Расчет судового четырёхтактного дизеля

Расчет судового четырёхтактного дизеля

Содержание

Введение

. Выбор главных двигателей и основных параметров

.1       Определение суммарной мощности главного двигателя

.2       Выбор основных параметров дизеля

. Тепловой расчет ДВС

.1       Теплота сгорания топлива

.2       Процесс наполнения

.3       Процесс сжатия

.4       Процесс сгорания

.5       Процесс расширения

.6       Процесс выпуска

.7       Построение расчетной индикаторной диаграммы

.8       Параметры, характеризующие рабочий цикл

. Динамический расчет ДВС

.1       Диаграмма движущих усилий

.2       Диаграмма касательных усилий

.3       Суммарная диаграмма касательных усилий

.4       Определение махового момента и главных размеров маховика

. Расчет прочности деталей двигателя.

.1       Расчет поршневой группы

.2       Расчет коленчатого вала

. Определение уравновешенности ДВС

. Система смазки ДВС

Литература

Введение

Судовая энергетическая установка (СЭУ) предназначена для обеспечения движения судна и снабжения необходимой энергией всех судовых потребителей. От СЭУ существенно зависят экономические показатели транспортного судна, уровень его строительной стоимости и текущих эксплуатационных затрат по содержанию. Затраты на ОЭУ в среднем составляют 20... 35 % общей строительной стоимости судна и 40...60 % затрат на содержание судна на ходу. Кроме того, основные качества транспортных судов - безопасность плавания, мореходность и провозоспособность - в значительной мере обеспечиваются СЭУ. В связи с этим проектирование СЭУ является одним из важнейших этапов создания судна.

Механизмы и оборудование СЭУ. предназначенные для обеспечения движения судна, составляют главную энергетическую установку (ГЭУ). Основными элементами ГЭУ являются главный двигатель, валопровод и движитель.

Источники электроэнергии с первичными двигателями, преобразователями и передаточными трассами составляют электроэнергетическую установку.

Технические комплексы, обеспечивающие различные судовые нужды (опреснение воды, паровое отопление, кондиционирование воздуха и т.д.), относятся к вспомогательной установке.

Функционирование главной, вспомогательной и электроэнергетической установок обеспечивается различными системами, основными из которых являются топливные, масляные, охлаждения, сжатого воздуха - газоотвода и др.

Анализ состава мирового коммерческого флота показывает, что в качестве СЭУ на транспортных судах в основном используются дизельные установки с малооборотными и среднеоборотными дизелями.

1. Выбор главных двигателей и основных параметров

.1 Определение суммарной мощности главных двигателей

Ориентировочно значение эффективной мощности (Nе) можно получить при помощи обратного адмиралтейского коэффициента:

       (1)

где D_B - водоизмещение судна, Т.

В приближённых расчетах, пренебрегающих формулой корпуса и КПД передачи, этим выражением пользуются для оценки суммарной мощности главных двигателей.

Значение Ne, можно определить при помощи коэффициента энергонасыщенности:

 (2)

Примерные значения коэффициента энергонасыщенности для универсального сухогруза равны: 0,3...0,9.

Выбираем для нашего типа судна:

Находим эффективную мощность по формуле (2):

Сравниваем полученное значение Ne, со значением оценочной эффективной мощности по формуле (1):

По полученным данным выбираем марку главного двигателя по таблице 24.1 [Ваншейдт]:

ЧР25/34

э.л.с.

об/мин

С_m=5,67 м/с

s/D=1,36

.2 Выбор основных параметров дизеля

Одна из основных задач проектирования - правильный выбор типа главного двигателя. Исходными данными для этого служит тип и назначение судна, районы плавания, режимы работы установок, условия размещения двигателей, требования к массогабаритным показаниям установки, а также требования Регистра.

Малооборотные ДВС (МОД), как правило, используются в установках с прямой передачей. Они обладают высокой цилиндровой мощностью (до 3000 кВт) и большим ресурсом (до 100000 час), однако значительно уступают другим типам ДВС по массогабаритным показателям.

Тяжелое топливо, стоимость которого по отношению к легкому дизельному топливу ниже в среднем в 2 раза, применяется в МОД и СОД.

Использование среднеоборотного дизеля (СОД) вместо МОД такой же мощности обеспечивает уменьшение массы установки в 1,5...2 раза и сокращение занимаемого ею объема в 1,4... 1,7 раза.

Быстроходные ДВС (ВОД) устанавливают главным образом на судах на подводных крыльях и воздушной подушке.

Мощность дизеля.

По агрегатной мощности Ne дизель относится к дизелям средней мощности (Ne=200...2000 л.с.)

Цилиндровая мощность изменяется в широких пределах в зависимости от D, s, n и р_е:

Где i - число цилиндров,

i = 6 - принимаем для судового четырехтактного реверсивного двигателя;

Частота вращения и средняя скорость поршня.

При непосредственном соединении дизеля с винтом задаётся частота вращения n_B винта. Частота вращения п дизелей, работающих через редукторную передачу, может быть выбрана повышенной, поэтому при непосредственном соединении с винтом обычно применяют МОД, а при редукторной передаче СОД и ВОД.

