lên pc=4,5÷7,5 MPa, t0=530÷730 C. - Thì thứ 2 - cháy, giãn nở, xả và quét (hình 1.4.b) ứng với hành trình của piston từ ĐCT đến ĐCD. Trước khi piston đến ĐCT (khi ϕ=3÷350 phụ thuộc loại động cơ) nhiên liệu được phun vào xilanh, nhiên liệu tự bốc cháy và cháy (đường c-z). Dưới tác dụng của áp lực khí cháy piston dịch chuyển đến ĐCD, thực hiện quá trình giãn nở (hành trình sinh công), tương ứng đường z-a’ trên đồ thị. Tại thời điểm mở các cửa xả 65÷750 trước ĐCD (với phương án xả qua xupáp khoảng 80÷900 trước ĐCD) bắt đầu xả sản vật cháy (điểm b) từ xi lanh vào đường ống xả 4, từ đó khí xả nạp vào tua bin khí xả, nhờ vậy áp suất khí trong xi lanh giảm nhanh. Cửa quét 1 được mở ra sau khi mép trên piston đi qua mép trên cửa quét trong hành trình đi xuống, khi đó áp suất khí xả trong xi lanh bằng hoặc nhỏ hơn áp suất khí nạp tăng áp. Từ thời điểm mở các cửa quét việc quét và nạp khí sạch vào xi lanh được bắt đầu. Quá trình quét được tiếp tục cho Hình1.4.Sơ đồ quá trình công tác của động cơ 2 kỳ. a. hành trình quét, nén; b. hành trình cháy giãn nở, xả, quét. đến khi piston dịch chuyển ngược lại đi lên ĐCT và đóng các cửa quét. Trên đồ thị chỉ thị (hình 1.4.b) mô tả các quá trình đặc trưng cho chu trình công tác. Đoạn a-c - nén, c-z - cháy nhiên liệu, z-b - giãn nở (sinh công), b-a’-a - trao đổi khí. Theo đồ thị có thể phân ra các thể tích đặc trưng của xi lanh được dùng trong các quá trình của chu trình công tác; Vs-thể tích làm việc; Vc- thể tích buồng cháy; Vs’-thể tích công tác thực tế, được tính từ thời điểm bắt đầu nén đến ĐCT; ΔVS - thể tích tổn thất phụ thuộc vào chiều cao cửa nạp và thải; Va- thể tích toàn bộ. Đồ thị chỉ thị và pha phối khí biểu diễn trên hệ tọa độ mở p-ϕ (hình 1.5). 14
Hình.1.5. Đồ thị chỉ thị mở (a) và đồ thị pha phối khí (b) của động cơ hai kỳ quét thẳng qua xupáp . fn.tiết diện lưu thông cửa nạp; fx. tiết diện lưu thông cửa xả; pco-áp suất môi chất cuối quá trình nén; a a’- quá trình quét; ac’-quá trình nén lý thuyết; c’y’z’b’-quá trình cháy và giãn nở. Khi so sánh chu trình công tác động cơ hai kỳ và bốn kỳ có cùng đường kính xi lanh, hành trình piston, số xi lanh, số vòng quay thì công suất động cơ hai kỳ lớn hơn bốn kỳ. Theo lý thuyết, tính đến việc tăng chu trình công tác công suất động cơ hai kỳ lớn hơn động cơ bốn kỳ hai lần, nhưng thực tế cao hơn khoảng 1,75÷1,85 lần do tổn thất phần thể tích làm việc của xi lanh ΔVS, việc làm sạch xi lanh cũng như nạp khí sạch mới vào cũng xấu hơn. 1.5. PHA PHỐI KHÍ Trong quá trình làm việc không khí sạch và nhiên liệu được cấp vào xi lanh động cơ ứng với các thời điểm xác định. Sau khi cháy nhiên liệu sản vật cháy, sinh công và xả ra khỏi xi lanh. Việc nạp không khí và làm sạch xi lanh đối với động cơ bốn kỳ thực hiện thông qua xupáp nạp, xả, với động cơ hai kỳ thông qua cửa nạp, xả hoặc xả qua xupáp xả trên nắp xi lanh. Thời điểm mở và đóng các cơ cấu phối khí (các xupáp và cửa) biểu diễn theo độ góc quay trục khuỷu gọi là pha phối khí. Các pha phối khí được biểu diễn trên đồ thị tròn- gọi là đồ thị phối khí. Đối với động cơ bốn kỳ (hình 1.6.a) thời gian của thời kỳ trao đổi khí lớn hơn so với động cơ hai kỳ. Các xupáp xả được mở sớm hơn so với ĐCD và đóng muộn sau ĐCT. Tất cả thời gian trao đổi khí khoảng 400÷4500 góc quay trục khuỷu. Trên đồ thị tròn biểu diễn các thời kỳ của chu trình công tác: 1-nạp, 2-nén, 3-sinh công, 4-xả . Từ đồ thị thấy rõ xupáp nạp bắt đầu mở khi xupáp xả còn chưa đóng. Thời kỳ xupáp nạp và xupáp xả đồng thời mở được gọi là thời kỳ mở trùng điệp của xupáp. Thời kỳ mở sớm đảm bảo làm sạch xi lanh hơn, làm tăng lượng khí nạp mới và làm mát thành buồng cháy tốt hơn. Đóng muộn xupáp xả, mở sớm xupáp nạp làm tăng tiết diện lưu thông ở cuối thì xả và đầu thì nạp. Với động cơ hai kỳ quá trình trao đổi khí thực hiện ứng với một phần của hành trình giản nở và nén ở trước và sau ĐCD (hình 1.6.b). Với các động cơ hai kỳ thấp tốc hiện đại cửa quét và xả được mở nhờ mép trên đỉnh piston. Bởi thế đồ thị vòng của pha phối khí đối xứng tương đối với ĐCD (hình 1.6.b,I). Với động cơ hai kỳ quét thẳng xupáp xả được điều khiển bằng cơ cấu phối khí, cửa quét được đóng mở nhờ mép trên của đỉnh piston. Đồ thị vòng của động cơ có thể không đối xứng qua ĐCD ( hình 1.6.b,II ). 15
Hình.1.6. Đồ thị vòng pha phối khí động cơ. a. bốn kỳ; b. hai kỳ; I. quét, xả qua cửa; II. quét qua cửa, xả qua xupáp . Với các động cơ tàu thuỷ có sơ đồ trao đổi khí quét thẳng và piston đối hướng các cửa quét và xả được mở nhờ mép trên của piston. Với loại động cơ này đồ thị tròn của pha phối khí không đối xứng tương đối qua ĐCD vì các piston đi qua vị trí điểm chết không đồng thời. Thời gian quá trình trao đổi khí trong các động cơ hai kỳ nhỏ hơn động cơ hai kỳ, tất cả khoảng 120÷1500TK. 1.6. PHÂN LOẠI VÀ NHÃN HIỆU ĐỘNG CƠ 1.6.1. Phân loại động cơ Động cơ điezen tàu thuỷ có thể phân loại theo các dấu hiệu đặc trưng chủ yếu sau: - Theo cách thực hiện chu trình công tác: phân ra động cơ bốn kỳ, hai kỳ; động cơ bốn kỳ chu trình công tác hoàn thành sau bốn hành trình của piston, động cơ hai kỳ chu trình công tác được thực hiện sau hai hành trình của piston; - Theo phương pháp tác động: + Tác động đơn: chu trình công tác thực hiện chỉ trong một khoang xi lanh ở phía trên piston; + Tác động kép: chu trình công tác được thực hiện ở hai khoang của xi lanh, nghĩa là phần phía trên piston và phần phía dưới piston, phương án này không được sử dụng trên đội tàu biển do phức tạp và ứng suất nhiệt lớn; + Với phương án piston đối hướng trong một xi lanh thì buồng cháy chung được bố trí tại ĐCT; - Theo phương pháp nạp khí vào xi lanh phân ra: + Không tăng áp: không khí nạp vào xi lanh được thực hiện nhờ piston hút không khí môi trường xung quanh, phương án này được dùng cho một số động cơ công suất nhỏ; + Có tăng áp: không khí nạp vào xi lanh có áp suất cao nhờ máy nén tăng áp dẫn động bằng cơ giới hoặc tua bin khí thải, phương án này được dùng rộng rãi cho tất cả các loại động cơ, đặc biệt là động cơ diesel tàu thủy có công suất vừa và lớn; - Theo phương pháp phân bố xi lanh phân ra: + Xi lanh phân bố một hàng thẳng đứng; + Xi lanh phân bố thành hai hàng song song hay phân bố hai hàng dạng chữ V; + Phân bố nhiều hàng với các dạng khác nhau (chữ X, W, Δ). - Theo kết cấu buồng cháy phân ra: + Buồng cháy thống nhất (được sử dụng chủ yếu đối với động cơ có công suất trung bình và công suất lớn); 16
+ Buồng cháy bán phân cách (với động cơ có buồng cháy trên đỉnh piston); + buồng cháy phân cách có hai hoặc nhiều khoang buồng cháy (sử dụng cho các động cơ cao tốc có công suất nhỏ); - Theo kết cấu cơ cấu piston-biên khuỷu phân ra: + Động cơ hình thùng: phần dẫn hướng là thân piston, lực pháp tuyến khí cháy truyền lên thành xi lanh thông qua thân piston; + Động cơ có đầu chữ thập: phần dẫn hướng là con trượt của đầu chữ thập, con trượt dịch chuyển song song với bề mặt trượt và truyền áp lực lên thành thanh trượt; - Theo sự thay đổi hướng quay trục khuỷu phân ra: + Động cơ không tự đảo chiều: trục khuỷu động cơ quay theo 1 chiều (thường dùng đối với động cơ diesel phụ hoặc động cơ chính làm việc với chong chóng biến bước); + Động cơ tự đảo chiều: chiều quay trục khuỷu được thay đổi nhờ thiết bị đảo chiều, thiết bị đảo chiều được thay đổi nhờ pha phối khí (với động cơ chính tàu thuỷ truyền trực tiếp đến chân vịt); - Theo số vòng quay trục khuỷu phân ra: + Động cơ thấp tốc : n ≤ 350 v/ph.; + Động cơ trung tốc: n =350÷750 v/ph.; + Động cơ cao tốc: n = 750÷2500 v/ph.; - Theo công dụng phân ra: + Động cơ chính tự đảo chiều truyền động trực tiếp tới chong chóng; + Động cơ chính không tự đảo chiều lai máy phát hay chong chóng biến bước; + Động cơ phụ không đảo chiều dẫn động cơ cấu phụ (máy phát, máy nén và các thiết bị khác). 1.6.2. Nhãn hiệu động cơ diesel tàu thuỷ Các nhãn hiệu động cơ cho biết kích thước chủ yếu, kết cấu đặc biệt của động cơ. + Các động cơ do Cộng hoà liên bang Nga chế tạo: Ч-động cơ bốn kỳ; Д- động cơ hai kỳ; Γ- động cơ chính; P - động cơ đảo chiều; C - động cơ có khớp nối đảo chiều; Π- truyền động qua hộp số; K- đầu chữ thập; H- động cơ tăng áp; số đầu-số xi lanh, các chữ cái đặc trưng cho động cơ, phần phân số - tử số là đường kính xi lanh, mẫu số là hành trình piston, cm. Các số sau phân số là số kiểu loại động cơ. Ví dụ động cơ diesel tàu thuỷ 8 xi lanh có đầu chữ thập, tự đảo chiều, có tăng áp, kiểu thứ 3, đường kính xi lanh 740 mm và hành trình piston 1600 mm có nhãn hiệu: 8ДKPH 74/160-3. Tại một vài nhà máy chế tạo động cơ của Cộng hoà liên bang Nga ngoài nhãn hiệu theo chuẩn còn sử dụng nhãn hiệu của nhà máy. Ví dụ: Nhãn hiệu của nhà máy ДБ-6 ứng với nhãn hiệu chuẩn 6ДKPH74/160; nhãn hiệu của nhà máy điezen 14Д100 ứng với nhãn hiệu chuẩn là 10ДH20,7/(2x25,4)- động cơ hai kỳ đối hướng, không tự đảo chiều, tăng áp liên hợp có đường kính xi lanh 207 mm, hành trình mỗi piston 254 mm. Theo nhãn hiệu nhà máy động cơ Д50 dùng trên tàu thuỷ ứng với nhãn hiệu chuẩn là 6ЧH31,8/33- động cơ 4 kỳ không tự đảo chiều có tăng áp bằng tua bin khí thải; 6 xi lanh; đường kính xi lanh 318 mm; hành trình piston 330 mm. + Các động cơ hãng SKL chế tạo: D-điezen; V- bốn kỳ; Z- hai kỳ; K- hành trình piston bé (S/D≤1,3); hành trình piston trung bình (S/D>1,3); A- có tăng áp; S- có bộ li hợp đảo chiều; U- tự đảo chiều; số đầu- số xi lanh; số thứ 2- hành trình piston, cm; số thứ 3- số lần cải tiến. Ví dụ: 6NVD36AU- động cơ diesel bốn kỳ, 6 xi lanh, hành trình piston 36 cm, có tăng áp, tự đảo chiều, có tỷ số S/D>1,3. + Các động cơ hãng SKODA chế tạo: S- không tự đảo chiều; R- đảo chiều; L- máy quay trái; P- máy quay phải; PN- tăng áp bằng tua bin khí xả ; số đầu- số xi lanh; số thứ 2- đường kính xi lanh, mm; số La mã - số lần cải tiến. Ví dụ: 6L350PN- động cơ tăng áp bằng tua bin khí xả , có chiều quay trái, 6 xi lanh, đường kính xi lanh 350 mm. + Các động cơ hãng BURMEISTER &VAIN chế tạo: M- động cơ bốn kỳ; V- động cơ hai kỳ; F- có đảo chiều; T- đầu chữ thập; B- có tua bin tăng áp tua bin khí thải; H- động cơ phụ; số đầu- chỉ số 17
