Проект суднового допоміжного двигуна типу 6ЧН 18/22 потужністю 225 кВт з розробкою конструкції поршня

Размещено на http://www.allbest.ru/

85

Дипломний проект

Тема проекту

Проект суднового допоміжного двигуна типу 6ЧН 18/22 потужністю 225 кВт з розробкою конструкції поршня

Анотація

двигун судовий ремонт

Ціллю даного дипломного проекту є можливе змінення окремих елементів, які на цей час морально застаріли, а також застосування системи діагностики.

В дипломному проекті обрано об'єкт, на якому встановлюється двигун, та приведено його технічну характеристику. Розглянуто основні показники роботи двигуна. В розрахунковій частині проведено розрахунки робочого циклу, динаміки та систем двигуна, зроблено розрахунок деталі на міцність.

Приведено основні вимоги, які необхідно виконувати при експлуатації двигуна, також розроблено методи ремонту та порядок їх проведення. Також розглянуто системи діагностування вузлів двигуна та розроблено методи діагностування , а також пристрій для обміру втулки. Описано технологічний процес виготовлення втулки циліндра. Проведено заходи по охороні праці та навколишнього середовища. В останньому розділі зроблено техніко-економічне обґрунтування прийнятих технічних рішень.

В графічній частині виконано креслення: розташування двигуна на об'єкті, основні види двигуна, поперечного розрізу двигуна, діаграм динаміки, деталі двигуна, приладу для монтажу та демонтажу деталі, діагностика форсунки та технологічний процес виготовлення втулки.

Вступ

Двигуни внутрішнього згорання (ДВЗ) належать до найбільш розповсюдженого типу теплових двигунів, тобто таких двигунів, у котрих теплота, яка виділяється при згоранні палива, перетворюється у механічну енергію.

В ДВЗ процеси спалювання палива, виділення теплоти та перетворення частки ії у механічну роботу проходять безпосередньо у середині двигуна. До таких двигунів належать поршневі та комбіновані двигуни ,газові турбіни.

Перед двигунобудівництвом поставленні завдання і підвищення виробництва ДВЗ з підвищенням техніко - технологічними показниками ,розширення та прискорення розвитку виробництва потужних тракторів та вантажних автомобілів, а також залізничного транспорту. Однозначно з ним гостро стоїть питання про підвищення економічності та надійності ДВЗ.

Однією з характерних особливостей розвитку двигунобудівництва є широке використання газотурбінного наддуву, що дозволяє поліпшити показники двигунів.

Швидке розповсюдження ДВЗ у промисловості, на транспорті, у сільському господарстві та стаціонарній енергетиці було обумовлено наступним. Виконання робітничого циклу ДВЗ у одному циліндрі з малими витратами теплоти та значним перепадам температур та тисків між джерелом теплоти та холодним джерелом забезпечує високу економність цих двигунів. Висока економічність є однією з позитивних якостей ДВЗ. Посеред ДВЗ теперішній час є таким двигуном, котрий перетворює хімічну енергію палива у механічну роботу з найбільш високим ККД у широкому діапазоні змінення потужності. Ця якість дизелів особливо важлива, якщо врахувати, що запаси нафтових палив обмежені.

До позитивних особливостей ДВЗ треба віднести також те, що вони можуть бути з'єднані практично з любим споживачем енергії. Це пояснюється можливостями отримання відповідних характеристик змінення потужностей та крутного моменту двигунів.

Порівняно невелика вартість виготовлення, компактність та мала вага ДВЗ дозволили широко використовувати їх у силових установках.

Позитивною якістю дизелів є властивість одного двигуна працювати на багатьох різновидах палива - від дизельного до котлового мазуту.

Поряд з позитивними якостями ДВЗ володіють і рядом недоліків. Посеред них обмежена порівняно, наприклад, з паровими та газовими турбінами агрегатна потужність, високий рівень шуму, відносно велика частота обертання колінчастого валу при запусканні та неможливість безпосереднього з'днання його з ведучими колесами споживача; токсичність випускних газів ; зворотно - поступальний рух поршня, обмежуючий частоту обертання та є причиною виявлення неврівноважених сил інерції та моментів від них.