Главным критерием быстроходности дизеля является средняя скорость поршня:

Зная агрегатную и цилиндровую мощность, число оборотов, принимают диаметр цилиндра D и ход поршня S.

Выбранные значения D и S, их отношение и средняя скорость поршня С_m должны соответствовать классу проектируемого двигателя:

Для СОД - n=300...750 об/мин;

S/D=1,0...1,8;

Сm=7...10 м/с.

Принимаем для СОД при частоте оборотов n = 500 об/мин:

s = 340 мм, D = 250 мм, s/D = 1,36.

Число цилиндров.

Если в задании не указано число цилиндров i, то оно выбирается исходя из допускаемой цилиндровой мощности с учётом уровня форсирования и тактности двигателя.

Так для четырёхтактных судовых реверсивных двигателей принимают при рядном расположении - 6, 8, 10 цилиндров.

Габариты ДВС.

Определяющим габаритом для ДВС является его длина. В первом приближении длина рядного двигателя на фундаментальной раме равна:

Где а - расстояние между осями, выраженное в количестве диаметров цилиндра, D: Для четырехтактных СОД а=1,2...1,4.

Принимаем а = 1,3.

Ширина двигателя на фундаментальной раме:

Где b - коэффициент, равный 2,1...2,4 для СОД и ВОД, принимаем b = 2,3.

Высота двигателя от оси коленчатого вала до крайней верхней точки:

где b₁ - коэффициент, равный для тронковых ДВС 4,6...5, принимаем b₁ = 4,8.

Расстояние по высоте от оси коленчатого вала до нижней точки:

где b₂ - коэффициент, равный 1,25...2, принимаем b₂ = 1,6.

Общая высота двигателя:

Массу двигателя можно определить через удельную массу g_Д:

Величина g=10...20 кг/кВт для двух- и четырехтактных СОД. Принимаем g_Д = 15.

Зная массу двигателя G_Д, можно определить и массу установки:

После принятия решения о размере двигателя следует оценить ожидаемое значение среднего эффективного давления Р_е (МПа) по формуле:

Где z - коэффициент тактности равен 0,5 для четырёхтактного двигателя.

Полученное значение Р_e сравнивается со значениями средних эффективных давлений у действующих двигателей аналогичного класса и делается вывод о возможности достижения в проектном решении величины N_e.

2. Тепловой расчет ДВС

.1 Теплота сгорания топлива

Важнейшей характеристикой топлива служит теплота сгорания топлива - количество теплоты, выделяющееся при полном сгорании 1 кг топлива. Она зависит от элементарного состава топлива применяемого в ДВС.

Низшую теплоту сгорания жидкого топлива можно определить по формуле Д.И. Менделеева:

где Q_H - низшая теплота сгорания рабочего топлива, МДж/кг;

C, H, О, S и W - массовые доли углерода, водорода, кислорода, серы и воды в топливе.

Так как даны данные только для С, Н, О, то получаем:

.2 Процесс наполнения

Основными параметрами, характеризующими процесс наполнения, являются:

h_Н - коэффициент наполнения;

g_Г - коэффициент остаточных газов;

Р_е - давление в конце наполнения;

Т_А - температура рабочей смеси;

Р_Г - давление остаточных газов;

Т_Г - температура остаточных газов.

Расчёт процесса наполнения заключается в определении значений этих параметров.

Давление в конце наполнения:

Где С₂ - наибольшая скорость протекания свежего заряда при открытии выпускных клапанов.

Для определения С₂ необходимо знать скорость поступающего заряда C₁ через живые сечения клапана:

Где F - площадь поршня;

f - площадь сечения полностью открытых впускных клапанов.

Величина k = F/f равна для двигателей средней быстроходности 6...9.

Принимаем k = 7,5.

Коэффициент остаточных газов для расчёта четырёхтактных двигателей с наддувом определяется по формуле:

Где Dt - повышение температуры воздуха вследствие нагрева его в системе двигателя составляет по опытным данным для четырехтактных дизелей с наддувом 5...10 °С. Принимаем Dt = 7;

Dt₁ - повышение температуры заряда в следствии сжатия в нагнетательном насосе:

Где n - показатель политропы сжатия в нагнетателе. Величина показателя политропы сжатия для ротационных нагнетателей 1,5...1,7.

Принимаем n = 1,5;

Коэффициент степени сжатия e = 15.

Значение температуры Т_Г остаточных газов для двигателей средней быстроходности равно 750...800 К.

Принимаем T_Г = 770 К.

При расчёте принимается давление остаточных газов Р_Г = 1,05...1,06 кг/см².

Температура смеси в конце наполнения определяется по уравнению:

Коэффициент наполнения через коэффициент остаточных газов определяется следующим образом:

2.3 Процесс сжатия

Основными параметрами, определяющими процесс сжатия, являются:

Р_А - давление начала сжатия;

Т_А - температура начала сжатия;

e - степень сжатия;

n₁ - показатель политропы сжатия;

Т_C - температура конца сжатия;

Р_C - давление конца сжатия.