xi lanh; số thứ 2- chỉ đường kính xi lanh, cm; số thứ 3- hành trình piston, cm (nếu có 3 số), nếu có 2 số thì số đầu chỉ đường kính xi lanh, số sau là hành trình piston. Ví dụ: 21MTBF30- động cơ tàu thuỷ, bốn kỳ, tăng áp, có guốc trượt, đường kính xi lanh D=21 cm, hành trình piston S=30 cm. Ví dụ: 874VTBF 160 (theo chuẩn Cộng hoà liên bang Nga: 8ДKPH74/160) là động cơ diesel hai, 8 xi lanh, tác động đơn, có guốc trượt, có tăng áp tua bin khí xả , tự đảo chiều, đường kính xi lanh 740 mm, hành trình piston 1600 mm. + Các động cơ hãng Sunzer chế tạo: B- động cơ bốn kỳ; Z- động cơ hai kỳ; D- đảo chiều; S- có đầu chữ thập; T- động cơ hình thùng; A- có tăng áp bằng tua bin khí thải; V- động cơ chữ V; H- động cơ phụ; G- động cơ kèm theo hộp số; M- động cơ không có guốc trượt, hành trình ngắn; số đầu- chỉ đường kính xi lanh, cm; số sau là hành trình piston, cm. + Các động cơ hãng MAN chế tạo: V- động cơ bốn kỳ; Z- động cơ hai kỳ; K- động cơ có đầu chữ thập; O- động cơ hình thùng; C, D, E-đ ộng cơ có tăng áp thấp, trung bình và cao; L-có làm mát không khí tăng áp; T- có buồng đốt phân cách; số đầu- số xi lanh; tử số của phân số- đường kính xi lanh, cm; mẫu số- hành trình piston, cm. Ví dụ: Động cơ K6Z57/80C (6ÄKPH 57/80) là động cơ có đầu chữ thập, 6 xi lanh, hai kỳ, với đường kính xi lanh 570 mm, hành trình piston 800 mm, có tăng áp bằng tua bin khí xả. + Các động cơ hãng MITSUBSHI của Nhật chế tạo: T- không có đầu chữ thập; C- có đầu chữ thập; U- quét thẳng qua xupáp ; E- tăng áp tua bin khí xả ; V- động cơ chữ V; W-động cơ chữ W; Z- kết cấu mới; A, C cuối cùng- cải tiến lần thứ 1, 2; tử số của phân số-đường kính xi lanh, mm; mẫu số- hành trình piston, mm. + Các động cơ hãng DOCKSFORD của Anh chế tạo: PJ-tên người thiết kế đầu tiên; N-có bố trí bơm quét bên hông; T, J-tăng áp tua bin khí xả ; số đầu: đường kính xi lanh, cm; số cuối-số xi lanh; các động cơ diesel hai kỳ đều có guốc trượt, piston đối đỉnh. + Các động cơ hãng STORK của Hà lan chế tạo: R-bốn kỳ; T - hai kỳ; B- buồng cháy xoáy lốc; H- buồng cháy kiểu Hexman; O- tự đảo chiều; o- tăng áp tua bin khí xả ; K- làm mát không khí tăng áp (động cơ bốn kỳ); L-quét thẳng qua xupáp; số đầu-ố xi lanh; tử số của phân số-ường kính xi lanh, cm; mẫu số-ành trình piston, cm. + Các động cơ hãng FIAT của Italia chế tạo: S, SS-động cơ có tăng áp; T-ó bàn trượt và đường kính xi lanh đến 600 mm; C, B-ộng cơ được cải tiến; R-ộng cơ bốn kỳ, đảo chiều. số-đường kính xi lanh. Ví dụ: 480TS; B680S; 900S. + Các động cơ hãng GOTAVERKEN của Thuỵ điển chế tạo: DM- diesel; V-tác dụng đơn giản; G-c ó bàn trượt; U- có tăng áp; S- bệ và giá động cơ hàn; A- bệ hàn, còn giá đúc; tử số của phân số- đường kính xi lanh; mẫu số- hành trình piston, mm; số tiếp theo- số xi lanh. Ví dụ: DM 520/900 VGA-U. Câu hỏi ôn t ập ch ương 1: 1. Thế nào là máy? Thế nào là động cơ nhiệt? Thế nào là động cơ đốt trong? Thế nào là động cơ đốt ngoài? 2. Thế nào là động cơ xăng? Thế nào là động cơ diesel? 3. Ưu, nh ược điểm của động cơ đốt trong kiểu piston? 4. Vì sao động cơ đốt trong có hiệu suất nhiệt và tính kinh tế cao? 5. Làm thế nào để tăng hiệu suất nhiệt của động cơ diesel? 6. Động cơ diesel gồm có những chi tiết cố định chủ yếu nào? 7. Động cơ diesel gồm có những chi tiết chuyển động chủ yếu nào? 8. Để đảm bảo cho động cơ diesel hoạt động trên động cơ cần phải trang bị những hệ thống nào? 9. Nêu tác dụng của từng hệ thống của động cơ diesel? 10. Chu trình công tác của động cơ diesel bốn kỳ, hai kỳ bao gồm bao nhiều hành trình piston, những hành trình nào? 11. Vẽ đồ thị chỉ thị mở của động cơ diesel bốn kỳ và đánh dấu các điểm đặc tr ưng của chu trình và giải thích? 18
12. Vẽ đồ thị chỉ thị mở của động cơ diesel hai kỳ và đánh dấu các điểm đặc tr ưng của chu trình và giải thích ? 13. Vẽ đồ thị công của động cơ diesel bốn kỳ và đánh dấu các điểm đặc tr ưng của chu trình? 14. Vẽ đồ thị công của động cơ diesel hai kỳ và đánh dấu các điểm đặc tr ưng của chu trình? 15. Vẽ đồ thị vòng pha phối khí động cơ diesel 4 kỳ và giải thích? 16. Vẽ đồ thị vòng pha phối khí động cơ diesel 2 kỳ quét xả qua cửa và giải thích? 17. Thế nào là động cơ diesel không tăng áp và động cơ diesel tăng áp? 18. Thế nào là động cơ diesel dạng hình thùng? 19. Thế nào là động cơ diesel có guốc tr ượt? 20. Nhgn hiệu động cơ cho ta biết điều gì?cho ví dụ? 19
Chương 10 TRAO ĐỔI NHIỆT VÀ ỨNG SUẤT NHIỆT TRONG ĐỘNG CƠ DIESEL Trong quá trình làm việc của động cơ nhiệt từ khí cháy truyền cho nước làm mát thông qua vách ống lót xi lanh. Quá trình này rất cần thiết để đảm bảo trạng thái nhiệt các chi tiết của động cơ. Lượng nhiệt mất mát tăng lên làm giảm hiệu suất chỉ thị của chu trình. Trong một chu trình cường độ trao nhiệt từ khí đến vách ống lót xi lanh thay đổi theo góc quay trục khuỷu. Nhiệt độ môi chất công tác trong ống lót xi lanh thay đổi có tính chất xung, phụ thuộc vào góc quay trục khuỷu. Trong động cơ diesel truyền nhiệt thực hiện đồng thời ba hình thức: dẫn nhiệt, đối lưu và bức xạ. Quá trình truyền nhiệt từ môi chất công tác đến nước làm mát xảy ra ba pha liên tiếp: - Tỏa nhiệt từ môi chất đến vách; - Dẫn nhiệt qua vách; - Tỏa nhiệt từ vách đến nước làm mát. Trong quá trình làm việc của động cơ các chi tiết tiếp xúc với môi chất công tác có áp suất và nhiệt độ cao là piston; nắp xi lanh; ống lót xi lanh, nhưng trong đó ống lót xi lanh và piston là chi tiết làm việc trong điều kiện khắc nghiệt hơn, vì thế trong phần này chủ yếu phân tích điều kiện làm việc và tính toán ứng suất nhiệt của chúng. Nhiệm vụ nghiên cứu quá trình trao đổi nhiệt trong động cơ là xác định nhiệt độ vách ống lót xi lanh, piston, trên cơ sở đó tính ứng suất nhiệt xuất hiện trong piston-ống lót xi lanh và kiểm tra các chi tiết đó có bị quá nhiệt không, đồng thời kiểm tra nhiệt độ bề mặt gương ống lót xi lanh có tương ứng với loại dầu bôi trơn hay không. Các công trình nghiên cứu thực nghiệm nêu rõ, dao động nhiệt độ trên bề mặt không sâu quá 1 mm. Trong thời gian động cơ hoạt động phần kim loại chính phân bố nhiệt độ ổn định. Chế độ nhiệt này bị phá hủy khi thay đổi chế độ công tác của động cơ, cũng như khi khởi động và đảo chiều. 10.1. Trao đổi nhiệt giữa khí với vách ống lót xi lanh Làm mát các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh để giảm nhiệt độ, đảm bảo độ bền của chúng và đảm bảo tính chất bôi trơn của dầu bôi trơn ống lót xi lanh. Một phần nhiệt toả ra khi cháy nhiên liệu thông qua vách truyền cho công chất làm mát (nước hoặc dầu). Trao đổi nhiệt giữa khí với vách ống lót xi lanh ảnh hưởng đến các thông số quá trình công tác trong xi lanh động cơ. Khi tính gần đúng quá trình công tác người ta tính nhờ hệ số sử dụng nhiệt ξZ và ξb. Khi mô hình toán học quá trình công tác lượng nhiệt trao đổi dQW/dϕ được tính thông qua phương trình cân bằng năng lượng (ϕ- góc quay trục khuỷu; rad). Lượng nhiệt cấp cho môi chất công tác (hay do môi chất nhả ra) trong quá trình trao đổi nhiệt với vách ống lót xi lanh được tính theo phương trình truyền nhiệt của Niutơn, kJ: dQW = αmc.FW.(T1v - T).dt , (10.1) 2 2 αmc - hệ số trao nhiệt từ khí đến vách, kW/(m .K); kcal/( m hK); [1kcal/(m2hK) = 1,163 W/(m2.K)]. 2 FW- bề mặt trao đổi nhiệt tức thời, m ; T1v - nhiệt độ trung bình của vách ống lót xi lanh, K; T - nhiệt độ tức thời của khí trong ống lót xi lanh, K; t - thời gian trao đổi nhiệt, s. Vi phân thời gian dt khi n=const phụ thuộc góc quay trục khuỷu: dt=dϕ/(6n). Thay dt vào phương trình (10.1) và biến đổi: dQ 1 W =−α FT() T , (10.2). dϕ mc W1 v 6n Hệ số trao nhiệt từ khí đến vách thường được xác định theo công thức thực nghiệm, nó là hàm của tốc độ trung bình piston, áp suất, nhiệt độ môi chất trong xi lanh: 168
xyZ αmc= aC m p T ; Cm - tốc độ trung bình của piston, m/s; p, T -áp suất, nhiệt độ môi chất trong xi lanh, (kPa; K); a, x, y, z- hệ số thực nghiệm. Một trong các công thức thường dùng là công thức Haizenbek, kW/(m2.K): −3 3 αmc= 0,. 24710 .CpT m (10.3) Khi tính trao đổi nhiệt giữa môi chất với vách ống lót xi lanh thì hệ số trao đổi nhiệt αmc từ khí đến vách có thể coi bằng nhau đối với tất cả bề mặt trao đổi nhiệt tại thời điểm xem xét của chu trình. Diện tích bề mặt trao đổi nhiệt của các chi tiết tiếp xúc với môi chất khi piston dịch chuyển được tính, m2: π . D 22π . D ⎛ S ⎞ F =+π Dh +=+ S π D ⎜ + S ⎟ , (10.4) Wc221()ϕϕ⎝ε − ⎠ D- đường kính ống lót xi lanh, m; ε - tỷ số nén lý thuyết; hc -chiều cao buồng cháy; 2 Sϕ- độ dịch chuyển tức thời của piston : Sϕ= 0,5S(1- cosϕ + λ/2.sin ϕ). 10.2. Trao đổi nhiệt giữa vách ống lót xi lanh với nước làm mát 10.2.1. Cơ chế trao đổi nhiệt trong khoang nước làm mát Quá trình trao đổi nhiệt giữa ống lót xi lanh và nước làm mát diễn ra phức tạp. Quá trình này phụ thuộc vào các yếu tố: đặc điểm của chế độ thủy động lực của nước làm mát trong các khoang làm mát; hệ số toả nhiệt của nước; nhiệt độ và áp suất của nước làm mát; ngoài ra nó còn chịu ảnh hưởng của sự rung động ống lót xi lanh do lực khí cháy, lực quán tính gây ra. Phụ tải của động cơ, đặc điểm kết cấu của khoang nước làm mát của động cơ cũng ảnh hưởng lớn tới quá trình trao đổi nhiệt giữa ống lót xi lanh và nước làm mát. Đặc điểm kết cấu khoang làm mát sẽ ảnh hưởng đến chế độ dòng chảy của nước trong các khoang làm mát, do đó làm thay đổi hệ số toả nhiệt của chúng. Khi thay đổi phụ tải trước hết làm thay đổi nhiệt độ của vách buồng cháy, do đó có thể làm thay đổi trạng thái của lớp nước tiếp xúc với bề mặt trao nhiệt. Khi phụ tải động cơ ở mức vừa phải, nhiệt độ bề mặt trao nhiệt tiếp xúc với nước làm mát thường thấp hơn nhiệt độ bão hoà ứng với áp suất trong khoang làm mát (hình 10.1 vùng I). Trong vùng này quá trình trao đổi nhiệt không xảy ra sự chuyển tiếp pha và cường độ trao đổi nhiệt chủ yếu phụ thuộc vào chế độ dòng chảy của nước trong khoang nước làm mát. Khi tăng phụ tải của động cơ hoặc tăng nhiệt độ nước làm mát (hoặc giảm áp suất nước làm mát) thì quá trình trao đổi nhiệt sẽ diễn ra ở vùng II. ở vùng này nhiệt độ của bề mặt tỏa nhiệt có giá trị lớn hơn so với nhiệt độ bão hoà của nước làm mát. Trong trường hợp này lớp nước tiếp xúc với bề mặt tỏa nhiệt bị quá nhiệt và bắt đầu xuất hiện các túi hơi. Trong quá trình chuyển động các túi hơi này sẽ bị cuốn vào vùng có nhiệt độ thấp và ngưng tụ lại. Trong trường hợp này không xảy ra quá trình sôi, nhưng cường độ trao nhiệt tăng lên đột ngột. Tiếp tục tăng phụ tải của động cơ có thể làm cho nhiệt độ của nước làm mát đạt đến nhiệt độ bão hoà lúc này quá trình trao Hình 10.1. Sự phụ thuộc nhiệt đổi nhiệt sẽ diễn ra ở vùng III - vùng sôi. Khi đó quá trình trao độ bề mặt làm mát và hệ số trao đổi nhiệt sẽ diễn ra khó khăn hơn vì hệ số trao đổi nhiệt của nhiệt vào nhiệt độ nước làm nước (ở trạng thái hơi) sẽ giảm đáng kể. Quá trình trao đổi mát. nhiệt giữa các bề mặt trao nhiệt và nước làm mát diễn ra ở I và II là tốt nhất. Nhưng trong thực tế khai thác rất khó duy trì quá trình trao đổi nhiệt chỉ diễn ra ở vùng I và II. Mặt khác trên cùng một chi tiết tại các điểm khác nhau, nhiệt độ cũng khác nhau nhiều. Ví dụ 169