На морському та річному флоті ДВЗ є основним джерелом енергії для більшої частини суден з енергетичною установкою потужністю до 50 МВт. Широкому розповсюдженню дизелів на суднах суттєве поліпшення їх економічності, досягнуте за останні роки, а також те, що у теперішній час дизелі можуть працювати на важкому паливу, вартість якого порівняно невелика.

1. Вибір об'єкта, де буде встановлений двигун

1.1 Можливі варіанти установки двигуна

Для установки двигуна прийнятого в дипломному проекті були прийняті к перегляду три варіанти типа судов:

I. Баржа - готель на котрій в якості допоміжного дизель-генератора установлені двигуни той самої модифікації, но морально застарілий як як в конструктивному відношенні так і в економічному відношенні.

II. Судно типу Волго-Дон на котрому установлено в якості допоміжних двигунів, дизель-генератори, котрі розглядаються в дипломному проекті.

III . Буксир типа «Богатир» на котрому в якості допоміжного дизель-генератора установлені ці ж двигуни.

В якості об'єкта для постановки дизель-генератора прийнята баржа-готель з наступних розмірковувань:

а) Можливість заміни морально застарілих в конструктивному та економічному плані двигунів на більш сучасний, що дасть можливість забезпечити економію палива та зниження грошових витрат.

б) Велику перспективність подальшої експлуатації прийнятого до розгляду об'єкту ніж морально застарілих та безперспективні інші два типу судів.

в) Можливість здійснення запропонованої заміни та установки на обраному об'єкті зважаючи на можливо більш тісного контакту з конструкторами та будівниками.

1.2 Загальна характеристика об'єкта. Коротка технічна характеристика об'єкта

Баржа-готель призначена для роботи плавучого готелю , пришвартованого к причалу або устаткованому берегу.

Район плавання - ріка-море. Вихід до моря при умові хвилювання не більш ніж 3 бали. Свого ходу немає. Перегоняється за допомогою буксира.

Архітектурно - конструктивний вид - безгвинтовий, семі палубний, з подвійним дном, подвійними баржами та центральним розташуванням машинного відділення, з п'ятьма житловими поверхами.

Судно проектувалося по класу Ллойда.

Судно задовольняє наступним Правилам, Нормам і Конвенціям :

- Судноплавство РФ «Правило класифікації та будівлі морських пасажирських судів», 1999 рік.

- Судноплавство РФ « правило по запобіганню забруднення з суден», 2003 рік.

- Міжнародної Конвенції по запобіганню забруднення моря із судів (МАРПОЛ-73) з урахуванням Протоколу 1993 р.

Головні розмінювання:

- довжина найбільша, м 95

- ширина найбільша, м 22

- висота борта найбільша, м 5

- осадка повна, м 3,2

- дедвейт, т 2500

Автономність роботи баржи - готеля по запасах палива дорівнює 1000 годинам чи 41 добам, бункеровка палива проводиться кожні 40 діб.

Баржа - готель показує собою готель складається з 4-х жилих поверхів, офісно-службового поверха, поверха відвіденого під кафе, ресторан, танц-зал. Один поверх відведено під машинне відділення, спортзал та різні станки. Баржа-готель пристосована працювати круглогодично у середніх та північних широтах.

Загальне розташування

Над другим дном розташоване машинне відділення, спортзал та цистерни.

Над машинним відділенням розташовано службовий поверх (нульовий) включаючи до себе: 45 номерів другого класу, 5 номерів екіпажу, їдальню екіпажу, пожежного контролю, кімнату для пожежників, чотири складських приміщення.

Поверх 1 включає до себе: 32 зовнішніх номерів і 11 внутрішніх, також реєстратуру , хол, бар та 3 складських приміщення.

Поверхи 2,3,4 включають до себе: 40 зовнішніх номерів і 14 внутрішніх.

Поверх 5 включає до себе: ресторан, кафе, бар, буфет, танцзал, гардероб, а також туалет.

Пасожиромісткість

Одночасно в готелі можуть мешкати 475 чоловік з розподілом місць по каютам: типу «Люкс» 5

одно місних I класу 10

двомісних I класу 370

двомісних II класу 90

1.3 Короткий опис дизель-генератора

Технічні данні:

- позначення дизеля 6 ЧН 18/22

- число циліндрів 6

- діаметр циліндра ,мм 180

- хід поршня, мм 220

- номінальна потужність, кВт 324

- номінальна частота обертання

колінчатого вала дизеля, хв.-1 750

- питома ефективна витрата палива

на номінальному режимі, кг \ (кВт. год) 0,215

Особливістю двигуна є його автономність, на ньому установлені всі допоміжні агрегати, необхідні для роботи двигуна й установки в цілому, крім фільтра тонкого очищення масла, пневмонасосу передпускового прокачування масла, охолоджувачів води й масла. Дизель також обладнаний системою захисту, контролю й аварійно-попереджувальної сигналізації, що забезпечує місцевий і дистанційний контроль за режимом роботи дизельної установки.

Блок-картер дизель-генератора литий з чавуна. У нижній частині блок-картера має поперечні перегородки з постілями для верхніх вкладишів корінних підшипників. На торці передньої перегородки маються припливи для закріплення масляного насоса. На бічних стінках блоку-картера розташовані оглядові люки для доступу до кривошипно-шатунного механізму і корінних підшипників.

Уздовж усього блоку-картера з боку вихлопу проходить сталева труба. Від цієї труби через просвердлені канали в блоці-картері до кожного підшипника розподільного вала, підшипників шестірень приводу розподілу і допоміжних агрегатів, до кожного корінного підшипника підводиться змащення.

У блоці-картері встановлені шість втулок циліндрів, відлитих з чавуна з додаванням нікелю і хрому.

Одна з бічних порожнин блоку-картеру використовується для розміщення штанг і штовхальників приводу усмоктувальних та вихлопних клапанів. У бічній частині блоку-картера розташовані гнізда для втулок підшипника розподільного вала. У передній частині блоку-картера розташований: привід регулятора, привід паливного і водяного насосів і блок шестірень. До нижньої торцевої поверхні блоку-картера кріпиться піддон, що виконаний зварним.

Кришка циліндра відлита з чавуна. У ній установлені двоусмоктувальний та вихлопний клапани, коротка різьбова вставка під форсунки. Збоку кришки циліндра розташований індикаторний кран.

Колінчатий вал сталевий, цільнокутий, має шість шатунних і сім корінних шийок. Коліна вала розташовані під кутом 120? друг до друга. У кожнім коліні мається косе свердління, що з`єднує радіальні отвори в корінних і шатунних шейках вала, для підведення змащення.

До фланця заднього кінця колінчатого вала закріплений маховик. З протилежної сторони до фланця заднього кінця прикріплений масло відбивач. На передній кінець колінчатого вала насаджене зубчасте колесо для приводу масляного насоса і шестірня для приводу механізмів дизеля.

Поршень чавунний, з`єднається із шатуном за допомогою порожнього сталевого цементованого і загартованого пальця плаваючого типу, що утримується від осьових переміщень стопорними кільцями. На поверхні поршня, навколо отворців для пальця виконані поглиблення - холодильники. У кільцевих конав- ках поршня розташовано два компресійних кільця, одне компресійне масло розподільне і маслозміне коробчате кільце з експандером.

Стрижень шатуна двотаврового перетину, має глухий центральний отвір і два бічні свердління в нижній голівці для підведення змащення до головного підшипника. У верхню голівку запресована бронзова втулка, що стопориться гвинтом. Нижня голівка шатуна зроблена з косим розніманням, що має зубцюватий замок. У нижній голівці розміщені сталево алюмінієві вкладиші однакових типорозмірів - взаємозамінні. Кришка до стрижня шатуна кріпиться за допомогою двох болтів, що стопоряться сталевими відпаленим дротом.

Механізм розподілу складається з розподільного валу, роликових штовхальників, штанг і коромисел. