Проектирование судового двигателя внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

67

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Любая 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 СЭУ 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 положениями проектирование СЭУ является одним из важнейших этапов создания судна.

Главной целью данного курсового проекта является проектирование судового ДВС по исходным данным: типу и водоизмещению судна, на которое будет установлена СЭУ, требуемой скорости, составу используемого топлива и степени сжатия. В процессе выполнения курсового проекта теоретические знания по дисциплине «Судовое главное энергетическое оборудование» наряду с практическими навыками самостоятельной работы при решении технических задач систематизируются, расширяются и закрепляются.

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

Дизельный двигатель внутреннего сгорания (ДВС) принадлежит к типу тепловых двигателей, в которых химическая энергия топлива, сгорающего непосредственно внутри рабочего цилиндра, преобразуется в механическую работу.

Газообразные продукты сгорания топлива, обладающие высокой температурой, расширяются и давят на стенки цилиндра и поршень, который совершает прямолинейно-поступательное движение. С помощью кривошипно-шатунного механизма это движение преобразуется во вращательное движение коленчатого вала. Такой способ превращения тепловой энергии в механическую работу позволяет обходиться без промежуточного рабочего вещества (носителя тепла), которым в паровых машинах является пар.

Дизельные ДВС обладают самым высоким эффективным КПД, среди прочих установок, малым временем приготовления к пуску и постоянной готовностью к действию, взрыво- и пожаробезопасностью, способностью работать на дешевых тяжелых сортах топлива и еще рядом положительных особенностей. Это еще раз доказывает актуальность выбора дизельного ДВС и его непосредственного расчета и проектирования.

Для реализации курсового проекта и достижения поставленных целей будут использованы техническая литература, посвященная разработке и проектированию СГЭО, ГОСТы, методические указания для данного курсового проекта под руководством В.А. Стенина для непосредственного планирования, расчета и написания работы.

1. Исходные данные для проектирования

Таблица 1

Вариант 3. Двухтактный двигатель.
Наименование характеристики	Обозначение	Значение
Тип судна	-	Ледокол
Водоизмещение, тыс.тонн		4
Скорость, уз.		13
Содержание водорода в смеси, %	H	14
Содержание углерода в смеси, %	C	84
Содержание кислорода в смеси, %	O	2
Степень сжатия		15

2. Выбор главных двигателей и основных параметров

2.1 Определение суммарной мощности главных двигателей

Мощность главных двигателей, необходимая для движения судна, определяется сопротивлением R, которое оказывает окружающая среда (вода, воздух), и заданной скоростью движения. Мощность, которую необходимо затратить на создание упора, преодолевающего силы сопротивления, находится по формуле:

;

Принимая обратный адмиралтейский коэффициент для танкера , получаем:

Учитывая, что проектируемый двигатель устанавливается на танкер небольшого водоизмещения, масса и габариты двигателя имеют важное значение. В данном случае целесообразно выбрать среднеоборотистый дизельный двигатель (СОД), так как он выигрывает в сравнении с МОД по массогабаритным показателям, а используемое в нем относительно дешевое тяжелое дизельное топливо позволяет снизить стоимость эксплуатации. В соответствии с требуемой мощностью выбираем прототип двигателя 16ДПН 23/2*30 с характеристиками (табл. 2):

Таблица 2

, л.с.		Число цилиндров, i
4500	643	16	0,8	6,43	6,77	1,9	3,3	40

2.2 Выбор основных параметров дизеля

Главным критерием быстроходности дизеля является средняя скорость поршня , которую назначим 7 м/с (двигатель среднеоборотистый).

Тогда ход поршня составит:

Примем ход поршня, равный 340 мм.

Диаметр цилиндра D выбираем так, чтобы отношение S/D попадало в интервал от 1,0 до 1,8. D назначаем равным 230 мм.

Частота вращения вала (n=643 об/мин), скорость поршня и отношение соответствуют рекомендуемым значениям для СОД.

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

,

где - расстояние между осями, выраженное в количестве диаметров цилиндра, для двухтактного СОД принимаем :

Ширина двигателя на фундаментальной раме:

,

где для тронковых ДВС:

Полученная величина ширины двигателя является лишь приблизительным значением, т.к. на данном этапе проектирования невозможно точно оценить габариты дизеля. Из чертежа полностью доработанного двигателя СГЭО.КП.1432-1.14.001.СБ видно, что действительная ширина составляет 1,338м. Для данного значения необходимо провести проверку коэффициента b:

Полученное значение коэффициента укладывается в допустимые рамки, так как вычисленное ранее значение являлось лишь приближенным.