Так как процесс сжатия политропный, то величины, характеризующие начало и окончание его, связаны уравнениями:

Показатель политропы n₁=1,37. Выбирается из условия, что для дизелей средней быстроходности n₁=1,35...1,4.

.4 Процесс сгорания

Прежде всего необходимо определить количество воздуха, теоретически необходимого для сгорания 1кг топлива:

Отношение количества воздуха, поступившего в цилиндр, к количеству воздуха, теоретически необходимому, называется коэффициентом избытка воздуха при горении и обозначается a.

Действительное количество воздуха:

Величина a для СОД с наддувом равна 1,6...2,2.

Принимаем a=1,9.

Мольное количество смеси воздуха и остаточных газов, находящихся в цилиндре до горения:

Количество молей продуктов сгорания:

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

Количество СО₂  0,1375 - 1

,0725 - Х_СО2

Х_СО2=0,53=53%

Количество          Н₂О   0,1375 - 1

,065 - Х_Н2О

Х_Н2О=0,47=47%

М_Г = СО₂ + Н₂О

% = 53% + 47%

,03 = 0,016 + 0,014

Теплоемкости смеси газов определяют по формулам:

Где r_i - мольная концентрация отдельных газов:

 и  - мольные теплоемкости отдельных газов при постоянных объемах и давлениях.

Температура T_Z определяется из уравнения сгорания.

Уравнение сгорания для смешанного цикла имеет вид:

где x - коэффициент использования тепла;

l - степень повышения давления.

Коэффициент использования тепла x учитывает потери тепла, связанные с догоранием части топлива в процессе расширения, теплообмен со стенками камеры сгорания, диссоциацию.

Для СОД x=0,75...0,92.

Принимаем x = 0,9.

Для судовых среднеоборотных дизелей значение степени повышения давления l = 1,35... 1,55. Принимаем l = 1,5.

Степень предварительного расширения определяется зависимостью:

Степень последующего расширения:

По опытным данным значения r и d для цикла смешанного сгорания должны находиться в пределах r = 1,4...1,7 и d = 8...11.

.5 Процесс расширения

Основными параметрами определяющими процесс расширения, являются:

T_Z - температура начала расширения;

Р_Z - давление начала расширения;₂ - показатель политропы расширения;_b - температура конца расширения;

Р_b - давление конца расширения.

Давление начала расширения равно:

Давление и температура конца расширения:

У выполненных СОД при работе на номинальных режимах показатель политропы расширения n₂ =1,2...1,3. Принимаем n₂=1,3.

.6 Процесс выпуска

В связи с тем, что в момент открытия выпускного клапана давление в цилиндре сравнительно высокое, приходится выпускной клапан открывать с некоторым опережением, несколько ранее прихода поршня в НМТ, чтобы избежать большого противодавления на поршень и, кроме того, чтобы ускорить и улучшить очистку цилиндра от остаточных газов.

Ввиду того, что характер колебаний давления газов при выпуске не поддается точному теоретическому подсчету, в расчетах обычно вместо переменного давления используют среднее постоянное давление газов в период выпуска P_Г.

Это давление выше давления в выпускной трубе .

По практическим данным можно принять:

Средняя температура отработавших газов для четырёхтактных ДВС - 350...600 °С.

.7 Построение расчётной индикаторной диаграммы

Теоретическую диаграмму строят по параметрам расчетного цикла, поэтому ее называют также расчетной или проектной.

Построение диаграммы начинают с выбора масштабов Р и V. По оси абсцисс откладывают объёмы (м³), а по оси ординат - давление (Мн/м²).

Обозначим

Где А - объём в точке а, выраженный в мм.

Значения V_С , V_S и V_Z, найдем как

Аналитический способ построения диаграммы:

Точка а - Р_А=0,0925 МПа      V_A=29,37м³/кг     Т_А=327 К;

Точка с - Р_С=3,8 МПа            V_C=1,95 м³/кг      Т_С=891 К;

Точка z - P_Z=5,7 МПа             V_Z=3,02 м³/кг      ТZ=1991 K;

Точка z’ - P_Z’=5,7 МПа          V_Z’=3,02 м³/кг;

Точка b - P_b=0,297 Мпа                   V_b=29,37 м3/кг;

Точка b’ - P_b’=0,12 Мпа                   V_b’=29,37 м3/кг;

Точка r - P_r=0,12 Мпа            V_r=1,95 м3/кг;

Точка r’ - P_r’=0,0925 Мпа      V_r’=1,95 м3/кг.

Для нормальных соотношений длины высоты диаграмм следует принять величину V_S/P_Z (в масштабе) в пределах:

Далее проводят ось давлений, атмосферную линию и линию выпуска. Политропу сжатия можно построить аналитическим или графическим способом. Аналитический способ основан на использовании уравнения политропы сжатия:

 отсюда

Таблица 1

При построении диаграммы цикла смешанного сгорания положение точки z’ определяется координатами (V_C; b; P_Z).

Кривую расширения строят аналогично кривой сжатия.

Из уравнения политропы расширения получают:

Таблица 2

Вычислив ряд значений Р_i, строим кривую политропы расширения. Далее, выбрав Р_r, откладываем его в масштабе и проводим линию выпуска.