nhiệt độ ở vách ống lót xi lanh ở phía trên (khu vực buồng cháy) rất cao có thể làm cho nhiệt độ của nước đạt đến nhiệt độ bão hoà nhưng nhiệt độ ở phía dưới của ống lót xi lanh thì thấp hơn. Vì vậy thực tế trong động cơ xảy ra cả trường hợp trao đổi nhiệt khi sôi trên bề mặt. Trong thực tế, dựa vào kết quả nghiên cứu hãng MAK đã chế tạo ống lót xi lanh các động cơ trung tốc chỉ làm mát phần buồng cháy. Do đó khi nghiên cứu quá trình trao đổi nhiệt giữa ống lót xi lanh và nước làm mát, không chỉ nghiên cứu quá trình trao đổi nhiệt ở vùng I và II mà còn phải nghiên cứu cả quá trình trao đổi nhiệt ở cả vùng III. Ngoài ra do tác dụng của lực khí cháy, lực quán tính thay đổi có tính chu kỳ gây nên hiện tượng rung động bề mặt làm mát, do đó cường độ trao đổi nhiệt tăng lên. 10.2.2. Trao đổi nhiệt giữa ống lót xi lanh và nước làm mát khi không sôi bề mặt Do sự đa dạng của bề mặt làm mát, khoang làm mát, có vùng không lưu thông, có vùng chảy ngược, có vùng tuần hoàn kín nên việc tính nhiệt và thuỷ lực hệ thống làm mát khó khăn. Để đánh giá các thông số trao đổi nhiệt nên sử dụng sự phụ thuộc thực nghiệm ổn định. Khi không có hiện tượng sôi bề mặt đối với bề mặt ống lót xi lanh có thể tính hệ số trao nhiệt theo công thức gần đúng G.B. Rozenblit: Cωω041,, 023 α = nrd, (10.5) n 032,, 036 ρntdd C - Hệ số phụ thuộc vào điều kiện cố định ống lót xi lanh; C=61,5 đối với ống lót ép vào blốc; C=33,8 đối với ống lót ép vào sơ mi; ωn - Tốc độ dòng nước làm mát, m/s; ωrd - Tần số rung động ống lót xi lanh, 1/s; 3 ρn - Khối lượng riêng nước làm mát, kg/m ; dtd - Đường kính tương đương của khoang nước làm mát, m; dtd=d2 - d1 d2; d1 - Đường kính ngoài và đường kính trong khoang nước làm mát, m. Tần số rung động ống lót xi lanh được tính theo công thức thực nghiệm: 3 2 ⎛ 2nn⎞ ⎛ 2 ⎞ ⎛ 2 n⎞ ω = 83410, .−−10 ⎜ ⎟ + 72510 , .6 ⎜ ⎟ −1 , 38510 . −3 ⎜ ⎟ + 054 , ., (10.6) rd ⎝ ττ⎠ ⎝ ⎠ ⎝ τ⎠ τ - Hệ số kỳ. 10.2.3. Trao đổi nhiệt trong khoang làm mát khi sôi bề mặt Khi động cơ bị quá tải nhiệt, nhiệt độ nhóm piston, ống lót xi lanh, nắp xi lanh tăng lên, làm cho nhiệt độ bề mặt vách tiếp xúc với nước làm mát lớn hơn nhiệt độ bão hoà của nước trong khoang làm mát. Mặt khác bề mặt tiếp xúc với nước làm mát lại có độ nhám tạo thành các tâm hoá hơi. Trong điều kiện này trên bề mặt toả nhiệt tại các tâm hoá hơi bắt đầu xuất hiện bọt hơi có kích thước rất nhỏ. Chúng được xem như "những mầm hơi" để tạo thành pha hơi. Các bọt hơi này lớn dần lên và khi đủ điều kiện chúng tách khỏi bề mặt toả nhiệt và thoát ra khỏi lớp biên. Do nhiệt độ bề ngoài lớp biên nhỏ hơn nhiệt độ bão hoà của nước làm mát do đó hơi nước trong bọt hơi bị ngưng tụ và các bọt hơi biến mất. Hiện tượng đó gọi là hiện tượng sôi bề mặt và quá trình trao đổi nhiệt giữa bề mặt toả nhiệt và nước làm mát trong trường hợp này là quá trình trao đổi nhiệt khi sôi bề mặt. Cường độ trao đổi nhiệt khi sôi lớn hơn cường độ trao đổi nhiệt khi không có sự chuyển pha do quá trình tạo thành pha hơi làm cho lớp chất lỏng trên bề mặt toả nhiệt bị xáo động mạnh. Khi xuất hiện sôi bề mặt cường độ trao nhiệt được quyết định bởi cường độ hình thành và phát triển ngưng tụ bọt hơi. Để đánh giá cường độ trao nhiệt ở chế độ sôi bề mặt có thể dùng công thức thực nghiệm: 170
05, −035, 07, ⎛ p ⎞ ⎛ d ⎞ NkP= 1210,. 204,,,⎜ n ⎟ p03, ⎜ 2 ⎟ , (10.7) uef r ⎝ p0 ⎠ ⎝ d td ⎠ ,, Pqlrehh= ()ρλ - số Pecke; kf=r/(ts-tn), ts; tn - nhiệt độ nước sôi trên bề mặt vách ống lót xi lanh tiếp xúc với nước làm mát và nhiệt độ nước trong hệ thống, 0C; q - Mật độ dòng nhiệt, W/m2; pn, p0 - Áp suất nước trong hệ thống và áp suất không khí môi trường, Pa; 3 r - Nhiệt ẩn hoá hơi; ρh -khối lượng riêng của hơi nước, kg/m ; λh - Hệ số dẫn nhiệt của hơi nước, W/(m.độ); l -kích thước cơ bản, m; δ l = c g()ρρnh− 2 δc - Sức căng bề mặt nước làm mát, N/cm ; 3 2 ρn - Khối lượng riêng của nước làm mát , kg/m ; g -gia tốc trọng trường, m/s . Để tính hệ số trao nhiệt từ vách đến nước làm mát trong trường hợp này dùng công thức: αn= Nuλ/dtd, λ - Hệ số dẫn nhiệt của nước làm mát, W/(m.độ). 10.2.4. Ảnh hưởng rung động ống lót xi lanh đến cường độ trao đổi nhiệt Trong quá trình làm việc của động cơ áp suất khí cháy trong ống lót xi lanh công tác luôn thay đổi có tính chu kỳ với biên độ rất lớn từ hàng trăm đến hàng ngàn kPa. Cùng với lực khí cháy còn có thành phần lực quán tính do piston và các chi tiết chuyển động tịnh tiến khác gây ra, các lực quán tính này cũng luôn thay đổi cả về hướng tác dụng cũng như cường độ tác dụng có chu kỳ. Do đó ống lót xi lanh, nắp xi lanh bị rung động với tần số cao là bội số của vòng quay trục khuỷu. Khe hở nhiệt giữa piston và ống lót xi lanh là một trong các nguyên nhân gây ra va đập giữa piston và ống lót xi lanh khi piston chuyển động, gây ra rung động với tần số cao. Vì vậy ở phía ngoài ống lót xi lanh (vùng khoang nước làm mát) xảy ra hiện tượng giãn nở và nén chất lỏng làm mát, hiện tượng này tạo ra các bọt xâm thực. Hiện tượng rung động không những gây ra hiện tượng xâm thực làm giảm tuổi thọ của ống lót xi lanh mà nó còn ảnh hưởng đến quá trình trao đổi nhiệt giữa ống lót xi lanh và nước làm mát. Quá trình này diễn ra phức tạp. Nước làm mát khi cấp vào động cơ có vận tốc khác nhau, do vậy tạo thành các vùng có áp suất khác nhau, tại vùng có áp suất nhỏ sẽ hình thành các bọt hơi. Các bọt hơi này lưu động cùng với nước làm mát, khi chuyển động vào vùng có áp suất cao bị vỡ ra hoặc chuyển động với tốc độ nhanh hơn. Khi chúng vỡ ra tạo thành xung va đập có áp lực lớn bắn phá bề mặt vách, gây nên các vết nứt tế vi, thẩm thấu vào bề mặt làm mát. Trong quá trình động cơ làm việc lực tác dụng của khí cháy và lực quán tính thay đổi có tính chu kỳ, đặc biệt đối với chế độ phụ tải thay đổi. Các lực này tác dụng lên vách ống lót xi lanh và thân động cơ với tần số và biên độ thay đổi theo thời gian. Do vậy, ứng suất nhiệt cũng thay đổi có tính chu kỳ. Vách ống lót xi lanh cũng như thân động cơ trong quá trình khai thác dưới tác dụng của ứng suất nhiệt coi như dầm bị ngàm luôn chịu kéo nén phụ thuộc vào tần số, biên độ dao động nhiệt độ giữa hai bề mặt vách. Trên vách ống lót xi lanh giữa các lớp vật liệu từ ngoài vào trong, giữa các vùng khác nhau chịu tác động của nhiệt độ và lực khác nhau có tính chất xung nên có ứng suất khác nhau. Sự kéo nén và biến dạng với tần số lớn làm xuất hiện các vết rạn nứt tế vi do hiện tượng mỏi. Trên bề mặt phía trong vách ống lót xi lanh dầu bôi trơn dưới tác dụng của lực khí cháy, lực ép của xéc măng-piston làm phát triển các vết rạn, những phần tử kim loại bề mặt liên kết yếu với lớp kim loại cơ sở bị bong tách ra khỏi bề mặt. Bề mặt phía ngoài, khi dòng nước lưu động các bọt nước xuất hiện bám vào các vết rạn nứt, dưới tác động áp lực, rung động, bọt khí vỡ ra với áp lực lớn góp phần phát triển các vết rạn nứt và tạo điều kiện ăn mòn xâm thực phát triển, đặc biệt là đối với động cơ làm mát trực tiếp bằng nước biển. Mức độ phá hỏng bề mặt phụ thuộc lượng không khí và lượng hơi có trong đó. Xâm thực trong 171
môi trường lỏng là quá trình tạo các bọt hơi ở các vị trí của dòng chảy có áp suất giảm đến áp suất bảo hoà. Rung động ống lót xi lanh là một trong các nguyên nhân gây ra hiện tượng xâm thực mặt ngoài vách. Động cơ có mức rung động ống lót xi lanh thấp thì ít bị xâm thực. Mức độ rung động ống lót xi lanh phụ thuộc vào kết cấu và chế độ làm việc của động cơ. Như đã phân tích ở trên để giảm mức độ rung động ống lót xi lanh nhằm hạn chế hư hỏng do xâm thực thì về mặt kết cấu cần một số biện pháp sau: + Về kết cấu: tăng độ cứng của ống lót xi lanh bằng cách tăng cường mặt tựa phía ngoài của nó; giảm khối lượng của piston và các chi tiết chuyển động tịnh tiến khác để giảm thành phần lực quán tính; giảm khe hở giữa piston và ống lót xi lanh nhằm hạn chế sự va đập giữa piston và ống lót xi lanh; + Về khai thác: đảm bảo các khoang làm mát sạch; duy trì tốc độ làm mát ổn định; giảm độ cứng chu trình công tác động cơ; giữ chế độ nhiệt độ làm mát cao; đảm bảo chất lượng nước làm mát. Trong đa số các trường hợp ống lót xi lanh được chế tạo tương đối mỏng và trên động cơ nó chỉ được tựa ở hai đầu còn ở giữa là không gian làm mát. Trong điều kiện như vậy ống lót xi lanh có thể bị biến dạng khi động cơ làm việc. Biên độ rung động của ống lót xi lanh phụ thuộc vào: áp suất trong buồng đốt, các kích thước của ống lót xi lanh, đặc tính của vật liệu chế tạo ống lót xi lanh. Ngoài ra trong quá trình khai thác zoăng kín nước ống lót xi lanh bị biến dạng, nên khi làm việc biên độ rung động ống lót xi lanh tăng lên. Để đánh giá ảnh hưởng rung động đến trao đổi nhiệt giữa ống lót xi lanh và nước làm mát có thể dùng biểu thức: 2 Nurd Dnp Σ =+1 Crd , (10.8) Nu δω. n trong đó: Crd=0,425(2-μ)/(240E) - Hằng số rung động; Nu - Số Nutxel ở chế độ không rung động; D - Đường kính trong ống lót xi lanh, m; Σp - Tổng áp suất cực đại tác dụng lên vách ống lót xi lanh, kPa; δ = (Dn- D)/2- Chiều