Высота двигателя от оси коленчатого вала до крайней верхней точки

,

где для тронковых ДВС(+0,82 из-за конструктивных особенностей):

Расстояние по высоте от оси коленчатого вала до нижней точки:

;

Общая высота двигателя:

;

Массу двигателя можно определить через удельную массу:

,

где - удельная масса, для двухтактных СОД :

Масса установки определится по формуле:

;

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

,

где - коэффициент тактности равен 1 для двухтактного двигателя.

3. Тепловой расчет ДВС

3.1 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. Низшая теплота сгорания определяется по формуле:

;

3.2 Процесс наполнения

Основными параметрами, характеризующими процесс наполнения, являются:

_н - коэффициент наполнения;

_г - коэффициент остаточных газов;

Р_а - 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;

- коэффициент скорости истечения, учитывающий вредные сопротивления при протекании воздуха через клапаны, принимаем = 0,8 для ДВС с наддувом;

Т₀ - температура окружающей среды, К.

Для определения С₂ необходимо знать среднюю скорость С_m поршня и скорости поступающего заряда С₁ через живые сечения клапана.

где K - отношение площади поршня к площади сечения полностью открытых впускных клапанов, для ДВС средней быстроходности принимаем K=8.

Наибольшая скорость протекания свежего заряда через выпускной клапан:

;

.

Тогда давление в конце наполнения:

Коэффициент остаточных газов определяется по формуле:

,

где - повышение температуры газа в системе двигателя, по опытным данным для четырехтактного дизеля с наддувом ;

- повышение температуры газа вследствие сжатия в турбонагнетателе;

- давление остаточных газов, для ДВС средней быстроходности ;

- температура остаточных газов, для четырехтактных ДВС средней быстроходности .

,

где - давление в турбонагнетателе, можно принять ;

- показатель политропы, составляет 1,6;

- атмосферное давление.

Тогда коэффициент остаточных газов:

Температура смеси в конце наполнения определяется по уравнению:

;

Коэффициент наполнения через коэффициент остаточных газов определяется следующим образом:

;

3.3 Процесс сжатия

Основными параметрами, определяющими процесс сжатия, являются:

Р_а - давление начала сжатия;

Т_а - температура начала сжатия;

- степень сжатия;

n₁ - показатель политропы сжатия, для ДВС средней быстроходности n₁=1,37;

Т_с - температура конца сжатия;

Р_с - давление конца сжатия.

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

;

,

;

3.4 Процесс сгорания

Необходимо определить количество воздуха, теоретически необходимого для сгорания 1кг топлива:

;

Действительное количество воздуха:

_,

Где - коэффициентом избытка воздуха (отношение количества воздуха, поступившего в цилиндр, к количеству воздуха, теоретически необходимому), для СОД с наддувом :

_.

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

,

.

Количество молей продуктов сгорания:

;

.

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

;

.

Для нахождения средних мольных теплоемкостей необходимо найти молярные концентрации отдельных газов в цилиндре. Содержание кислорода в свежем заряде:

;

.

Содержание азота в свежем заряде:

;

.

Количество молей продуктов сгорания:

;

,

;

,

;

,

;

.

Количество молей остаточных газов:

;

,

;

,

;

,

;

.

Молярные доли компонентов:

;

,

;

,

;

,

;

.

Изохорные мольные теплоемкости определятся:

* для азота

,

* для кислорода

,

* для водяного пара

,

* для углекислого газа

Суммарная изохорная теплоемкость смеси в цилиндре определится как сумма произведений молярных концентраций отдельных газов на их теплоемкости:

,

Изобарные мольные теплоемкости определятся:

* для азота

,

* для кислорода

,

* для водяного пара

,

* для углекислого газа

.

Молярные доли компонентов топлива:

;

,

;

,

;

,

;

.

Суммарная изобарная теплоемкость находится аналогично изохорной:

Уравнение сгорания для смешанного цикла имеет вид:

,

где - степень повышения давления, для СОД ;

- коэффициент использования тепла, для СОД

Подставляя суммарные теплоемкости в уравнение сгорания для смешанного цикла, получаем квадратное уравнение:

;

> .

Тогда значения средних мольных изобарных теплоёмкостей составят:

* для азота

,

* для кислорода

,

* для водяного пара

,

* для углекислого газа

.

Степень предварительного расширения определяется зависимостью:

;

Степень последующего расширения:

;



3.5 Процесс расширения

Основными параметрами, определяющими процесс расширения, являются:

Т_z - температура начала расширения;

P_z - давление начала расширения;

n₂ - показатель политропы расширения, для СОД можно принять n₂=1,3;

T_e - температура конца расширения;

P_e - давление конца расширения.

Давление начала расширения составит:

;

Давление конца расширения:

;

.

Температура конца расширения:

;

.

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 н.м.т., 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 поддаётся точному теоретическому подсчёту, в расчётах обычно вместо переменного давления используют среднее постоянное давление газов в период выпуска Р_г. Это давление выше давления в выпускной трубе Р'_г. По практическим данным для двигателей средней быстроходности можно принять:

;

.

3.7 Построение расчетной индикаторной диаграммы

В двухтактных двигателях объём, описываемый поршнем, равен:

,

где - объем газов в цилиндре в конце сжатия (в в.м.т.),

V_h - объём цилиндра, занятый выпускными окнами.

При построении диаграммы примем:

,

,

Тогда:

,

.

После нахождения координат точки начала сжатия - а, проводят ось давлений, атмосферную линию и линию выпуска.

Политропу сжатия можно построить аналитическим способом. Аналитический способ основан на использовании уравнения политропы сжатия:

, или

,

где и - координаты (давление и объем) в каждой i-ой точке индикаторной диаграммы (причём ).

Подставляя значения объемов в каждой точке в уравнение политропы сжатия, находим координаты точек кривой:

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

Абсцисса точки z может быть определена из равенства:

; .

Аналогично кривой сжатия координаты точек кривой расширения будут найдены по следующему соотношению:

,

где .

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

Найдя координаты точек, строится кривая расширения. Диаграмма считается законченной.

Среднее теоретическое индикаторное давление можно найти, спланиметрировав участок acz'zвa и найдя его площадь F (в мм²):

,

где - величина в миллиметрах объема на диаграмме,

- масштаб давлений в :

.

Аналитически определим среднее теоретическое индикаторное давление для цикла смешанного сгорания:

,

Расхождение между полученными значениями составляет менее 4%, что допускается.

3.8 Параметры, характеризующие рабочий цикл

Учитывая, что, согласно опытным данным, механический КПД при работе на номинальной мощности для двухтактных СОД можно принять , среднее эффективное давление Р_e найдется так:

; .

Удельный индикаторный расход топлива определим следующим образом:

;

.

Удельный эффективный расход топлива:

;

.

Индикаторный КПД составит:

;

Эффективный КПД:

;

4. Динамический расчет двигателя

4.1 Диаграмма движущих усилий

Для построения диаграммы движущих усилий необходимо задаться следующими исходными данными:

1. Средняя угловая скорость вращения коленчатого вала

;

;

2. Отношение радиуса шатуна к его длине ;

3. Значение массы поступательно движущихся частей для двухтактного СОД.

Далее необходимо:

1. Построенная индикаторная диаграмма (развёрнутая или обычная);

2. Необходимо под имеющейся индикаторной диаграммой построить кривую сил инерции по способу Толле. Для этого определим значения сил инерции в верхней и нижней мёртвой точках:

;

,

где R - радиус шатуна (можно определить из индикаторной диаграммы как половину хода поршня), равный 0,085м.

Тогда:

;

.

Отрезок, откладываемый вниз от точки пересечения прямой, соединяющей значения сил инерции в мёртвых точках, с линией атмосферы, составит:

,

что в масштабе диаграммы есть 289/20=14,45мм. Все дальнейшие действия производим, в точности руководствуясь способом Толле.

3. необходимо построить бицентровую диаграмму Брикса, позволяющую найти действительные величины сил по ходу поршня в зависимости от угла поворота кривошипа. Интервал между точками диаграммы движущих усилий назначим 10 градусов. Вышеизложенные построения и снятие значений движущих усилий с диаграммы иллюстрирует рис. 1 приложения.

4.2 Диаграмма касательных усилий

Диаграмму касательных усилий можно построить следующим способом:

1. Необходимо с диаграммы движущих усилий снять значения последних по ходу поршня через каждые 10 градусов.

2. Искомое значение касательного усилия P_к при данном угле поворота радиуса мотыля находится от снятого с диаграммы движущих усилий значения в следующей зависимости:

.

Значения множителя в зависимости от угла поворота радиуса мотыля при данном берутся из справочных таблиц.

Результаты расчёта касательных усилий представлены в таблице 3.

Таблица 3

Угол поворота мотыля, град	Значение	Значен удельн силы Рд	Значение касательн силы Рк	Угол поворота мотыля, град	Значение	Значен удельн силы Рд	Значение касательн силы Рк
0	0	4,5	0	180	0	0,316	0
10	0,2144	4,5	0,9648	190	-0,1309	0,316	-0,0413644
20	0,4187	4,5	1,88415	200	-0,2614	0,316	-0,0826024
30	0,6038	2,98	1,799324	210	-0,3909	0,316	-0,1235244
40	0,7614	1,831	1,3941234	220	-0,5181	0,316	-0,1637196
50	0,8854	1,217	1,0775318	230	-0,6406	0,308	-0,1973048
60	0,9769	0,831	0,8118039	240	-0,7551	0,29	-0,218979
70	1,0224	0,713	0,7289712	250	-0,857	0,27	-0,23139
80	1,0289	0,623	0,6410047	260	-0,9407	0,256	-0,2408192
90	1	0,577	0,577	270	-1	0,233	-0,233
100	0,9407	0,56	0,526792	280	-1,0289	0,197	-0,2026933
110	0,857	0,542	0,464494	290	-1,0224	0,162	-0,1656288
120	0,7551	0,54	0,407754	300	-0,9769	0,145	-0,1416505
130	0,6406	0,393	0,2517558	310	-0,8854	0,19	-0,168226
140	0,5181	0,316	0,1637196	320	-0,7614	0,4	-0,30456
150	0,3909	0,316	0,1235244	330	-0,6038	0,844	-0,5096072
160	0,2614	0,316	0,0826024	340	-0,4187	1,371	-0,5740377
170	0,1309	0,316	0,0413644	350	-0,2144	2,043	-0,4380192
180	0	0,316	0	360	0	2,64	0

Чтобы нагляднее показать зависимость Р_к от Р_д, ниже приведён рисунок 1, демонстрирующий, что движущее усилие раскладывается на нормальное Р_н и действующее по оси шатуна Р_ш, которое, в свою очередь, может быть разложено на радиальное Р_р и касательное Р_к усилия, величины которых зависят от углов и .

Рис.1 К аналитическому методу определения усилий

3. Необходимо для осей ординат и абсцисс, которые будут являться осью касательных усилий и осью углов поворота радиуса мотыля соответственно, выбрать масштабы. Затем в данных координатных осях строятся точки, соответствующие значениям абсцисс и ординат при данном угле поворота радиуса мотыля. Точки соединяются плавной кривой.

4.3 Суммарная диаграмма касательных усилий

Изменение касательного усилия всего двигателя представляется суммарной диаграммой касательных усилий, которая для всех цилиндров может быть построена путём суммирования ординат кривых касательных усилий от всех цилиндров, сдвинутых по отношению друг к другу на угол ₀ - угол поворота радиуса мотыля между двумя последовательными вспышками.

Угол ₀ из условия равномерности вращения коленчатого вала принимается равным:

Для построения суммарной диаграммы основание диаграммы касательных усилий делят на участки, соответствующие углу поворота мотыля между двумя последовательными вспышками. Количество участков равно числу цилиндров.

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 (что проиллюстрировано на рис. 2 приложения). При этом необходимо, конечно же, учитывать масштабы обеих диаграмм.

Соединив построенные точки, получим кривую одного участка. На остальных участках кривая будет повторяться.

5. Расчет прочности деталей двигателя

5.1 Детали поршневой группы

5.1.1 Расчет поршня

Общий вид поршня приведен на рисунке 2:

Рис.2 Конструктивные размеры поршня

1. Диаметр головки поршня:

Диаметр юбки поршня:

3. Толщина днища:



Расстояние от первого кольца до кромок днища:

Толщина цилиндрической стенки головки:

6. Толщина направляющей части юбки:

7. Длина направляющей части юбки:

8. Расстояние от нижней кромки юбки до оси поршневого пальца:

9. Полная длина поршня ДВС средней быстроходности тронкового типа:

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

,

где - максимальная сила, для :

,

- допустимое удельное давление на 1м² площади проекции боковой поверхности поршня, для ДВС средней быстроходности можно принять . Сила, действующая на поршень:

;

Тогда:

;

.

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

,

где - эквивалентные допускаемые напряжения на изгиб, для чугунных можно принять .

.

5.1.2 Расчет поршневого пальца

Рис.3 Расчетная схема поршневого пальца

1. Диаметр пальца:

2. Длина вкладыша головного подшипника:

3. Внутренний диаметр пальца:



4. Длина пальца:

5.Расстояние между серединами опор пальца:

6. Длина опорной части бобышки:

7. Напряжение изгиба, возникающее в момент действия силы:

8. Напряжение среза:

9. Допустимое напряжение изгиба для углеродистой стали может быть принято:

.

Допустимое напряжение среза может быть принято:

;

.

10. Для определения степени овализации пальца определяется по методу Кинасошвили увеличение диаметра наружного в горизонтальной плоскости, учитывая что модуль упругости материала :

,

11. Удельное давление в подшипнике скольжения:

.

Для вкладыша, выполненного из бронзы, допускается давление:

12. Удельное давление на гнездо бобышки:

.

Допускаемое давление [K]_б для бобышек из чугуна:

5.2 Расчет коленчатого вала

5.2.1 Подбор конструктивных параметров

Коленчатый вал двигателя изготавливается из стали марки 35.

Предел прочности при растяжении:

Предел текучести:

Эскиз коленчатого вала представлен на рисунке 4:

Рис. 4 Эскиз коленчатого вала

1. Диаметр коленчатого вала d, мм:

,

где L - расстояние между центрами рамовых подшипников, для данного двигателя можно конструктивно принять ;

А=51,7 и В=77 - безразмерные коэффициенты, зависящие от Р_i (среднее индикаторное давление) и Р_z;

С=1,44 - безразмерный коэффициент, зависящий от числа цилиндров и тактности;

К - безразмерный коэффициент, вычисляемый:

.

Тогда

.

Для обеспечения прочности конструктивно принимаем:

2. Диаметр шатунной d_ш и рамовой d_р шейки принимаются в соответствии с прототипом, но не менее расчётного значения d:

3. Толщина щеки:

4. Ширина щеки:

5. Длина шатунной шейки:

Длина рамовой шейки:



8. Расстояние между осями коренной и шатунной шеек:

Расстояние между средним слоем щеки и серединой рамового подшипника

Расстояние между серединами рамовых шеек:

9. Радиусы закруглений:

- мотылевой шейки

- рамовой шейки

- фланца

10. 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.

Значения углов (абсцисс), ординаты которых подлежат суммированию в первом опасном положении, соответствуют: 0, 0+₀, 0+₀₁,.... (число углов равно числу цилиндров i=16). ₀=22,5° - угол между двумя последующими вспышками:

0; 22,5°; 45°; 67,5°; 90°; 112,5°; 135°; 157,5°; 180°; 202,5°;

225°; 247,5°; 270°; 192,5°; 315°; 337,5°; 360°.

Значения углов (абсцисс), ординаты которых подлежат суммированию во втором опасном положении, соответствуют: ₁, ₁+₀, ₁+2₀,.... (число значений равно числу цилиндров i=16, ₁=20°):

20°; 42,5°; 65°; 87,5°; 110°; 132,5°; 155°; 177,5°; 200°;

222,5°; 245°; 267,5°; 290°; 312,5°; 335°; 357,5°.

Из диаграммы касательных усилий определяют значение Р_к для соответствующих углов заклинивания мотылей и вписывают их в таблицу в строку первого мотыля.

Дальнейшее заполнение таблицы производят в порядке последовательности вспышек. В дизеле 16ДПН 23/2х34 используется следующий порядок вспышек:

Таблица 4

№ мотыля	1	6	11	16	4	5	10	15	3	8	9	14	2	7	12	13
№ вспышки	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15	16

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:

; .

Значения величин и берутся из справочных таблиц для данного в зависимости от значения угла поворота радиуса мотыля.

Произведя суммирование Р_к цилиндров, расположенных впереди, т.е. значений Р_к, вписанных в таблицу выше строки данного мотыля, находят мотыль, передающий наибольшее касательное усилие (таблица 5).

Для определения наиболее нагруженного мотыля во втором опасном сечении суммируют ординаты кривой касательных усилий для угла поворота ₁ с учётом последовательности вспышек. В этом случае заполнение таблицы осуществляется точно так же, как и таблицы 5 (результаты сведены в таблицу 6).

Таблица 5



Таблица 6



По результатам таблиц 5 и 6 становится очевидно, что как в первом, так и во втором опасном положении следует рассчитывать мотыль 16-го цилиндра как передающий наибольшее касательное усилие от цилиндров, расположенных впереди.

5.2.2 Проверка прочности в первом опасном положении

1. Действие силы давления в конце горения на мотылевую шейку представлено на рисунке 5:

(см. п. 5.1.1)

Рис.5 Изгиб мотылёвой шейки

2. Момент, изгибающий шатунную шейку:



3. Напряжение изгиба:

,

где W_из - осевой момент сопротивления, для сплошной шейки W_из=0,1d³;

4. Наибольшее касательное усилие от расположенных впереди цилиндров:

5. Момент, скручивающий мотылёвую шейку:

6. Напряжение кручения

7. Эквивалентное напряжение в шейке:



Допустимое напряжение в валах =100 МПа:

8. Действие силы давления в конце горения на рамовую шейку представлено на рисунке 6:

Рис.6 Изгиб рамовой шейки

Изгибающий момент:

9. Напряжение изгиба:

10. Напряжение кручения:



11. Эквивалентное напряжение:

12. Действие силы давления в конце горения на щеку представлено на рисунке 7:

Рис.7 Изгиб щеки

Изгибающий момент:

13. Момент сопротивления на широкой стороне щеки:

14. Напряжение изгиба:

15. Момент сопротивления на узкой стороне щеки:

16. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

17. Напряжение сжатия:

18. Суммарное напряжение:

5.2.3 Проверка прочности во втором опасном положении

1. Наибольшее касательное усилие одного цилиндра:

2. Наибольшее радиальное усилие одного цилиндра:

3. Изгибающий момент от наибольшего касательного усилия:

4. Изгибающий момент от наибольшего радиального усилия:

5. Напряжение изгиба от действия М_{из К}:

6. Напряжение изгиба от действия М_{из Р}:

7. Равнодействующее напряжение изгиба:

8. Суммарное касательное усилие, передаваемое шейкой рамового подшипника:

9. Касательное усилие от впереди расположенных цилиндров:

10. Крутящий момент от касательной силы Р_кп:

11. Крутящий момент от касательной силы одного цилиндра:

12. Напряжения кручения от моментов М_{кр 1} и М_{кр п}:

13. Суммарное напряжение кручения:

14. Эквивалентное напряжение в шатунной шейке:

15. Изгибающий момент на широкой стороне щеки:

16. Напряжение изгиба на широкой стороне щеки:

17. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

18. Напряжение сжатия силой Р_р/2:

19. Суммарное напряжение:

20. Момент, скручивающий щеку:



21. Момент сопротивления кручению на середине широкой стороны щеки:

22. Касательное напряжение на середине широкой стороны щеки:

23. Напряжение кручения на середине узкой стороны щеки:

24. Равнодействующее напряжение на середине широкой стороны щеки:

25. Равнодействующее напряжение на середине узкой стороны щеки:

26. Изгибающий момент силы Р_к:

27. Изгибающий момент силы Р_р:

28. Равнодействующий изгибающий момент:

29. Напряжение изгиба:

30. Момент, скручивающий рамовую шейку:

31. Напряжение кручения:

32. Суммарное напряжение в рамовой шейке:



6. Определение уравновешенности ДВС

Для того, чтобы произвести расчёт уравновешенности ДВС, необходимо выполнить следующие действия:

1. Зная последовательность вспышек для данного двигателя (таблица 4), строится схема мотылей первого порядка (рис.8). Для этого в произвольной окружности строится радиус, направленный вертикально вверх. Этот радиус отображает положение первого мотыля в верхней мёртвой точке (0°). Затем против часовой стрелки от первого мотыля откладывается угол, равный углу поворота радиуса мотыля между двумя последовательными вспышками (в данной работе он составляет 22,5°), и строится второй радиус, обозначающий мотыль поршня, который вторым по порядку вспышек достигает в.м.т. (в данном случае 6-й). Далее от второго радиуса откладывается угол и строится третий и так до последнего мотыля.

Рис.8 Схема мотылей первого порядка

2. Руководствуясь схемой мотылей первого порядка определяют для каждого мотыля угол отклонения его радиуса от радиуса мотыля первого цилиндра при нахождении поршня первого цилиндра в в.м.т. Далее, аналогично схеме первого порядка, строится схема второго порядка (рис. 9) с той лишь разницей, что углы отклонения каждого мотыля от мотыля первого цилиндра умножаются на два.

Рис.9 Схема мотылей второго порядка

3. Руководствуясь, опять же, схемой мотылей первого порядка, строят в произвольном масштабе схему коленчатого вала (рис. 10) с целью определения положения центра тяжести ДВС и расстояний от центра тяжести до осей всех цилиндров (при этом также руководствуются размерами, полученными в пункте 5.2.1). При этом расстояния от центра тяжести до цилиндров, расположенных на схеме слева от него, берут со знаком плюс для дальнейших расчётов, справа от него - со знаком минус.

Рис.10 Схема коленчатого вала

4. По приведённым ниже формулам аналитически определяются силы инерции и моменты сил инерции (условно нагружая каждый цилиндр центробежной силой Р_у=1Н) первого и второго порядков для схем мотылей первого и второго порядка соответственно, а также максимальные неуравновешенные силы инерции и моменты сил инерции и положение главного вектора моментов (для обеих схем).

Силы инерции 1-го порядка в вертикальной плоскости, как составляющие условных центробежных сил инерции определятся:

В горизонтальной плоскости:

Момент сил инерции относительно центра тяжести двигателя в вертикальной и горизонтальной плоскостях определится следующим образом:

,

где - расстояние от центра тяжести двигателя до оси соответствующего цилиндра. Знак момента определяется знаком h;

- угол отклонения радиуса текущего мотыля от радиуса мотыля первого цилиндра.

Находятся неуравновешенные силы и моменты сил инерции как алгебраическая сумма сил и моментов сил инерции всех цилиндров.

Затем определяются:

;

Положение главного вектора моментов на схемах мотылей относительно мотыля первого цилиндра определяется углом из выражения:

Приведённые выше расчёты выполняются аналогично для схемы мотылей второго порядка. Результаты произведённых выкладок для схем первого и второго порядков сведены в таблицы 7 и 8 соответственно.

Таблица 7

№ цил.	, град			h, мм
1	0	1,000	0,000	3225	3225,000	0,000
2	270	0,000	-1,000	2795	0,000	-2795,000
3	180	-1,000	0,000	2365	-2365,000	0,000
4	90	0,000	1,000	1935	0,000	1935,000
5	112,5	-0,383	0,924	1505	-575,939	1390,439
6	22,5	0,924	0,383	1075	993,170	411,385
7	292,5	0,383	-0,924	645	246,831	-595,902
8	202,5	-0,924	-0,383	215	-198,634	-82,277
9	225	-0,707	-0,707	-215	152,028	152,028
10	135	-0,707	0,707	-645	456,084	-456,084
11	45	0,707	0,707	-1075	-760,140	-760,140
12	315	0,707	-0,707	-1505	-1064,196	1064,196
13	337,5	0,924	-0,383	-1935	-1787,707	740,492
14	247,5	-0,383	-0,924	-2365	905,046	2184,975
15	157,5	-0,924	0,383	-2795	2582,243	-1069,600
16	67,5	0,383	0,924	-3225	-1234,154	-2979,511
		0,000	0,000		574,634	-860,000
		0,000
		1034,313
		-56,250

Таблица 8

№ цил.	, град			h, мм
1	0	1,000	0,000	3225	3225,000	0,000
2	180	-1,000	0,000	2795	-2795,000	0,000
3	0	1,000	0,000	2365	2365,000	0,000
4	180	-1,000	0,000	1935	-1935,000	0,000
5	225	-0,707	-0,707	1505	-1064,196	-1064,196
6	45	0,707	0,707	1075	760,140	760,140
7	225	-0,707	-0,707	645	-456,084	-456,084
8	45	0,707	0,707	215	152,028	152,028
9	90	0,000	1,000	-215	0,000	-215,000
10	270	0,000	-1,000	-645	0,000	645,000
11	90	0,000	1,000	-1075	0,000	-1075,000
12	270	0,000	-1,000	-1505	0,000	1505,000
13	315	0,707	-0,707	-1935	-1368,252	1368,252
14	135	-0,707	0,707	-2365	1672,308	-1672,308
15	315	0,707	-0,707	-2795	-1976,363	1976,363
16	135	-0,707	0,707	-3225	2280,419	-2280,419
		0,000	0,000		860,000	-356,224
		0,000
		930,857
		-22,500

5. На схемах мотылей строят главные векторы моментов сил инерции (рис. 3 приложения).

7. Система охлаждения ДВС

Главное назначение системы охлаждения - поддержание необходимого теплового режима путем отвода теплоты в главных и вспомогательных дизелях, турбокомпрессорах, подшипниках, в компрессорах и других элементах СЭУ.

В современных судовых установках в качестве охлаждающей среды обычно используют пресную воду благодаря ее значительно меньшей коррозионной активности и накипеобразующей способности. Кроме того, использование закрытого контура циркуляции воды в системе охлаждения дает возможность поддерживать качество воды на необходимом уровне путем ее химической обработки. В циркуляционной системе охлаждения пресной водой (типичной для мощных энергетических установок морских судов) забортная вода используется для охлаждения масла и пресной воды, циркулирующих по замкнутым контурам, и охлаждения второстепенных механизмов и систем.

Введение замкнутого контура пресной воды позволило исключить коррозию дизелей, повысить температурный режим в системе, не опасаясь интенсификации накипеобразования. Из контакта с морской водой были выведены сами дизели, но осталась довольно разветвленная сеть трубопроводов морской воды, холодильников масла, воздуха, которые подвергаются интенсивной коррозии, и ни один ремонт судна не обходится без замены или восстановления тех или иных участков магистралей забортной воды. Чтобы исключить этот недостаток, повысить надежность оборудования, на судах (в первую очередь - судах арктического плавания) начали применять централизованные системы охлаждения. Именно такую систему наиболее рационально использовать для данного спроектированного двигателя, оптимально отвечающую поставленным требованиям.