Спланиметрировав участок acz’zba диаграммы, получим ее площадь F, по которой найдем среднее теоретическое индикаторное давление:

Аналитически определим среднее теоретическое индикаторное давление для цикла смешанного сгорания:

Сопоставляем значения , вычисленные по формулам, приведенным ранее.

Расхождение не должно превышать 4%.

Среднее индикаторное давление с учётом поправки на полноту диаграммы:

Где j=0,95...0,98. Принимаем j=0,98.

.8 Параметры, характеризующие рабочий цикл

К параметрам, характеризующим действительный рабочий цикл двигателя, относятся давление в конце сжатия, давление в конце горения, среднее индикаторное давление, среднее эффективное давление Р_С эффективный расход топлива g_е, эффективный КПД h_е, а также приводятся диаметр цилиндра D и ход поршня.

Среднее эффективное давление Р_С найдём так:

Согласно опытным данным, механический КПД h_М при работе на номинальной мощности для судовых четырехтактных ДВС равен 0,89...0,91. Принимаем h_М=0,9.

Удельный индикаторный расход топлива определим следующим образом:

Удельный эффективный расход топлива:

Индикаторный КПД:

Эффективный КПД:

Диаметр цилиндра определим по формуле:

Диаметр цилиндра принимаем в соответствии с рекомендуемым нормальным рядом. Принимаем D=0,25м.

Ход поршня:

Проверяем отношение S/D. Оно должно находиться в пределах, нормируемых ГОСТ.

двигатель дизель динамический маховик

3. Динамический расчет двигателя

.1 Диаграмма движущих усилий

Удельные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме (КШМ) и отнесенные к единице площади поршня Р (Н/м²), можно подразделить на четыре группы:

удельные силы, образующиеся от давления газов на поршень P_Г,

удельные силы тяжести движущихся частей Р_В,

удельные силы инерции поступательно движущихся частей I_n,

удельные силы трения в механизме двигателя Р_T.

Давление газов на поршень Р_Г - величина переменная и при любом положении мотыля может быть определена по развернутой индикаторной диаграмме.

Силу тяжести Р_В можем определить по формуле:

Где т - масса поступательно движущихся частей (определяется по опытным данным);

F - площадь поршня.

Удельные силы инерции поступательно движущихся масс определяют как произведение удельной массы поступательно движущихся частей, отнесенной к единице пощади поршня m_n (кг/м²) на их ускорение а (м/с²).

Удельные значения массы поступательно движущихся частей для предварительных расчетов m_n = (800...1000), принимаем m_n=900 кг/см².

При построении диаграммы движущих усилий в качестве оси абсцисс принимают атмосферную линию и строят развернутую индикаторную диаграмму.

Вниз от атмосферной линии откладывают удельную силу тяжести движущихся частей и проводят пунктирную линию.

Вычислив по формуле ряд значений I_n, откладывают их от пунктирной линии с сохранением направления, то есть при направлении силы удельной инерции вверх, ординату I_n также откладывают вверх, и наоборот. Соединив концы ординат, получим кривую сил инерции.

С достаточной степенью точности кривую удельных сил инерции можно построить по способу Толле, для чего следует отложить расстояние АВ в масштабе абсцисс развернутой индикаторной диаграммы, а затем из точки А в масштабе ординат развернутой диаграммы отложить удельную силу инерции в ВМТ (верхней мертвой точке) I_no равную:

где: R - радиус мотыля;

Средняя угловая скорость вращения коленчатого вала w равна:

Где n - число оборотов в минуту, 500 об/мин.

В том же масштабе из точки В вниз откладывают удельную силу инерции в НМТ:

Точки С и D соединяют прямой. Из точки пересечения CD с АВ откладывают вниз в принятом масштабе ординат величину EF, равную ВD.

Точку F соединяют прямыми с точками С и D. Линии CF и FD делят на одинаковое число равных частей и соединяют точки одного и того же номера прямыми. Через точки С и D по касательным и прямым, соединяющим одинаковые номера, проводят главную огибающую линию, которая и будет кривой удельных сил инерции.

.2 Диаграмма касательных усилий

Удельная сила, действующая на 1 м² площади поршня, будет равна соответствующей ординате из диаграммы движущих сил, умноженной на масштаб ординат.

Удельную силу Р раскладывают на две составляющие - нормальную Р_Н и по оси шатуна Р_Ш:

Удельную силу, действующую по оси шатуна, так же раскладывают на две составляющие: радиальную Р_Р и касательную Р_К:

Объединив эти формулы получим:

Значение величины  для различных углов поворота мотыля a и отношений R/L=l представлены в таблице 1.

Таблица 3

При построении диаграммы касательных усилий по оси абсцисс откладывают углы поворота радиуса мотыля, а по оси ординат значения Р_K, соответствующим этим углам.

Отрезок, равный основанию диаграммы движущих усилий, разбивают на участки по 15°. Для учета поправки Брикса берут отрезок АВ, равный одному ходу поршня в масштабе чертежа развернутой индикаторной диаграммы. Проводят полуокружность радиусом R=0,1м и вправо от центра О откладывают поправку Брикса:

где L - длина шатуна:

Рис. 1. К аналитическому определению касательных усилий.

Из точки О' через каждые 15° проводят прямые до пересечения с полуокружностью. Спроецировав полученные точки пересечения на основание АВ, получим различные положения поршня с учетом влияния конечной длины шатуна, которые наносим на диаграмму движущих усилий. Для участков сжатия и выпуска величину GO' откладывают влево от ВМТ.

Далее снимают с диаграммы движущих усилий величины Р для 15°, 30°, 45° и т.д.

Затем, вычисляют значения Р_К и откладывают их в масштабе по вертикали на отрезке оси ОХ из точек, соответствующих тем же углам поворота радиуса мотыля.

Ординату наивысшей точки диаграммы, соответствующей концу горения, определяют следующим образом. Из точки Z опускают перпендикуляр на ось абсцисс, который продолжают до пересечения с полуокружностью. Затем полученную точку соединяют с центром О' и измеряют угол a₁. Далее значение Р_К для угла a₁ определяют обычным способом. Для дизелей наибольшее значение P_К достигает при a₁=18...26° за ВМТ.

Соединив концы отмеченных ординат плавной кривой, получим диаграмму удельных касательных усилий. Знак удельной силы Р_К считается положительным, если направление Р_К совпадает с направлением движения поршня, и отрицательным, если Р_К направлена в сторону, противоположную его перемещению. При положительном значении Р_К силы, действующие в механизме, будут являться движущими, а при отрицательном - силами сопротивления.

Площадь диаграммы удельных касательных усилий есть величина, пропорциональная работе касательной силы за один цикл. Силы инерции изменяют только форму диаграммы, а площадь ее остается неизменной, так как работа этих сил за полный цикл равна нулю.

3.3 Суммарная диаграмма касательных усилий

Изменение касательного усилия всего двигателя представляется суммарной диаграммой касательных усилий, которая для всех цилиндров может быть построена путем суммирования ординат кривых касательных усилий от всех цилиндров, сдвинутых по отношению друг к другу на угол a₀ - угол поворота радиуса мотыля между двумя последовательными вспышками.

Угол a₀ из условия равномерности вращения коленчатого вала принимается для четырёхтактных двигателей равным 720^о/i.

Для построения суммарной диаграммы основание диаграммы касательных усилий делят на участки, соответствующие углу оборота мотыля между двумя последовательными вспышками.

Далее каждый участок делят на одинаковое число равных отрезков и нумеруют их.

Ординаты кривой, соответствующие одним и тем же номерам точек, графически суммируют, в результате чего находят ординаты суммарной кривой касательных усилий.

Соединив концы ординат, получим кривую одного участка. На остальных участках кривая будет повторяться.

На суммарную диаграмму касательных усилий наносят линию сопротивления приводимого в действие агрегата (гребной винт, электрогенератор). Постоянная удельная сила сопротивления t_С находится из уравнения:

Значение t_C можно найти так же, как отношение разности положительных и отрицательных площадок суммарной диаграммы касательных усилий рабочих цилиндров к длине диаграммы.

.4 Определение махового момента и главных размеров маховика

Из диаграммы касательных усилий видно, что в каждый момент прохождения цикла суммарное значение касательного усилия будет изменяться как по величине, так и по направлению. Следовательно и вызванный этим усилием крутящий момент так же не останется постоянным. Это означает, что коленчатый вал вращается неравномерно.

Неравномерности вращения характеризуются степенью неравномерности:

Где w_max - максимальная угловая скорость за цикл, с^-1;

w_min - минимальная угловая скорость за цикл, с^-1;

w_cp - средняя угловая скорость, равная:

Рекомендуемые значения степенью неравномерности при номинальном режиме работы двигателей лежат в следующих пределах d=(1/22...1/30). Принимаем d=1/28.

Вес и размеры маховика можно определить из выражения махового момента двигателя:

G - вес маховика, кг;

d_m - диаметр окружности, проходящий через центр тяжести маховика;

J_М - момент инерции вращения маховика.

Где J - момент инерции массы всех вращающихся частей шатунно-мотылевого механизма, приведенный к шейке мотыля;

J_ДВ - момент инерции массы движущихся частей двигателя.

Значение J может быть определено из выражения:

Где V_S - объем, описываемый поршнем за один ход и равный:

F_Дmax, F_Дmin - наибольшее и наименьшее действительное значение алгебраической суммы отрицательных и положительных площадок суммарной диаграммы касательных усилий.

Значения Р_Дmax и Р_Дmin определяются с учетом анализа полученных сумм и масштаба диаграммы.

Момент инерции массы движущихся частей двигателя оценивается следующим образом:

Где  - масса поступательно движущих частей всех цилиндров, кг;

R - радиус мотыля.

Диаметр D_М определяется из уравнения:

Диаметр должен быть выбран из расчета, чтобы окружная скорость на внешней окружности обода чугунного маховика не превышала 25...30 м/с, а стального - 40...45 м/с.

Вес маховика, приведенный к средней окружности обода:

Вес обода:

Полный вес маховика:

4. Расчет прочности деталей двигателя

.1 Детали поршневой группы

Расчет поршня.

. Диаметр головки поршня:

. Диаметр юбки поршня:

. Толщина днища:

. Расстояние от первого кольца до кромок днища:

. Толщина цилиндрической стенки головки:

. Толщина направляющей части юбки:

7. Длина направляющей части юбки для ДВС средней быстроходности:

. Расстояние от нижней кромки юбки до оси поршневого пальца для ДВС средней быстроходности:

. Полная длина поршня для ДВС средней быстроходности:

. Необходимую длину направляющей части поршня L_H определяют, исходя из допустимого удельного давления на площадь проекции боковой поверхности поршня:

Где  - допустимое удельное давление на 1 м² площади проекции боковой поверхности поршня в Н/м², принимаемое равным для ДВС средней быстроходности;

 при l=1/4;

Р_Z - сила, действующая на поршень в конце сгорания топлива.

. Днище поршня рассчитывается на изгиб. В случае плоского днища условие прочности имеет вид:

Где  - толщина днища, для чугунных неохлаждаемых поршней . Принимаем d=0,15.

[s_ИЗ] - допускаемое напряжение на изгиб, для чугунных поршней .

Расчет поршневого пальца

Диаметр пальца:

. Длина вкладыша головного подшипника:

. Внутренний диаметр пальца:

4. Длина пальца:

. Расстояние между серединами опор пальца:

. Длина опорной части бобышки:

. Напряжение изгиба, возникающее в момент действия силы:

. Напряжение среза:

. Допускаемое напряжение изгиба и среза:

Допускаемое напряжение изгиба для легированной стали:

Допускаемое напряжение среза:

. Для определения степени овализации пальца определяется по методу Кинасошвили увеличение диаметра наружного в горизонтальной плоскости:

Модуль упругости материала Е следует принять для стали .

. Удельное давление в подшипнике скольжения:

Допускается давление [К_П] для вкладыша, выполненного из бронзы - .

. Удельное давление на гнездо бобышки:

Допускаемое давление [К_б] для бобышек из чугуна .

.2 Расчет коленчатого вала

1. Вал изготовлен из углеродистой стали Ст45.

Предел прочности при растяжении s_Р=60...65 кг/мм².

Предел текучести s_Т=34...35 кг/мм².

2. Диаметр коленчатого вала:

Где L - расстояние между центрами рамовых подшипников, мм. Принимается с прототипа L=0,32 м;

А - безразмерный коэффициент, зависящий от Р_i (среднее индикаторное давление):

При Рi=7,5 кг/см² и более А=51,7.

В - безразмерный коэффициент, зависящий от Р_Я:

При Р_Z=57 кг/см² В=88.

С - безразмерный коэффициент, зависящий от числа цилиндров и тактности двигателя:

Для четырехтактных шестицилиндровых ДВС С=1,19.

К - безразмерный коэффициент, вычисляемый:

1. Диаметр шатунной d_Ш и рамовой d_P шейки принимаются в соответствии с прототипом, но не менее расчетного значения d:

d_Ш=0,15м;

d_Р=0,17м.

2. Толщина щеки:

. Ширина щеки:

. Длина шатунной шейки:

. Длина рамовой шейки:

. Расстояние между осями коренной и шатунной шеек R между средним слоем щеки и серединой рамового подшипника а₂, между серединами рамовых шеек а₁, принимается в соответствии с прототипом:

R=0,17 м, а₁=0,39 м, а₂=0,11 м.

. Радиусы закруглений:

у мотылевой шейки

у рамовой шейки

у фланца

. Размеры вала проверяют для двух опасных положений:

в ВМТ, когда на мотыль действуют наибольшая радиальная сила и касательная сила, передаваемая от цилиндров, расположенных впереди;

при повороте мотыля на угол, соответствующий максимальному касательному усилию (угол a₂).

. Значение углов (абсцисс), ординаты которых подлежат суммированию в первом опасном положении, соответствуют: 0, 0+a₀, O+a₀₁... (число углов равно числу цилиндров i).

Это: 0⁰, 120⁰, 240⁰, 360⁰,480⁰, 600⁰, 720⁰.

a₀ - угол между двумя последующими вспышками равен:

. Значения углов (абсцисс), ординаты которых подлежат суммированию во втором опасном положении, соответствуют: a₁, a₁+a₀, a₁ +2a₀... (число значений равно числу цилиндров i).

Это: 20⁰, 140⁰, 260⁰, 380⁰,500⁰, 620⁰.

. Из диаграммы касательных усилий определяем значение P_К для соответствующих углов заклинивания мотылей и вписывают их в таблицу 2 в строку первого мотыля.

Дальнейшее заполнение таблицы производят в порядке последовательности вспышек, то есть после заполнения первой строки заполняют пятую, затем третью и т.д. Значения Р_Р и Р_К при заполнении каждой строки смещают на одну клетку вправо. При таком порядке заполнения таблицы окажется, что в вертикальные графы вписаны значения Р_К для всех мотылей в момент прохождения одного из них через ВМТ.

Значения Р_Р и Р_К определяют с помощью формул, приведенных в пункте 3.2. (Диаграмма касательных усилий).

Угол b можно найти из уравнения:

Произведя суммирование Р_К цилиндров, расположенных впереди, то есть значений Р_К вписанных в таблицу выше строки данного мотыля, находят мотыль, передающий наибольшее касательное усилие.

Из таблицы 2 видно, что при максимальном значении Р_Р=3,2 МН/м² наибольшее касательное усилие от других цилиндров, равное åР_К=+0,2 МН/м², передает мотыль четвертого цилиндра. Таким образом, в первом опасном положении следует рассчитывать мотыль четвертого цилиндра, как передающий наибольшее касательное усилие от цилиндров, расположенных впереди.

Рис. 2. Эскиз коленчатого вала.

Таблица 4

14. Для определения наиболее нагруженного мотыля во втором опасном сечении суммируют ординаты кривой касательных усилий для угла поворота a₁ с учетом последовательности вспышек. В этом случае заполнение таблицы осуществляется точно так же, как и таблицы 2 (см. табл. 3). Вносимое значение Р_Р может быть определено как:

Таблица 5

Из полученной таблицы находят наиболее неблагоприятное сочетание радиальной и касательной сил.

Первое опасное положение.

Расчет шатунной шейки.

15. Сила давления в конце горения (рис. 3):

. Момент, изгибающий шатунную шейку:

. Напряжение изгиба:

Где W_ИЗ - осевой момент сопротивления [м³] для сплошной шейки равен:

18. Наибольшее касательное усилие от расположенных впереди цилиндров:

Рис. 3. Изгиб мотылевой шейки в первом опасном приближении.

. Момент, скручивающий мотылевую шейку:

. Напряжение кручения:

. Эквивалентное напряжение в шейке:

. Условие прочности выполняется, если

Где [s] - допускаемое напряжение до 100 МН/м².

Расчет рамовой шейки.

. Изгибающий момент (рис.4):

Рис. 4. Изгиб рамовой шейки в первом опасном приближении.

. Напряжение изгиба:

Где

. Напряжение кручения:

где

. Эквивалентное напряжение:

. Условие прочности выполняется, если

Расчет щеки.

. Изгибающий момент (смотри рис. 5):

. Момент сопротивления на широкой стороне щеки:

. Напряжение изгиба:

. Момент сопротивления на узкой стороне щеки:

32. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

Рис. 5. Изгиб щеки в первом опасном приближении.

. Напряжение сжатия от силы P_Z/2:

. Суммарное напряжение:

. Условие прочности выполняется, если:

Второе опасное положение.

Расчет шатунной шейки.

Наибольшее касательное усилие одного цилиндра:

. Наибольшее радиальное усилие одного цилиндра:

. Изгибающий момент от наибольшего касательного усилия:

. Изгибающий момент от наибольшего радиального усилия:

. Напряжение изгиба от действия М_ИЗ.К:

Где

. Напряжение изгиба от действия М_ИЗ.Р:

42. Равнодействующее напряжение изгиба:

. Суммарное касательное усилие, передаваемое шейкой рамового подшипника:

. Касательное усилие от впереди расположенных цилиндров:

. Крутящий момент от касательной силы Р_КП:

. Крутящий момент от касательной силы одного цилиндра:

. Напряжения кручения от моментов М_КР.1 и М_КР.П:

48. Суммарное напряжение кручения:

. Эквивалентное напряжение в шатунной шейке:

. Условие прочности выполняется, если:

Расчет щеки.

. Изгибающий момент на широкой стороне щеки:

. Момент сопротивления кручению на середине широкой стороны щеки:

. Напряжение изгиба на широкой стороне щеки:

. Момент сопротивления кручению на середине узкой стороны щеки:

. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

. Напряжение сжатия силой Р_Р/2:

. Суммарное напряжение:

. Момент, скручивающий щеку:

. Касательное напряжение на середине широкой стороны щеки:

. Напряжение кручения на середине узкой стороны щеки:

61. Равнодействующее напряжение на середине широкой стороны щеки:

. Равнодействующее напряжение на середине узкой стороны щеки:

Расчет рамовой шейки.

. Изгибающий момент силы Р_К:

. Изгибающий момент силы Р_Р:

. Равнодействующий изгибающий момент:

. Напряжение изгиба:

67. Момент, скручивающий рамовую шейку:

. Напряжение кручения:

. Суммарное напряжение в рамовой шейке:

. Условие прочности выполняется, если:

5. Определение уравновешенности ДВС

Под внешней неуравновешенностью ДВС понимается наличие в нем периодических сил или моментов сил, передающихся на фундамент. Причиной внешней неуравновешенности ДВС являются силы инерции приведенных поступательно движущихся масс (ПДМ) и неуравновешенных вращающихся масс КШМ всех цилиндров, а также опрокидывающие моменты (определяется характером диаграммы суммарных тангенциальных сил).

Порядок аналитического способа расчета уравновешенности ДВС следующий:

. Строится в произвольном масштабе схема вала, определяется центр тяжести ДВС и расстояния от центра тяжести до осей всех цилиндров. Обозначим условно массу одного цилиндра за 1. Координату центра масс Х можно определить из уравнения:

. Принимается величина условной центробежной силы Р_У=1 Н.

. Находятся углы развала мотылей j для всех цилиндров ДВС при положении мотыля первого цилиндра в ВМТ.

. Строится схема мотылей, и каждый мотыль нагружается условной центробежной силой Р_У=1 Н.

. Определяются силы инерции 1-го порядка, как составляющие условных центробежных сил инерции:

·   в вертикальной плоскости

·   в горизонтальной плоскости

Рис. 6. Схема мотылей I порядка.

б. Определяется момент сил инерции относительно центра тяжести двигателя в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

где Р_У - условная центробежная сила;

j - угол развала мотылей;

h - расстояние от центра тяжести двигателя до оси соответствующего цилиндра.

Принято, что величина h имеет знак плюс, если расположена слева относительно центра тяжести, и знак минус, если расположена справа относительно центра тяжести. Знак момента определяется знаком h.

. Находятся неуравновешенные силы и моменты сил инерции как алгебраическая сумма сил и моментов сил инерции всех цилиндров. Результаты сводятся в таблицу (см. табл. 4).

Таблица 6

Затем определяется:

Положение вектора моментов на диаграмме мотылей относительно мотыля первого цилиндра, расположенного в ВМТ, определяется углом j₁ из выражения:

. Аналогично определяются неуравновешенные силы инерции и моменты сил инерции 2-го порядка:

·   строится схема мотылей 2-го порядка (см. рис. 8);

Рис. 7. Схема мотылей II порядка.

-определяются угол 2j, силы инерции 2-го порядка и моменты сил инерции 2-го порядка;

·   данные расчетов заносятся в таблицу (см. табл. 5);

Таблица 7

·   определяются:

. Определяются неуравновешенные силы и моменты от системы сил вращающихся масс. Неуравновешенные силы и моменты сил инерции определяются при положении мотыля в ВМТ. Методика определения аналогична методике определения неуравновешенных сил и моментов инерции 1-го порядка. Строится схема мотыля 1-го порядка, определяются углы j. Каждый мотыль нагружается условной центробежной силой Р_У=1 Н, которая переносится в точку О на оси коленчатого вала и каждая из перенесенных сил раскладывается на две составляющие, которые находятся по уравнениям:

Неуравновешенный момент в вертикальной и горизонтальной плоскостях находится по зависимостям:

Результаты расчетов заносятся в таблицу (см. табл. 9). Максимально неуравновешенный момент равен:

6. Система смазки ДВС

Описание системы.

Подача масла к трущимся поверхностям главного двигателя осуществляется из сточно-циркуляционной цистерны под напором, создаваемым главным масляным насосом. Масло охлаждается в маслоохладителях забортной воды, а очищается от примесей в фильтрах и сепараторах. Отсепарированное масло насосом сепаратора может быть направлено обратно в сточную цистерну или перекачано в одну из свободных цистерн запаса. Продукты сепарации удаляются в цистерну грязного масла. Потери масла в системе восполняются из цистерны запаса маслоперекачивающим электронасосом или ручным насосом. Слив масла из цистерны и картеров вспомогательных двигателей производится в цистерну.

В случае необходимости циркуляционное масло из цистерн через палубную втулку перекачивается насосом на берег или на другие суда.

Газотурбонагнетатели дизеля имеют автономную гравитационную систему смазки, состоящую из сточной цистерны, фильтра, циркуляционного насоса, охладителя и напорной цистерны, расположенной на платформе МО. Емкость цистерны должна быть достаточной для обеспечения работы газотурбонагнетателей в период свободного выбега судна при отключении циркуляционных насосов.

Смазка цилиндров дизелей производится специальным высоковязким цилиндровым маслом с помощью многоплунжерных насосов (лубрикаторов), приводимых в действие от двигателя. Лубрикаторы принимают цилиндровое масло из цистерны и под давлением 5-8МПа подают его к невозвратным клапанам, установленным на цилиндрах. На каждом цилиндре обычно имеется от четырех до восьми точек смазки (в зависимости от диаметра цилиндра). Насосы снабжены устройствами, позволяющими регулировать подачу масла на каждую точку (по несколько капель на ход поршня). После смазки цилиндров и поршневых колец масло сгорает в цилиндре вместе с топливом и в цикл не возвращается. Удельный расход цилиндрового масла у СОД составляет 0,7-2,0 г/кВт×ч.

В системе смазки наиболее часто используют шестеренчатые насосы. Они надежны в работе, могут быть непосредственно соединены с быстроходными двигателями, просты по конструкции и имеют небольшие массы и габариты.

В последнее время в масляных системах все чаще устанавливают самоочищающие фильтры, так как ручная очистка их отнимает много времени (до 60-80 часов за 1 мес.).

Литература

1. Стенин В.А., Альпин А.Я. Проектирование судовых двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие. С-ПГМТУ, 1998.

. Ваншейдт В.А. Судовые ДВС. Л.; Судостроение, 1977.

. Самсонов В.И. Двигатели внутреннего сгорания морских судов. М. Транспорт. 1990.