dày vách ống lót xi lanh, m; Dn - Đường kính ngoài ống lót xi lanh, m; n - Vòng quay trục khuỷu, v/ph; ωn -tốc độ dòng nước làm mát, m/s; μ - Hệ số Poát xông; E -mô đuyn đàn hồi của vật liệu ống lót xi lanh, kPa. 10.2.5. Ảnh hưởng của tốc độ, áp suất dòng nước làm mát và mật độ dòng nhiệt đến trao đổi nhiệt Trong quá trình khai thác do trạng thái kỹ thuật của bơm nước làm mát xấu đi, chất lượng làm việc của các ống lót xi lanh không đồng đều, lớp cáu cặn trên vách ống lót xi lanh dầy lên nên ảnh hưởng đến trao đổi nhiệt giữa vách ống lót xi lanh với nước làm mát. Các công trình nghiên cứu cho thấy: - Khi không có hiện tượng sôi bề mặt, tốc độ của nước làm mát ảnh hưởng nhiều đến hệ số trao nhiệt và nhiệt độ vách ống lót xi lanh, khi tăng tốc độ của nước làm mát thì hệ số trao nhiệt tăng còn nhiệt độ vách ống lót xi lanh giảm và ngược lại, khi xuất hiện hiện tượng sôi bề mặt thì tốc độ của nước làm mát ảnh hưởng tới hệ số toả nhiệt cũng như nhiệt độ vách ống lót xi lanh không đáng kể; - Khi tăng áp suất nước làm mát thì giá trị hệ số trao nhiệt giảm và nhiệt độ vách ống lót xi lanh tăng, do khi áp suất tăng thì nhiệt độ sôi cũng tăng theo, vì vậy hiện tượng sôi bề mặt bắt đầu xuất hiện tại các giá trị nhiệt độ lớn trên bề mặt toả nhiệt; - Nếu mật độ dòng nhiệt càng lớn thì hệ số trao nhiệt càng lớn, nhiệt độ vách ống lót xi lanh càng lớn, do khi tăng mật độ dòng nhiệt thì nhiệt độ vách ống lót xi lanh tăng làm cho số bọt hơi xuất hiện trên một đơn vị diện tích tăng, kết quả làm cho hệ số trao nhiệt tăng. 172
10.3. Các chỉ tiêu ứng suất nhiệt Để đánh giá ứng suất nhiệt của ống lót xi lanh người ta dùng các chỉ tiêu trực tiếp và các chỉ tiêu gián tiếp. 10.3.1. Các chỉ tiêu trực tiếp Tăng công suất của xi lanh bằng cách tăng áp bị hạn chế do hai nguyên nhân: ứng suất cơ và ứng suất nhiệt các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh. Ứng suất cơ các chi tiết động cơ thường được đảm bảo bởi lượng dự trữ về độ bền. Ứng suất nhiệt đặc trưng bởi trạng thái nhiệt các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh và được đánh giá bởi nhiều thông số. Khác với độ dự trữ về độ bền cơ, độ chênh giữa ứng suất nhiệt giới hạn với các giá trị ở chế độ khai thác không lớn. Vượt quá giá trị giới hạn cho phép về ứng suất nhiệt sẽ làm hỏng động cơ. Do vậy nghiên cứu trạng thái nhiệt các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh là khâu cần thiết để giải bài toán tiếp tục nâng cao công suất mà vẫn đảm bảo tính tin cậy làm việc của động cơ diesel tàu thuỷ. Các thông số đặc trưng cho ứng suất nhiệt của động cơ phân thành nhóm nhóm: gián tiếp và trực tiếp. Ứng suất nhiệt các chi tiết cụm piston-ống lót xi lanh được làm mát và nhiệt độ tại các điểm đặc trưng thuộc nhóm ứng suất nhiệt trực tiếp. Ứng suất nhiệt phụ thuộc vào độ chênh nhiệt độ hai phía của vách. Ví dụ: ứng suất nhiệt ống lót xi lanh thay đổi tỷ lệ thuận với độ chênh nhiệt độ và gần đúng có thể xác định theo công thức: α E ΔT σ =± T , (10.9) T 21.()− μ αT - Hệ số giản nở dài của vật liệu ống lót xi lanh, 1/K; E- Môđuyn đàn hồi của vật liệu ống lót xi lanh, kPa; ΔT- Độ chênh nhiệt độ theo chiều dày ống lót xi lanh, K; μ- Hệ số Poatxông: gang đúc, thép: μ = 0,3; hợp kim nhôm: μ = 0,26. Độ chênh nhiệt độ ở chế độ nhiệt ổn định tỷ lệ với chiều dày vách: q ΔTT=−= T .δ , (10.10) 12λ T1, T2- Nhiệt độ bề mặt phía trong và phía ngoài vách ống lót xi lanh, K; q- Mật độ dòng nhiệt truyền cho nước làm mát, kW/m2; λ- Hệ số dẫn nhiệt của vật liệu vách, kW/(m.K ); δ - Chiều dày vách ống lót xi lanh, m. Thay công thức (10.9) vào (10.10) ta có: α Eqδ σ =± T , (10.10) T 21 ()− μλ Như vậy ứng suất nhiệt tỷ lệ thuận với chiều dày vách và mật độ dòng nhiệt. Ứng suất kéo đối với ống lót xi lanh tính theo công thức gần đúng: σk = PZ.D/2δ. (10.12) Chiều dày vách δ tăng lên thì ứng suất kéo giảm xuống. Tăng công suất của động cơ bằng phương pháp tăng áp sẽ làm tăng giá trị pz và q. Để giữ ứng suất cơ trong giới hạn cho phép phải tăng chiều dày δ. Nhưng khi đó ứng suất nhiệt tăng lên. Để đảm bảo sự làm việc tin cậy của động cơ thì tổng ứng suất nhiệt và cơ không vượt quá trị số cho phép. Khi chế tạo hay mô hình hoá động cơ thì ứng suất là một trong các điều kiện giới hạn phụ tải cho phép (áp suất có ích trung bình pe) hay giới hạn việc lựa chọn kết cấu và vật liệu chế tạo các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh. áp dụng tăng áp động cơ bắt buộc thay đổi kết cấu các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh và bố trí buồng cháy. Nhiệt độ giới hạn tại các điểm đặc trưng của nhóm piston-ống lót xi lanh là chỉ tiêu trực tiếp về ứng suất nhiệt. Dưới đây xem xét nhiệt độ tại các điểm đặc trưng: 173
- Nhiệt độ piston phía trên rãnh xéc măng khí thứ nhất. Trạng thái màng dầu bôi trơn và sự chuyển động của xéc măng trong rãnh phụ thuộc vào nhiệt độ phần đầu piston, loại nhiên liệu và loại dầu bôi trơn. Nếu dùng dầu khoáng vật để bôi trơn ống lót xi lanh thì hiện tượng tạo sơn bắt đầu khi nhiệt độ 230÷2500C. Nếu trong thời gian làm việc của động cơ nhiệt độ của piston trong vùng xéc măng đạt tới giới hạn trên thì do hiện tượng tạo sơn trong rãnh nên các xéc măng mất khả năng dịch chuyển trong rãnh, do vậy khí có thể rò lọt xuống các te thông qua khe hở giữa thân piston và ống lót xi lanh, làm cho nhiệt độ vùng này tăng lên. Mặt khác do sự giãn nở nhiệt khe hở giữa thân piston và ống lót xi lanh giảm xuống, nên xuất hiện ma sát khô, nửa khô nửa ướt, vì thế có thể làm tăng nhiệt độ bề mặt làm việc của chúng lên đến nhiệt độ nóng chảy của vật liệu. Kết quả làm xây xước ống lót xi lanh hay kẹt piston. Để giảm hiện tượng tạo sơn trong rãnh piston thì nhiệt độ phần đầu piston trên rãnh xéc măng khí thứ nhất không được vượt quá 150÷1800C. Trong quá trình làm việc của động cơ thỉnh thoảng nhiệt độ phần này tăng có tính chu kỳ đến giá trị 220÷2300C nhưng không gây nên hiện tượng tạo sơn do thời gian nhỏ. - Nhiệt độ bề mặt ống lót xi lanh ở vùng trên xéc măng khí thứ nhất khi piston ở ĐCT không được vượt quá 1900C. Để giảm độ hao mòn phần dưới của ống lót xi lanh nhất là khi sử dụng nhiên liệu có hàm lượng lưu huỳnh cao thì nhiệt độ bề mặt vách ống lót xi lanh không được vượt quá nhiệt độ điểm sương của hơi ôxít lưu huỳnh và hơi nước. - Nhiệt độ cực đại của đỉnh piston về phía khí: để đảm bảo độ bền và tuổi thọ thì nhiệt độ vùng này không được vượt quá 430÷5000C. Khi vượt quá nhiệt độ đó cấu trúc kim loại sẽ thay đổi, tính chất cơ học giảm và kim loại bị cháy. Hiện tượng này thường xảy ra khi kim phun bị treo, chùm tia nhiên liệu bị biến dạng do kết kốc, mài mòn lỗ phun và quá tải ống lót xi lanh. - Nhiệt độ cực đại của đáy nắp xi lanh. Nắp xi lanh là một trong các chi tiết phức tạp, trên đó bố trí vòi phun, xupáp, khoang nước làm mát và các chi tiết khác làm phức tạp thêm về kết cấu. Để đảm bảo ứng suất cơ và nhiệt trong giới hạn cho phép thì nhiệt độ đẩy nắp xi lanh không được vượt quá 350÷3700C. - Nhiệt độ cực đại của đỉnh piston về phía dầu bôi trơn khi làm mát bằng dầu để tránh hiện tượng tạo thành sơn thì không được vượt quá 2000C. Khi nhiệt độ lớn hơn 230÷2500C về phía bề mặt làm mát sẽ gây hiện tượng tạo keo, sự truyền nhiệt xấu đi, piston quá nóng, giảm độ bền kim loại, có thể xuất hiện vết nứt . - Nhiệt độ cực đại phần bề mặt đĩa xupáp xả không được vượt quá 5000C. Khi vượt quá nhiệt độ này thì điều kiện ăn mòn bề mặt đĩa xupáp tăng lên. Muối vanađi và natri có trong tro sau khi cháy nhiên liệu ở trạng thái dẻo hay nóng chảy bám dính vào bề mặt đế làm kênh xupáp, do vậy làm cho bề mặt đĩa, xe xupáp bị rỗ kim và nóng chảy. Hiện tượng này xẩy ra khi sử dụng nhiên liệu nặng có hàm lượng hợp chất vanađi-natri cao, đồng thời làm việc lâu dài trong trường hợp này sẽ quá tải về nhiệt. Kiểm tra các chỉ số ứng suất nhiệt trực tiếp cho phép đánh giá trạng thái nhiệt các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh ở chế độ làm việc ổn định với độ chính xác cao. Khi nghiên cứu ứng suất nhiệt người ta xác định nhiệt độ vách các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh bằng thiết bị đo trực tiếp nhờ cặp ngẫu nhiệt hoặc bằng cách mô hình hóa nhờ phương pháp phân tích điện. Theo số liệu thu được người ta xây dựng các đường cong nhiệt độ biểu diễn đường đẳng nhiệt trên mặt cắt ngang chi tiết. Trên cơ sở kết quả nghiên cứu trường nhiệt độ lựa chọn được kết cấu chi tiết hợp lý hơn và xác định được tải cho phép đối với chế độ làm việc lâu dài của động cơ. Theo kết quả nghiên cứu và thử nghiệm cho thấy khi đỉnh piston có chiều dầy nhỏ hơn và làm mát bằng nước thì nhiệt độ thấp hơn. 10.3.2. Các chỉ tiêu gián tiếp Do tính phức tạp và tính tin cậy của thiết bị đo chưa cao, nên chỉ dựa vào thiết bị đo để xác định các chỉ số trực tiếp về ứng suất nhiệt cần nghiên cứu, còn trong quá trình khai thác động cơ ứng suất nhiệt được đánh giá thông qua các chỉ số gián tiếp thuận tiện hơn. Các chỉ số gián tiếp được sử dụng để đánh giá: mật độ dòng nhiệt truyền cho nước làm mát, các thông số ứng suất nhiệt giả định, nhiệt độ khí xả và nhiệt độ các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh tại các điểm có thể đo được. 174
Mật độ dòng nhiệt truyền cho nước làm mát là tỷ số giữa lượng nhiệt truyền cho nước làm mát trong 1 giây với diện tích toàn bộ bề mặt bên trong ống lót xi lanh, kW/m2: q = Qw/F (10.13) Dòng nhiệt q thuận tiện cho việc đánh giá ứng suất nhiệt, q có thể xác định bằng 2 phương pháp: phương pháp thực nghiệm và phân tích kết quả tính ứng suất nhiệt. Dựa vào mật độ dòng nhiệt có thể đánh giá ứng suất nhiệt động cơ khi thiết kế và khai thác. Mật độ dòng nhiệt q theo thực nghiệm được tính theo công thức: G q =−CT() T (10.14) 3600F nnrnv G - lưu lượng nước tuần hoàn qua khoang làm mát, kg/h; Cn - tỷ nhiệt của nước làm mát, kJ/(kg.K); Tnr, Tnv - nhiệt độ nước làm mát ra và vào động cơ, K. F - diện tích bề mặt phía trong các chi tiết tiếp xúc với môi chất công tác, m2: πD 22πεπDDS F =+πDS() +=+ h , (10.15) 221c ε − Giá trị tính toán mật độ dòng nhiệt có thể xác định từ phương trình truyền nhiệt. Mật độ dòng nhiệt truyền từ khí đến nước làm mát, kW/m2: q = k(Ttbt - Tn) , (10.16) k - Hệ số truyền nhiệt, kW/(m2K); Ttbt - Nhiệt độ tòch phân trung bình của môi chất, K; Tn - Nhiệt độ nước làm mát, K. Hệ số truyền nhiệt: 1 k = (10.17) 11αδλαmct++ n 2 αmct - Hệ số truyền nhiệt trung bình từ khí đến vách, kW/(m K); δ - Chiều dày vách, m; λ - Hệ số dẫn nhiệt của vật liệu vách, kW/(mK); 2 αn - Hệ số trao nhiệt từ vách đến nước làm mát, kW/(m K). Hệ số trao nhiệt trung bình từ khí đến vách: 1 ϕct αmct = ∫ αϕmc d (10.18) ϕct 0 ϕct - Góc quay tương ứng thời gian thực hiện một chu trình, độ; 2 αmc - Hệ số truyền nhiệt từ khí đến vách, kW/(m K); ϕ - Góc quay trục khuỷu tức thời, độ. Hệ số dẫn nhiệt của vật liệu vách ống lót xi lanh, kW/(mK), đối với gang nằm trong khoảng λ = 0,053÷0,063; đối với thép λ = 0,037÷0,047. Hệ số trao nhiệt từ vách đến nước làm mát phụ thuộc vào tính chất vật lý và tốc độ lưu động của nước, tốc độ lưu động tăng lên thì hệ số trao nhiệt cũng tăng lên. Khi tính toán hệ số trao nhiệt từ vách đến nước làm mát chọn trong khoảng sau, với piston có làm mát bằng nước: αn=1,5÷2,1 2 2 kW/(m K), với piston có làm mát bằng dầu nhờn: αn=1,0÷1,3, kW/(m K); đối với ống lót xi lanh αn được tính theo công thức trình bày trong mục 10.2. Nhiệt độ tích phân trung bình của khí trong ống lót xi lanh được tính theo công thức: 175
ϕct ∫ αϕmc Td 0 ()α mc T tb Ttbt == , (10.19) ϕct ()α mc tb ∫ αϕmc d 0 Tích phân trong công thức (10.18), (10.19) được tính theo phương pháp tích phân số hay tích phân đồ thị (hình 10.2). Nhiệt độ tích phân trung bình tính theo công thức (10.19) cao hơn nhiệt độ trung bình Ttb chu trình vì trong vùng buồng cháy áp suất và nhiệt độ khí có giá trị cao nên hệ số trao nhiệt từ khí đến vách αmc cao hơn hẳn. Trong khi đó nhiệt độ trung bình Ttb chu trình chỉ phụ thuộc vào nhiệt độ của môi chất: ϕct 1 TTdtb = ∫ ϕ . ϕct 0 Theo kết quả tính toán khi động cơ điezen tàu thuỷ làm việc ở chế độ toàn tải (không tăng áp) [1]: Ttbt = (1,6 - 1,8) Ttb - động cơ 4 kỳ; Ttbt = (1,4 - 1,6) Ttb - động cơ 2 kỳ. Nhiệt độ trung bình của nước làm mát được xác định theo công thức: Tn = (Tnr +Tnv)/2 Mật độ dòng nhiệt truyền từ khí đến vách tính theo phương trình trao nhiệt, kW/m2: qmc = αmct(Ttbt - T1) , (10.20) T1 - nhiệt độ trung bình vách ống lót xi lanh phía khí, K. Mật độ dòng nhiệt truyền qua vách được tính theo phương trình dẫn nhiệt, kW/m2: λ qTT=−() , (10.21) v δ 12 T2 - Nhiệt độ trung bình vách ống lót xi lanh phía nước làm mát, K; (δ = (Dn - D)/2, nếu ống lót xi lanh có Dn/D≤ 1,2 thì có thể bỏ qua độ cong của vách khi tính q, khi đó dùng công thức tính cho vách phẳng). Mật độ dòng nhiệt truyền từ vách đến nước làm mát được tính theo phương trình trao nhiệt, kW/m2: qvn=−α ()T2 T n . (10.22) Ở chế độ nhiệt ổn định mật độ dòng nhiệt được giữ không thay đổi: q = qmc = qv = qn (10.23) Giải đồng thời các phương trình trao đổi nhiệt có thể xác định nhiệt độ trung bình vách ống lót xi lanh về phía khí: TTtbtα mct+ β n T1 = , (10.24) αβmct + −1 β - Hệ số truyền nhiệt từ bề mặt phía trong vách đến nước: βδλα=+( 1 n ) . Theo phương trình (10.20) và (10.23) nhiệt độ trung bình vách ống lót xi lanh về phía khí có thể biểu diễn qua mật độ dòng nhiệt truyền cho nước làm mát : T1 = Ttbt - qδ/αmct. Nhiệt độ trung bình vách ống lót xi lanh về phía nước làm mát có thể xác định theo phương trình (10.21), sau khi biến đổi có dạng: T2 = T1 - qδ/λ. Sự thay đổi giá trị T1, T2 ở các chế độ khác nhau cho phép xem xét về đặc tính thay đổi nhiệt độ thực tế của vách và cũng là sự thay đổi ứng suất nhiệt. 176
Hình 10.2. Các đường cong thay đổi các thông số trao đổi nhiệt theo góc quay trục khuỷu khi áp suất tăng áp 100 kPa (đường liền); 180 kPa (đường nét đứt); 240 (đường gạch chấm) Từ công thức (10.10) thấy rõ ứng suất nhiệt tỷ lệ thuận với mật độ dòng nhiệt. Số liệu thực nghiệm cho thấy nhiệt độ vách ống lót xi lanh về phía khí thay đổi tỷ lệ với sự thay đổi mật độ dòng nhiệt. Như vậy sự thay đổi mật độ dòng nhiệt phụ thuộc vào một hoặc một số yếu tố cho phép đánh giá sự thay đổi ứng suất nhiệt nói chung. Theo số liệu thực nghiệm ở chế độ định mức: đối với động cơ hai kỳ mật độ dòng nhiệt q=175÷350 kW/m2, với động cơ bốn kỳ q = 87÷210 kW/m2. Đánh giá ứng suất nhiệt theo mật độ dòng nhiệt và nhiệt độ vách ống lót xi lanh khó khăn và phức tạp, do vậy cần phải sử dụng máy vi tính bằng cách mô hình hóa quá trình công tác động cơ. Trong một số trường hợp để đánh giá, so sánh ứng suất nhiệt động cơ có thể sử dụng tiêu chuẩn ứng suất nhiệt giả định. Các thông số giả định được được sử dụng rộng rãi, khi thay đổi các yếu tố khai thác các giá trị của chúng thay đổi tỷ lệ với mật độ dòng nhiệt. Ví dụ: trên cơ sở số liệu thực nghiệm về sự thay đổi mật độ dòng nhiệt phụ thuộc vào các thông số quá trình công tác các động cơ khác nhau A.K. Kôxchin đưa ra công thức đánh giá ứng suất nhiệt piston: ⎛ ⎞038,,⎛ ⎞088 05, D Ts qbCmp = ⎜ ⎟ ⎜ pgee ⎟ , (10.25) ⎝η nsp ⎠ ⎝ T0 ⎠ 177
b - Hệ số tính đến số thì của động cơ (b=1 đối với động cơ 4 kỳ; b=1,78 đối với động cơ 2 kỳ); Cm - Tốc độ trung bình của piston; D - Đường kính ống lót xi lanh, m; ηn - Hệ số nạp; ps, pe - Áp suất không khí nạp và áp suất có ích trung bình, kPa; ge - Suất tiêu hao nhiên liệu có ích, kg/(kwh); Ts, T0 - Nhiệt độ không khí trước cửa nạp vào ống lót xi lanh và môi trường xung quanh, K. Trên cơ sở đo nhiệt độ tại các điểm bất kỳ của piston của một trong các động cơ (loại chế tạo theo loạt) có thể chọn công thức thực nghiệm dạng phụ thuộc tuyến tính nhiệt độ điểm cụ thể vào thông số ứng suất nhiệt Ti = ai + qibi (ai,bi - hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào vị trí điểm đo, kết cấu piston và điều kiện làm mát nó). Khi đó sự phụ thuộc tuyến tính giữa nhiệt độ piston và ứng suất nhiệt được bảo toàn ứng với chế độ làm việc bất kỳ. Như vậy khi khai thác động cơ nhiệt độ tại điểm riêng biệt của piston có thể xác định nhờ thông số ứng suất nhiệt mà không phải đo trực tiếp. Tính ưu việt của thông số ứng suất nhiệt giả định là khả năng xác định nó theo các thông số có thể đo nhờ thiết bị đo. Nhưng cũng như mật độ dòng nhiệt thông số ứng suất nhiệt đặc trưng cho ứng suất nhiệt nói chung mà không thể đặc trưng cho ứng suất nhiệt ống lót xi lanh và các chi tiết trong trường hợp có độ chênh giữa các thông số quá trình công tác với giá trị trung bình. Trong quá trình khai thác động cơ người ta sử dụng nhiệt độ khí xả như là thông số ứng suất nhiệt gián tiếp. Ưu điểm của thông số này là có khả năng đánh giá ứng suất nhiệt của từng ống lót xi lanh riêng biệt đơn giản và cho phép đo trực tiếp nhờ thiết bị đo trên động cơ. Với một động cơ cụ thể dựa vào kết quả thử nghiệm trên bệ thử biết được nhiệt độ khí xả ứng với chế độ làm việc định mức. Sự tăng nhiệt độ khí xả vượt quá giá trị cho phép trong quá trình khai thác chứng tỏ ứng suất nhiệt cũng tăng quá mức cho phép. Tuy nhiên thông số này cho thông tin chưa được chính xác. Ví dụ: thỉnh thoảng chất lượng phun sương không đảm bảo khi động cơ dùng nhiên liệu nặng hay khi phụ tải động cơ tăng lên sẽ xẩy ra hiện tượng kết kốc và kẹt xéc măng thì nhiệt độ khí xả tăng lên, khi đó ứng suất nhiệt nhóm piston-ống lót xi lanh có thể chưa vượt quá trị số cho phép. Đối với động cơ có tăng áp màu khí xả, nhiệt độ của chúng thay đổi không rõ rệt, nếu không có thiết bị kiểm tra ứng suất nhiệt thì việc phát hiện hiện tượng sớm hơn và sự phát triển của chúng là khó khăn Khi động cơ làm việc theo đặc tính chân vịt nặng tải và khi lượng nhiên liệu cấp cho chu trình không thay đổi so với chế độ định mức thì nhiệt độ khí xả hoặc là không thay đổi, hoặc là giảm xuống, còn nhiệt độ piston khi đó tăng lên. Như vậy nhiệt độ khí xả không phải thường xuyên tương ứng với trạng thái ứng suất nhiệt thực tế các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh. Bởi thế trong quá trình khai thác khi đánh giá tải và và ứng suất nhiệt ống lót xi lanh phải sử dụng thông số này kết hợp với các thông số khác (pi, gct, pc, pz, ϕfs). Chính xác nhất trong số các chỉ tiêu ứng suất nhiệt gián tiếp đối với các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh là nhiệt độ của chúng tại các điểm thuận tiện cho việc đo. Phương pháp kiểm tra ứng suất nhiệt này được bắt đầu áp dụng tại các tổ hợp điezen tự động hóa. Nhiệt độ được đo nhờ cặp nhiệt đặt trong ống lót xi lanh. So sánh nhiệt độ điểm đo ở chế độ bất kỳ với chế độ định mức khi thử bệ cho phép đánh giá trạng thái ứng suất nhiệt tương đối các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh ứng với mỗi xi lanh nói riêng và sử dụng biện pháp xử lý nếu ứng suất nhiệt vượt quá giới hạn cho phép. Trong một số tổ hợp điezen tự động hóa trong trường hợp nhiệt độ tại điểm đo bất kỳ vượt quá giới hạn trên thì công suất động cơ tự động giảm xuống bằng cách giảm lượng nhiên liệu cấp cho chu trình. Trong các hệ thống dự đoán dùng để kiểm tra ứng suất nhiệt ống lót xi lanh người ta sử dụng độ chênh nhiệt độ giữa hai điểm tại vành gờ ống lót xi lanh. Nhiệt độ được đo nhờ cặp nhiệt. 10.4. Ảnh hưởng các yếu tố kết cấu và khai thác đến ứng suất nhiệt 10.4.1. Các yếu tố kết cấu 178
Hình 10.3. Sơ đồ truyền nhiệt qua vách. Ttb, T1,T2, Hình 10.4. Sơ đồ truyền nhiệt qua vách Tn-nhiệt độ trung bình của khí, nhiệt độ mặt trong, có chiều dày khác nhau khi cùng điều ngoài vách ống lót xi lanh và nước làm mát; δ-chiều kiện truyền nhiệt (αn) dày vách. Phân tích các yếu tố kết cấu cho phép đánh giá tính hợp lý kết cấu các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh, hiểu được sự cần thiết phải giải quyết vấn đề kết cấu, làm rõ hướng phát triển ngành chế tạo động cơ. Một số yếu tố sau đây ảnh hưởng rõ rệt đến ứng suất nhiệt động cơ: chiều dày vách chi tiết được làm mát; tiết diện lưu thông ống dẫn nước làm mát; phân bố bề mặt làm mát; tính chất vật lý chất lỏng dùng làm mát piston (nước, hay dầu); vật liệu dùng để chế tạo piston; phương pháp làm mát xupáp xả; đường kính ống lót xi lanh. Biểu diễn trên hình vẽ về ảnh hưởng các yếu tố kết cấu và khai thác đến nhiệt độ vách và độ chênh nhiệt độ trong đó dùng để phân tích đồ thị về truyền nhiệt gọi là phương pháp vách tương đương (hình 10.3). Với cùng một hệ số tỷ lệ đặt trên trục hoành chiều dày thực tế của vách, về phía khí đặt tỷ số λ/αmct, về phía nước λ/αn, theo trục tung đặt nhiệt độ trung bình của khí Tmct và nhiệt độ nước Tn. Từ đó xác định được 2 điểm a; d, nối đoạn thẳng a, d sẽ cắt vách tương đương tại b, c, xác định được nhiệt độ phía khí và nước như hình vẽ (T1, T2). Độ dốc của đường thẳng ad tỷ lệ với mật độ dòng nhiệt q. So sánh các giá trị T1, T2 ứng với các chế độ khác nhau có thể đánh giá đặc tính thay đổi nhiệt độ và độ chênh tại vách và ảnh hưởng các yếu tố khác nhau đến các chỉ số này. Hình 10.5. Piston động cơ Fiat. 1.phần đầu piston; 2.thân; 3.cán piston. 179
Nhiệt độ vách và độ chênh nhiệt độ hai phía phụ thuộc vào chiều dày vách chi tiết được làm mát. Từ hình 10.4 thấy rõ khi giảm chiều dày vách δ thì độ chênh nhiệt độ hai phía vách giảm (T1-T2) và giảm cả nhiệt độ vách về phía khí T1, do đó ứng suất nhiệt các chi tiết giảm. Khi đó mật độ dòng nhiệt truyền cho nước làm mát tăng lên do giảm sức cản nhiệt của vách. Giảm chiều dày vách ống lót xi lanh được áp dụng rộng rãi để giảm ứng suất nhiệt piston-ống lót xi lanh. Độ bền cơ học khi đó được đảm bảo bởi Hình 10.6. Sự phân bố nhiệt độ tại phần đầu piston các gân gia cường trên đỉnh piston. động cơ Fiat khi pe =760 kPa. (đường liền-bề mặt Trên hình 10.5 biểu diễn 2 dạng kết ngoài; đường nét đứt-bề mặt trong). cấu piston hãng Fiat đối với động cơ cao tốc, nhờ chiều dày vách nhỏ nên nhiệt độ bề mặt đỉnh gần như đồng đều nhau. Sự phân bố nhiệt độ tại phần đầu piston khi pe =760 kPa được biểu diễn trên hình 10.6. Đồ thị hình 10.7.a biểu diễn sự thay đổi nhiệt độ tại các điểm của phần đầu piston 1, 2, 3 với n=102 v/ph khi động cơ làm việc theo các đường đặc tính phụ tải, trên hình 10.7,b biểu diễn sự thay đổi nhiệt độ tại điểm t phần đầu piston khi động cơ làm việc theo đặc tính chân vịt (đường 4) và khi pe =const (đường 5). Hình 10.7. Sự phân bố nhiệt độ tại phần đầu piston động cơ Fiat phụ thuộc vào áp suất có ích trung bình và vòng quay. a) động cơ làm việc theo đường đặc tính tải; b) động cơ làm việc theo đường đặc tính chong chóng; 1, 2, 3- nhiệt độ tại các điểm 1, 2, 3 của phần đầu piston; 4, 5. nhiệt độ tại điểm t khi động cơ làm việc theo đặc tính chong chóng và khi pe=const. Trong các động cơ trung tốc thường sử dụng kết cấu piston phân đoạn, phần đầu được chế tạo bằng thép, thân được chế tạo bằng hợp kim nhôm. Phần đầu thường được làm mát bằng dầu. 180
Giảm tiết diện lưu thông đường nước làm mát tốc độ dòng chảy tăng lên, làm tăng hệ số trao nhiệt từ vách đến chất lỏng làm mát αn làm giảm tỷ số λ/αn (hình 10.8) nên nhiệt độ của vách giảm. Hiệu quả lớn nhất của độ giảm nhiệt độ vách do tăng tốc độ nước làm mát đạt được khi áp suất, nhiệt độ khí trong ống lót xi lanh cao, khi đó hệ số trao nhiệt từ khí đến vách αmc cao và hệ số trao nhiệt từ vách đến nước αn cũng tăng lên. Người ta sử dụng phương pháp này để làm tăng khả năng làm mát nắp xi lanh và bề mặt phần nóng nhất của ống lót xi lanh. Trong các loại động cơ diesel hiện đại thường sử dụng ống lót xi lanh thành dày, nắp xi lanh và piston có các lỗ nhỏ cho chất làm mát đi qua, đại diện cho dạng kết cấu này là ống lót xi lanh diesel Sulzer RND, phía trên nước chảy theo các lỗ xiên. Với diesel Sulzer RND-M ở gần các bề Hình 10.8. Sự thay đổi các thông mặt nắp xi lanh và ống lót xi lanh có bố trí các ống nước, vì số truyền nhiệt qua vách ống lót xi vậy, có thể sử dụng ống lót xi lanh thành mỏng nên làm lanh dộng cơ 2 kỳ thấp tốc phụ giảm hẳn nhiệt độ vách về phía khí và độ chênh nhiệt độ thuộc vào tải và cường độ làm vách (hình 10.9). mát. Khi động cơ làm việc ở chế độ nhỏ tải, nhiệt độ của vách về phía khí không ảnh hưởng đến điều kiện bôi trơn nên nhiệt độ nước làm mát cần giữ ở mức độ cao trong giới hạn cho phép nhằm hoàn thiện quá trình cháy nhiên liệu. Đối với một số động cơ hai kỳ để giảm ứng suất nhiệt và ứng suất cơ của piston thường sử dụng kết cấu piston đỉnh dày và bố trí nhiều lỗ cho nước làm mát qua gọi là kết cấu kiểu tổ ong. Ảnh hưởng của đường kính ống lót xi lanh: khi tăng đường kính ống lót xi lanh sẽ tăng ứng suất nhiệt do tăng chiều dày vách, tăng lượng nhiên liệu cháy, cũng như làm tăng dòng nhiệt truyền vào môi trường làm mát. Mức độ ảnh hưởng của đường kính ống lót xi lanh đến ứng suất nhiệt của diesel được đánh giá thông qua công thức (10.25). Để tăng hiệu suất chỉ thị một số động cơ diesel tàu thuỷ hiện đại thế hệ mới của hãng MAK chỉ cho nước làm mát phần buồng cháy, tuy nhiên vẫn đảm Hình 10.9. Các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh động cơ bảo ứng suất nhiệt ống lót xi Sulzer RND-M và nhiệt độ tại các điểm đặc trưng: 1. nắp xi lanh; lanh, sự làm việc an toàn, tin cậy 2. ống lót xi lanh. và tuổi thọ động cơ. 10.4.2. Yếu tố sử dụng Các yếu tố sử dụng ảnh hưởng đến quá trình truyền nhiệt và ứng suất nhiệt của diesel là: phụ tải của xi lanh, sức cản và nhiệt độ nước làm mát, sự tồn tại các lớp cáu cặn, làm mát không khí tăng áp, 181
sức cản trên đường nạp, khối lượng không khí nạp, vòng quay ban đầu của trục khuỷu khi khởi động và chế độ dừng động cơ. Đặc biệt là chất lượng cháy và phụ tải giữa các xi lanh không đồng đều do trạng thái kỹ thuật động cơ giảm xuống theo thời gian khai thác, gây hiện tượng quá tải một số xi lanh, khi đó nhiệt độ nhóm piston-ống lót xi lanh tăng lên đột ngột, nhất là các bề mặt tiếp xúc khí cháy. 10.4.2.1. Phụ tải của xi lanh Phụ tải của xi lanh được đánh giá thông qua áp suất có ích trung bình pe. Khi tăng tải nhiệt độ trung bình và hệ số trao đổi nhiệt từ khí đến vách tăng lên, chiều dày của vách tương đương giảm. Nhiệt độ vách và độ chênh nhiệt độ của vách tăng lên tức là ứng suất nhiệt của động cơ tăng lên (hình 10.10). Từ các sơ đồ truyền nhiệt thấy rõ, ở vùng nhiệt tải cao khi tăng áp suất pe sẽ làm tăng nhiệt độ vách. Đó là một trong những nguyên nhân chính làm cháy séc măng, xước và bó piston khi động cơ làm việc lâu dài ở chế độ tải cao hoặc từng xi lanh riêng bị quá tải. Theo qui phạm đăng kiểm cho phép quá tải 10% công suất định mức trong thời gian không quá từ 1-2 giờ và lần quá tải sau cách lần quá trước không ít hơn 12 giờ. Sự quá tải về ứng suất nhiệt của động cơ có thể xảy ra khi giá trị của pe ứng với định mức trong Hình 10.10. Sự thay đổi các thông số truyền nhiệt theo áp suất có trưòng hợp động cơ làm việc ích trung bình. ttb -nhiệt độ trung bình của khí; t1,t2, tn -nhiệt độ bề ở chế độ nặng tải với số vòng mặt trong, ngoài vách và nước làm mát; q-mật độ dòng nhiệt; Qn- quay thấp. Chân vịt nặng tải nhiệt lượng truyền cho nước làm mát. xảy ra trong các trường hợp sau: khi sức cản bên ngoài tăng do sóng to gió lớn, vỏ tàu và chân vịt bị hà bám, tàu lai-kéo, tàu làm việc trong vùng băng tuyết, vùng nước nông, ở chế độ buộc tàu. Khi đó đường đặc tính chong chóng dốc hơn chế độ định mức. Trong trường hợp động cơ làm việc ở chế độ nặng tải mà lượng nhiên liệu cấp cho chu trình như định mức thì số vòng quay của động cơ nhỏ hơn định mức, lượng khí đi qua tuabin giảm, tương ứng giảm lượng không khí qua máy nén và động cơ. Do vậy áp suất tăng áp và hệ số dư lượng không khí giảm, làm xấu quá trình nạp và tăng nhiệt độ của vách, tăng ứng suất nhiệt chung động cơ. Trong những trường hợp như vậy, cần phải giảm lượng nhiên liệu cấp cho chu trình và chuyển động cơ về làm việc theo đường đặc tính giới hạn, khi đó ứng suất nhiệt động cơ không vượt quá ứng suất nhiệt ở chế độ định mức. 10.4.2.2. Ảnh hưởng của nhiệt độ nước làm mát Nhiệt độ nước làm mát ảnh hưởng đến ứng suất nhiệt khác nhau. Với hệ thống làm mát kín, nhiệt độ nước làm mát ra khỏi động cơ 65÷750C đối với động cơ thấp tốc, 75÷850C đối với động cơ trung tốc, với động cơ cao tốc nước làm mát ra khỏi động cơ có thể lên tới 95 0C. Khi tăng nhiệt độ nước làm mát làm giảm độ chênh nhiệt độ của vách, nên ứng suất nhiệt giảm, giảm tổn thất nhiệt cho nước làm mát, quá trình cháy của nhiên liệu tốt hơn, nhưng khi nhiệt độ của vách tăng làm xấu điều kiện 182
bôi trơn ống lót xi lanh, có thể làm cháy séc măng. Khi sử dụng nhiện liệu nặng nếu nhiệt độ nước làm mát ra khỏi động cơ thấp hơn 55oC sẽ xảy ra hiện tượng ăn mòn nhanh do sự ngưng tụ hơi nước và ô xít lưu huỳnh ở vách ống lót xi lanh. Do vậy nhiệt độ nhỏ nhất của nước làm mát ra khỏi động cơ là 60oC. 10.4.2.3. Ảnh hưởng của tính chất chất lỏng làm mát và vật liệu chế tạo chi tiết Thông thường người ta sử dụng dầu tuần hoàn hoặc nước ngọt để làm mát các chi tiết động cơ. Nước là môi trường làm mát tốt nhất vì nhiệt dung riêng của nước lớn, hệ số truyền nhiệt từ vách tới nước lớn, do đó nhiệt độ của vách thấp hơn so với làm mát bằng dầu ngay cả khi phụ tải động cơ cao. Với động cơ có kích thước ống lót xi lanh nhỏ (D<150 mm) thì piston thường không làm mát. Sự truyền nhiệt từ piston thực hiện chủ yếu qua séc măng tới ống lót xi lanh. Để giảm ứng suất nhiệt thì piston dạng này được chế tạo bằng hợp kim nhôm. Do nhôm có tính dẫn nhiệt tốt hơn các kim loại đen nên tăng được sự truyền nhiệt từ piston qua séc măng tới ống lót xi lanh. Khi phụ tải không đổi thì nhiệt độ tại các điểm đặc trưng của piston hợp kim nhôm nhỏ hơn nhiệt độ của piston thép hoặc piston gang. Với động cơ bốn kỳ và hai kỳ quét thẳng qua xupáp thì một trong những chi tiết chịu ứng suất nhiệt cao là xupáp xả. Để giảm ứng suất nhiệt của xupáp xả thường chế tạo xupáp xả có kết cấu ghép và được làm mát thông qua hộp xupáp. 10.4.2.4. Ảnh hưởng của lớp cáu cặn ở vách các chi tiết được làm mát Cáu cặn ở vách các chi tiết được làm mát bằng nước và cặn dầu ở đỉnh piston về phía dầu nhờn khi làm mát bằng dầu sẽ làm tăng ứng suất nhiệt của các chi tiết nhóm piston- ống lót xi lanh. Lớp cáu cặn có độ dẫn nhiệt kém làm nhiệt độ của vách tăng mặc dù chiều dày của nó nhỏ nên mật độ dòng nhiệt truyền vào môi trường làm mát giảm, nhiệt độ vách về phía chất khí tăng (hình 10.10). Sự hình thành cặn dầu ở đỉnh piston về phía dầu nhờn làm mát sẽ làm giảm độ bền cơ học của vật liệu, tạo ra các vết nứt, làm cháy kim loại hoặc làm tăng tốc độ mòn của rãnh xéc măng. Như vậy, sự tạo thành lớp cáu cặn về phía làm mát sẽ làm giảm khả năng truyền nhiệt ra bên ngoài và làm tăng ứng suất nhiệt. Tuy nhiên, sự tồn tại lớp muội nhão ở đỉnh piston về phía ngọn lửa có tác dụng làm giảm nhiệt độ của đỉnh piston, nhưng gây ra các tác hại khác. Hình 10.10. Sơ đồ truyền nhiệt qua vách khi tồn tại lớp cáu cặn về phía 10.4.2.5. Ảnh hưởng của nhiệt độ không khí tăng áp làm mát. Nhiệt độ không khí tăng áp Ts ảnh hưởng đến ứng suất nhiệt giống như ảnh hưởng của phụ tải. Khi giảm nhiệt độ Ts sẽ làm giảm nhiệt độ của môi chất trong toàn bộ chu trình, làm giảm nhiệt độ trung bình của vách và hệ số tỏa nhiệt của khí. Làm mát không khí tăng áp là biện pháp tốt nhất để giảm ứng suất nhiệt và tăng công suất động cơ. Dựa vào số liệu thực nghiệm thấy rõ cứ giảm không khí tăng áp xuống 10oC có thể làm tăng công suất động cơ lên 2,5÷3%. Nếu tàu hoạt động ở những vùng có nhiệt độ cao thì nhiệt độ của không khí trước khi vào tua bin tăng áp cao, để giữ ứng suất nhiệt của động cơ không đổi thì phải giảm lượng cấp nhiên liệu cho một chu trình, do đó công suất của động cơ cũng giảm. Nếu sử dụng chất nhũ tương dầu nước thì cải thiện được ứng suất nhiệt động cơ như làm việc ở vùng nhiệt đới. 10.4.2.6. Ảnh hưởng của hệ số nạp đến ứng suất nhiệt Yếu tố này thể hiện qua công thức 10.25. tính ứng suất nhiệt piston. 10.4.2.7. Ảnh hưởng của suất tiêu hao nhiên liệu có ích Suất tiêu hao nhiên liệu có ích là một trong những thông số ảnh hưởng nhiều đến ứng suất nhiệt. Trong quá trình khai thác động cơ, trạng thái kỹ thuật kém sẽ làm tăng ge , làm xấu khả năng tự cháy 183
và cháy của nhiên liệu. Nếu ống lót xi lanh và xéc măng bị mòn nhiều sẽ làm giảm áp suất cuối quá trình nén, nếu giữ nguyên phụ tải (giữ nguyên lượng nhiên liệu cấp cho chu trình) thì nhiên liệu cháy không hết do hệ số không khí thừa α nhỏ. Nếu bộ đôi bơm cao áp và miệng phun của vòi phun bị mòn nhiều thì chất lượng phun nhiên liệu kém, kéo dài thời gian phun nhiên liệu trong một chu trình. Các yếu tố trên sẽ làm tăng suất tiêu hao nhiên liệu ge, làm tăng nhiệt độ của khí trong ống lót xi lanh và vách, làm tăng ứng suất nhiệt của điezen. Để đảm bảo tính kinh tế gần với trạng thái ban đầu thì phải định kỳ vệ sinh lớp cáu bẩn ở các đường ống dẫn không khí (như ở bầu lọc, bầu làm mát không khí tăng áp, cửa nạp và cửa xả, lưới chắn), tạo điều kiện cho quá trình nạp khí vào ống lót xi lanh, tăng hệ số nạp và hệ số không khí thừa α, hạ thấp nhiệt độ không khí trong ống lót xi lanh để giảm ứng suất nhiệt của động cơ. Mặt khác cần định kỳ kiểm tra độ mài mòn của ống lót xi lanh, độ kín khít của séc măng khí, độ kín khít của bộ đôi bơm cao áp và đầu phun, duy trì sự giống nhau áp suất và nhiệt độ cuối quá trình nén giữa các xi lanh, lượng nhiên liệu cấp cho chu trình, góc phun sớm nhiên liệu và áp suất nâng kim phun. Việc giảm ge và ứng suất nhiệt của động cơ trong quá trình sử dụng chỉ có thể đạt đựơc bằng cách duy trì độ nhớt hợp lý của nhiên liệu hoặc sử dụng chất nhũ tương dầu nước mà không thay đổi phụ tải của động cơ sẽ hạ thấp nhiệt độ của khí thải từ 10-150C. Để tính trao đổi nhiệt, ứng suất nhiệt trong động cơ diesel và nghiên cứu các yếu tố ảnh hưởng có thể sử dụng sở đồ khối trình bày trên hình 12.5. 10.5. Ứng suất nhiệt trong động cơ ở các chế độ chuyển tiếp Các công trình nghiên cứu cho thấy ứng suất nhiệt của nhóm piston-ống lót xi lanh động cơ không chỉ đặc trưng bởi ứng suất nhiệt và nhiệt độ của các chi tiết mà còn đặc trưng bởi tốc độ biến thiên của nhiệt độ và gradien nhiệt độ của vách. Các chi tiết của nhóm piston-ống lót xi lanh chịu ứng suất nhiệt lớn nhất thường ở các chế độ trao đổi nhiệt không ổn định, đặc biệt là ở các chế độ chuyển tiếp như: khởi động, ma nơ, chuyển nhanh đến chế độ toàn tải, đóng tải, dừng đột ngột. 10.5.1. Chế độ khởi động Khi khởi động động cơ xảy ra quá trình trao đổi nhiệt mãnh liệt giữa khí với vách ống lót xi lanh nhưng khi đó chỉ có một phần nhiệt lượng được truyền tới nước làm mát, còn phần lớn nhiệt lượng tích tụ lại làm nóng nhanh vách ống lót xi lanh nhất Hình 10.12. Sự thay đổi nhiệt độ là khi khởi động động cơ ở trạng thái nguội lạnh, khi đó nhiệt độ của vách ống lót xi lanh khi khởi vách ống lót xi lanh không lớn nhưng tốc độ biến thiên của nhiệt động diesel hai kỳ: s-chiều dày độ và građien nhiệt độ của vách lớn (hình 10.12). Để loại trừ ứng vách ống lót xi lanh. suất vượt quá ứng suất nhiệt cho phép (σt ≤ [σt]) thì trước khi khởi động cơ, nhất là khi trời lạnh phải sấy nóng bằng nước ấm. Sau khi sấy nóng động cơ, ứng suất nhiệt của ống lót xi lanh giảm xuống. Thời gian để đạt chế độ nhiệt ổn định sau khi khởi động phụ thuộc vào kích thước và kết cấu của các chi tiết nhóm piston - ống lót xi lanh, vòng quay động cơ. ở những động cơ có kích thước ống lót xi lanh bé thì thời gian cần là 10÷15 phút, còn các động cơ thấp tốc có kích thước ống lót xi lanh lớn thì thời gian có thể kéo dài từ 30÷60 phút (đối với từng động cơ có hướng dẫn cụ thể). 10.5.2. Chế độ dừng đột ngột động cơ Khi dừng đột ngột động cơ thì nhiệt độ của nhóm piston-ống lót xi lanh tăng lên do bơm nước và bơm dầu ngừng hoạt động. Ví dụ: Với động cơ 760/1500VGSU nếu dừng đột ngột động cơ thì nhiệt độ của đỉnh piston sau 2 phút sẽ tăng lên đến 250÷275oC. Nếu ở nhiệt độ đó, khởi động động cơ lần thứ hai có thể tạo nên những lớp cặn đọng trên bề mặt tiếp xúc với dầu nhờn, xuất hiện sự rạn nứt do tồn tại ứng suất co ngót. Vì vậy, khi nhận tải đột ngột và dừng liên tục động cơ (như khi đảo chiều 184
quay) thì nhiệt độ có thể tăng rõ rệt ở những điểm khác nhau, làm tăng građien nhiệt độ. Khi khởi động lại có thể làm nứt piston do tác dụng của ứng suất cục bộ. Để đảm bảo sự làm việc bình thường của nhóm piston-ống lót xi lanh thì trong những trường hợp như thế, cần phải đảm bảo kéo dài thời gian từ chế độ định mức đến khi dừng động cơ ít nhất là 30÷60 phút và có chế độ làm mát phù hợp (trừ trường hợp khẩn cấp). Sau khi dừng động cơ thì bơm nước và bơm dầu tiếp tục hoạt động trong thời gian không nhỏ hơn 30 phút. Khi khởi động động cơ, đặc biệt sau một thời gian dừng lâu hoặc thời tiết lạnh (nhiệt độ không khí trong buồng máy thấp hơn 80C) thì cần phải sưởi nóng động cơ cùng với hâm nóng dầu nhờn trong các két tuần hoàn hoặc trong các te cho đến nhiệt độ 25÷32oC. 10.5.3. Chế độ thay đổi tải Trong quá trình khai thác công suất động cơ thường phải thay đổi phù hợp với phụ tải bên ngoài, do đó vòng quay và các thông số công tác của hệ thống cấp nhiên liệu, hệ thống phối khí thay đổi theo. Khi làm việc ở các chế độ này (chế độ khác với định mức), chất lượng cấp nhiên liệu, chất lượng nạp không khí, tỷ số giữa lượng không khí và lượng nhiên liệu cấp cho chu trình không tương ứng, do đó chất lượng hoà trộn hỗn hợp xấu đi rõ rệt, làm xấu chất lượng quá trình cháy, quá trình cháy kéo sang đường giãn nở. Tất cả điều đó làm giảm hiệu suất chỉ thị, tăng ứng suất nhiệt các chi tiết chủ yếu của động cơ, tăng độc tố khí xả xả ra môi trường. Các hiện tượng này thường xảy ra đối với các động cơ chính tàu kéo-đẩy, các động cơ lai máy phát điện phục vụ cho cần cẩu, các động cơ ô tô tải, đặc biệt đối với động cơ có tăng áp bằng tua bin khí thải. Các chế độ tải thường gặp đối với chúng là: tăng-giảm tốc, đóng-ngắt tải, thay đổi tải có chu kỳ và thay đổi tải liên hợp, các chế độ này được gọi chung là chế độ chuyển tiếp. Khi tải thường xuyên thay đổi do xung của khí và sự rung động động cơ làm cho hệ số trao nhiệt từ khí đến vách ống lót xi lanh, từ vách đến nước, cũng như độ chênh nhiệt độ giữa vách trong, ngoài các chi tiết tiếp xúc với môi chất công tác thay đổi theo thời gian. Trong thời gian chuyển tiếp trạng thái nhiệt giữa các lớp, giữa các vùng vật liệu của các chi tiết tiếp xúc với môi chất công tác có độ chênh lớn, ứng suất giữa chúng không đồng đều nhau, do đó trong các thời kỳ này các lớp vật liệu luôn luôn bị kéo nén, bị biến dạng. Biến dạng dẻo và kéo nén nhiều lần sẽ xuất hiện các vết rạn nứt. Trong quá trình làm việc dầu bôi trơn dưới tác dụng của áp suất nén của xéc măng, áp suất khí cháy và rung động tần số cao, tần số thấp thấm sâu vào các vết rạn và phát triển dần lên, các vết nứt xuất hiện. Các phần tử vật liệu bề mặt dưới tác dụng của các yếu tố nêu trên và lực ma sát của xéc măng, piston tách dần ra khỏi bề mặt làm việc. Như vậy khi làm việc ở các chế độ chuyển tiếp ứng suất nhiệt các chi tiết chủ yếu của động cơ tăng lên, và sự tích tụ biến dạng dư vượt quá giới hạn cho phép góp phần phá hỏng vật liệu. 10.6. Cân bằng nhiệt động cơ diesel 185
Trong quá trình làm việc của động cơ chỉ một phần nhiệt lượng toả ra khi cháy nhiên liệu chuyển thành công có ích, phần còn lại truyền cho nước làm mát, khí xả và cháy không hoàn toàn. Để xác định phần nhiệt mất mát, trên cơ sở đó tìm các biện pháp giảm phần tổn thất, nâng cao hiệu suất chung của thiết bị động lực thì cần phải xác lập cân bằng nhiệt. Đây là giai đoạn cuối cùng của qui trình tính động cơ, việc xác lập cân bằng nhiệt có các ý nghĩa sau: - Xác định được giá trị các phần nhiệt tổn thất, dựa vào đó đưa ra các biện pháp giảm tổn thất bằng cách sử dụng lại một phần các tổn thất này; - Dựa vào cân bằng nhiệt động cơ Hình 10.13. Sơ đồ cân bằng nhiệt động cơ. để tính các thiết bị phụ trang bị cho QT-nhiệt lượng toàn bộ; Qi-nhiệt lượng tương đương các hệ thống phục vụ động cơ, ví dụ: công chỉ thị; Qe-nhiệt lượng tương đương công có ích; các thiết bị hệ thống làm mát, bôi trơn, Qlm-nhiệt lượng toả ra môi trường làm mát; Qx-nhiệt tua bin-máy nén, nồi hơi khí xả; lượngdo khí xả xả ra ngoài; Qcl- phần nhiệt lượng ứng - Kiểm tra lại việc tính động cơ, với các tổn thất khác; Qms -nhiệt lượng tương đương công lượng nhiệt tiêu hao cho động cơ phải tiêu hao cho ma sát và lai các cơ cấu phụ;Qx1-nhiệt bằng lượng nhiệt cấp vào động cơ. lượng ứng với toàn bộ năng lượng khí xả ra khỏi xupáp Phương trình cân bằng nhiệt có xả; Qv-tổn thất nhiệt trao cho vách; Qm-nhiệt lượng ứng dạng, kW: với ma sát truyền cho môi trường làm mát; Qcr-nhiệt lượng mất mát do cháy không hoàn toàn; Q -nhiệt Q = Q + Q + Q + Q kx T e lm x cl truyền từ khí xả ra môi trường làm mát; Q -nhiệt lượng (10.26) dn ứng với động năng dòng khí xả; Qbx-nhiệt lượng mất QT - Lượng nhiệt toả ra khi đốt mát do bức xạ. cháy Bh kg nhiên liệu trong một giờ; Qe - Lượng nhiệt tương đương với công có ích của động cơ; Qlm - Lượng nhiệt toả ra cho môi trường làm mát; Qx - Lượng nhiệt do khí xả mang ra ngoài; Qcl - lượng nhiệt tổn thất còn lại không tính được. Các thành phần nhiệt trong phương trình (10.26) có thể tính như sau: Nhiệt lượng toàn bộ động cơ sinh ra trong 1 giờ, kW: QT = BhQH (10.27) Bh - Lượng nhiên liệu cấp cho động cơ trong 1 giờ, kg/h; QH - Nhiệt trị thấp của nhiên liệu, kJ/kg. Lượng nhiệt tương đương với công có ích trong 1 giờ, kW: Qe = Ne. Trong thời gian hoạt động các chi tiết nhóm piston-ống lót xi lanh, tua bin khí xả tiếp xúc với khí cháy có nhiệt độ cao. Khả năng làm việc và tính tin cậy khai thác của các chi tiết này được đảm bảo nhờ làm mát. ống lót xi lanh và nắp xi lanh thường được làm mát bằng nước ngọt, piston được làm mát bằng nước ngọt hoặc bằng dầu nhờn, vòi phun được làm mát bằng nước ngọt hoặc bằng dầu diesel. Khi thử nghiệm cân bằng nhiệt người ta xác định lượng nhiệt nhả ra từ từng cụm chi tiết. Tổn thất nhiệt cho môi trường làm mát (nước, dầu diesel hay dầu nhờn), kW: Qlm = (Glm/3600) c (Tr - Tv), (10.28) 186
Glm- Lưu lượng chất làm mát, kg/h; c - Tỷ nhiệt chất làm mát, kJ/(kgK); Tr, Tv- Nhiệt độ chất làm mát vào, ra khỏi cụm chi tiết được làm mát, K. Tổn thất nhiệt do khí xả mang đi được tính bằng hiệu nhiệt độ của khí ra khỏi tua bin và vào máy nén: B Q =−h McTLcTϕϕ,,, , , ,(10.29) x 3600 ()22taptbt aptb 0 M2t - khối lượng khí xả, mol; T2t - nhiệt độ khí xả sau tua bin, K. Phần nhiệt tương đương với tổn thất cơ giới không được tính trong cân bằng nhiệt. Lượng nhiệt toả ra do ma sát giữa piston và ống lót xi lanh chủ yếu truyền cho nước làm mát ống lót xi lanh. Lượng nhiệt ma sát của các ổ đỡ truyền cho dầu bôi trơn tuần hoàn. Như vậy, Qlm tính đến cả lượng nhiệt do khí truyền qua vách các chi tiết và một phần nhiệt ma sát. Một phần nhỏ nhiệt ma sát được tính trong thành phần Q . cl Qcl tính đến các thành phần tổn thất nhiệt do cháy không Hình 10.14. Sự thay đổi các hoàn toàn, do tốc độ lưu động của khí xả, do bức xạ ra môi thành phần cân bằng nhiệt phụ trường xung quanh, do đo không chính xác và các tổn thất thuộc vòng quay và phụ tải không tính được: khi động cơ lai chong chóng. Qcl = QT - (Qe + Qlm + Qx). (10.30) Sơ đồ cân bằng nhiệt trong động cơ biểu diễn trên hình 10.13. Các thành phần trong phương trình cân bằng nhiệt có thể tính theo phần trăm toàn bộ lượng nhiệt cấp vào động cơ: qe= (Qe/QT)100%; qlm= (Qlm/QT)100%; qx= (Qx/QT)100%; qcl= (Qcl/QT)100%. (10.31) Nên có thể viết: qe+ qlm+ qx+ qcl = qT = 100%. (10.32) Ở chế độ định mức thành phần phần trăm cân bằng nhiệt nằm trong giới hạn sau (%): qe = 35÷51; qlm = 15÷28; qx = 25÷42; qcl = 1÷8. Các thành phần cân bằng nhiệt một số động cơ chính tàu thuỷ của một số hãng trình bày trên bảng 10.1. Trên hình 10.14. biểu diễn sự thay đổi các thành phần cân bằng nhiệt tương đối theo tải và vòng quay động cơ. Từ đồ thị thấy rõ, khi tăng tải qe tăng lên, tổn thất nhiệt cho nước làm mát qlm giảm, nhưng tăng một ít tổn thất nhiệt cho khí xả, ngoài ra còn biểu diễn phần nhiệt tương ứng do làm mát vòi phun qvf, làm mát không khí tăng áp qlmk, làm mát tua bin-máy nén qtb, làm mát piston qp và lượng nhiệt trao cho dầu bôi trơn qbt. Bảng 10.1. Các thành phần cân bằng nhiệt của một số động cơ chính tàu thuỷ Hạng, loại Ne n ge Các thành phần cân bằng nhiệt động cơ kW v/ph g/(kW.h qe qx qlm qlmk qbt qcl . ) SULZER 9ДΚPH76/155 1320 150 206 0,409 0,33 0,16 - 1,10 0,01 0 6ДΚPH90/190 1765 102 187 0,45 0,29 0,10 0,14 0,01 - 0 187
6ДΚPH58/170 8460 105 175 0,481 0,264 0,083 0,164 0,008 - MAN - “BURMEISTER & VAIN” 8ДΚPH74/160 1007 120 210 0,4 0,372 0,124 - 0,04 0,06 5 8ДΚPH84/180 1540 100 210 0,402 0,365 0,10 0,04 - 0,08 0 6ДΚPH67/140 8000 140 210 0,4 0,32 0,107 0,10 0,042 0,031 6ДΚPH67/170 8750 109 190 0,444 0,262 0,094 0,153 0,035 0,002 6ДΚPH60/190 8000 101 174 0,485 0,260 0,074 1,173 0,008 - 14ЧΚ52/55 1030 430 196 0,43 0,28 0,081 1,147 0,053 0,01 0 MITSUBSHI ДΚPH58/108 210 0,399 0,325 0,088 0,153 0,032 0,04 ДΚPH60/150 1390 140 192 0,44 0,28 0,102 0,12 0,038 0,02 0 SEMT - PILTIC 12ЧH40/46 5740 520 209 0,403 0,337 0,157 0,08 0,035 0,01 qe, qx, qlm, qlmk, qbt, qcl - nhiệt lượng tương ứng với công có ích, khí xả mang đi, truyền cho môi trường làm mát, làm mát không khí tăng áp, làm mát dầu bôi trơn và phần còn lại tính bằng %. 10.7. Các biện pháp giảm tổn thất nhiệt động cơ diesel Theo kết quả cân bằng nhiệt thấy rõ, một phần đáng kể nhiệt lượng cháy nhiên liệu truyền cho nước làm mát và khí xả xả ra ngoài. Sử dụng hợp lý phần nhiệt tổn thất này làm giảm suất tiêu hao nhiên liệu và tăng tính kính kinh tế hệ động lực. Đối với các động cơ diesel tàu thuỷ hiện đại đều sử dụng rộng rãi sơ đồ tận dụng nhiệt khí xả và nhiệt của nước ngọt làm mát động cơ. Theo tài liệu khai thác nhiệt độ khí trong đường ống xả động cơ diesel hai kỳ thấp tốc khoảng 350÷4500C, đối với động cơ bốn kỳ trung tốc 400÷5000C. Phần nhiệt phân bố trong khí xả được sử dụng trong các tua bin tăng áp. Khi giãn nở trong tua bin nhiệt độ khí xả giảm đến 70÷1200C. Sau đó phần nhiệt này của khí xả được sử dụng trong nồi hơi tận dụng để thu hơi nước hoặc nước nóng. Trên tàu thuỷ thường sử dụng các nồi hơi tận dụng một hay hai cấp áp suất. Trong nồi hơi một cấp hơi nước tạo ra có áp suất thấp pta= 300÷700kPa, trong nồi hơi hai cấp hơi thấp áp pta= 300÷350kPa, còn hơi cao áp pca= 800÷1200kPa. Hơi thấp áp dùng để sấy nóng nước, nhiên liệu, dầu và các nhu cầu khác, hơi cao áp được sử dụng trong các tua bin hơi lai máy phát điện. Năng suất hơi của nồi hơi tận dụng thường vượt quá nhu cầu hơi trên tàu và nhu cầu sinh hoạt. Sử dụng tua bin hơi lai máy phát sẽ khai thác toàn bộ khả năng của nồi hơi tận dụng, không phụ thuộc thời gian trong năm và vùng hoạt động của tàu. 188
Vòng tuần hoàn hơi nước nồi hơi tận dụng thường được nối với vòng tuần hoàn nồi hơi phụ, do vậy có thể cho nồi hơi phụ làm việc khi động cơ làm việc ở các chế độ nhỏ tải hay khi muốn tăng lượng hơi. Vấn đề cần phải lưu ý là để đảm bảo tính tin cậy của thiết bị thì nhiệt độ của khí xả sau nồi hơi không được thấp hơn 160÷1700C, nếu thấp hơn nhiệt độ này có khả năng ngưng tụ hơi nước và ôxít lưu huỳnh, khi đó xáy ra hiện tượng ăn mòn đường ống xả và bề mặt hấp nhiệt của nồi hơi tận dụng. Sức cản khí động học của nồi hơi tận dụng không được vượt quá 2,5 kPa đối với động cơ hai kỳ và 4 kPa đối với động cơ 4 kỳ, nếu vượt quá trị số này sẽ làm xấu chất lượng quá trình công tác của động cơ. Theo tài liệu thực nghiệm năng suất nồi hơi tận dụng khoảng 0,34÷0,41 kg/(kW.h) khi bố trí đối với hệ động lực động cơ hai kỳ, khoảng 0,54÷0,61 kg/(kW.h) đối với động cơ bốn kỳ. Tính kinh tế về nhiên liệu đối với tàu có bố trí Hình 10.15. Sơ đồ tận dụng nhiệt khí xả và nhiệt nồi hơi tận dụng tăng lên khoảng 5÷10%. không khí tăng áp động cơ 6ДΚPH90/190. Trong các thiết bị động lực diesel hiện đại 1. nồi hơi tận dụng (nồi hơi khí xả); 2. bơm; 3. bộ còn sử dụng rộng rãi sơ đồ tận dụng nhiệt tổn tách hơi; 4. bầu làm mát không khí tăng áp; 5. ngăn thất khác đó là tận dụng nhiệt nước làm mát. thứ nhất BLM không khí tăng áp; 6. bầu sấy nhiên Nước làm mát ra khỏi động cơ nhiệt độ liệu; 7. thiết bị tiêu thụ nhiệt; 8. vào bầu ngưng khoảng 65÷750C, được dùng để chưng cất ngăn thứ hai BLM không khí tăng áp; 9. bầu nước mặn thu nước ngọt. ngưng; 10. tua bin hơi tận dụng lai máy phát. Thông thường để tạo ra nước ngọt từ nước mặn hơi được sử dụng từ nồi hơi phụ, lượng nhiệt dùng để chưng cất khoảng 1,7÷3,4% lượng nhiệt của động cơ chính, nếu sử dụng nhiệt của nước làm mát cho mục đích này sẽ làm tăng tính kinh tế về nhiên liệu. Trên tàu thuỷ sử dụng rộng rãi thiết bị bay hơi chân không dạng bề mặt. Khi nhiệt độ nước nóng 65÷750C thì nước mặn bay hơi ứng với nhiệt độ 30÷400C. Để đảm bảo bay hơi ứng với nhiệt độ này thì phải duy trì độ chân không trong bầu bay hơi nhờ bơm chân không hay bơm phụt. Bầu bay hơi nối song song hay nối tiếp với bầu làm mát hệ thống làm mát động cơ chính. Trong bầu bay hơi nhiệt độ nước ngọt giảm khoảng 5÷150C. Đối với động cơ diesel có tính kinh tế cao khả năng tận dụng nhiệt khí xả bị hạn chế vì nhiệt độ và lưu lượng khí xả giảm. Đối với hệ động lực này hợp lý nhất là tận dụng nhiệt của nước sau khi làm mát không khí tăng áp. Lượng nhiệt này có thể sử dụng để sấy nóng két nhiên liệu, sấy nước ngọt và nước cấp, sấy không khí trong máy điều hoà. Trên hình 10.15 giới thiệu sơ đồ tận dụng nhiệt khí xả và nhiệt làm mát không khí tăng áp đối với động cơ 6ДΚPH90/190 có công suất 17650 kW ứng với vòng quay 102 v/ph Trong hệ thống tận dụng nhiệt bố trí hai bầu làm mát không khí tăng áp, mỗi bầu có ba ngăn. Trong ngăn thứ nhất cho tuần hoàn nước ngọt có áp suất. Nhiệt độ nước vào khoảng 900C, ra khoảng 1430C ứng với suất tiêu hao 1,9 kg/(kW.h). Nước hâm nóng được dùng để sấy nóng nhiên liệu trong két và sưởi ấm các buồng ở. Nhiệt trong ngăn thứ hai của bầu làm mát không khí tăng áp dùng để sấy nóng nước cấp nồi hơi tận dụng (nồi hơi khí xả) đến nhiệt độ 90÷1500C. Trong ngăn thứ ba không khí tăng áp được làm mát bằng nước ngoài tàu đến nhiệt độ 50÷600C. Để nâng cao hiệu quả hệ thống tận dụng các thiết bị tiêu dùng trên tàu cần phân thành từng nhóm. Nhóm thứ nhất các thiết bị tiêu dùng nhiệt lượng của nước làm mát động cơ chính, đó là thiết bị chưng cất chân không, sấy không khí trong máy điều hoà và hệ thống quạt, ngưng tụ trong nồi hơi tận dụng v.v 189