Рассмотрим принципиальную схему системы. В централизованной системе главный двигатель (ГД) и дополнительная генераторная установка (ДГУ) охлаждаются пресной водой, подаваемой в магистраль насосом пресной воды (НПВ) через охладитель пресной воды (ОПВ). Пресная вода поступает на охлаждение ГД, а затем через деаэратор (ДР) и водоопреснительную установку (ВОУ) подаётся к приёмному патрубку НПВ. По второй ветке пресная вода через ОПВ ДГУ поступает на охлаждение ДГУ. Циркуляция осуществляется по замкнутому контуру НПВ. В систему включён расширительный бак, который служит для компенсации утечек и теплового расширения. Система забортной воды (ЗВ) второго контура состоит из отдельных участков соединенных между собой с целью резервирования механизмов. Из кингстонных ящиков (КЯ) забортная вода забортная вода через фильтры (ФЗВ) поступает в распределительный канал. Главный циркулирующий насос забортной воды (НЗВ) подаёт забортную воду в общесудовую магистраль, откуда она идёт на охлаждение теплообменников и затем сливается за борт через отливные кингстоны (ОК). Резервный насос (РН) на случай выхода из строя НПВ или НЗВ.

Основные мероприятия по эксплуатации системы охлаждения сводятся к поддержанию необходимого качества охлаждающей воды, введению в нее присадок, обеспечения необходимого уровня воды в расширительной цистерне и контролю параметрами, характеризующими работу системы (давлениями и температурами). Особую осторожность нужно проявлять в ситуации, когда температура воды на выходе из дизеля или его отдельных цилиндров увеличивается до 90-100°С. Прежде всего открытием краника на сливной трубе необходимо проверить, не выходит ли из него пар. Появление пара означает отсутствие воды в верхней части цилиндра и вызванный этим его местный перегрев. Дизель необходимо остановить и после закрытия запорного клапана на сливном патрубке системы охлаждения цилиндра обеспечить ему возможность медленно остыть. Любая интенсификация охлаждения может вызвать появление высоких температурных напряжений в металле крышки, втулки и в корпусе выпускного клапана, что в свою очередь может явиться причиной появления в них трещин. Через 15-20 мин. Можно немного приоткрыть клапан, с тем, чтобы вода, поднимаясь вверх, могла постепенно заполнить полость охлаждения - ту ее часть, где она была вытеснена паром. Продвижение воды проверяют по вентиляционному кранику.

Перед пуском дизель необходимо повернуть валоповоротным устройством и через продувочные или выпускные окна убедиться в отсутствии попадания воды в цилиндр и подпоршневую полость (через наружные уплотнения втулки).

Вывод

судовой дизельный двигатель

В результате работы над данным курсовым проектом был разработан судовой дизельный двигатель 16ДПН 23/34. Данный двигатель относится к СОД (частота вращения коленчатого вала 643 об/мин), имеет 16 цилиндров, расположение цилиндров - рядное. Он отвечает всем требованиям, указанным в учебном техническом задании: во-первых, соответствует типу судна, для которого проектируется, во-вторых, развивает необходимую мощность, что обеспечивает судну требуемую скорость. Спроектированный двигатель также имеет достаточно низкий удельный расход топлива - . Данное значение удельного расхода топлива ниже среднего для СОД, что говорит об экономичности двигателя. Эффективный КПД двигателя при этом составляет 43%, что является весьма высоким значением КПД для СОД. Кроме того, по сравнению с прототипом, разработанный дизель имеет несколько меньшие габариты по ширине (максимальная ширина 1338мм, у прототипа - 1900мм) и высоте (максимальная высота - 2832мм, у прототипа - 3300мм), что позволяет говорить о некотором выигрыше в массе двигателя и, конечно же, о меньшей массе и стоимости исходных материалов, что, в свою очередь, приводит к снижению себестоимости двигателя.

Список используемой литературы

1. Стенин В.А. СГЭО. Судовые дизели: Методические указания к выполнению курсового проекта. Северодвинск: РИО Севмашвтуза, 2005 .

2. Г.С. Рожанский. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судостроение, 1969.

3. Ваншейдт В.А. Судовые ДВС. Л.: Судостроение, 1977.

4. Троицкий Б.Л. Основы проектирования СЭУ. Л.: Судостроение, 1980.

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

Приложение

Рис. 1. Бицентровая диаграмма Брикса и её использование для снятия значений движущих усилий.

Рис. 2. Диаграмма касательных усилий, разбитая на участки, равные углу поворота радиуса мотыля между двумя последующими вспышками (22,5°).



Рис. 3. Схемы мотылей 1-го (слева) и 2-го (справа) порядков.

Размещено на Allbest.ru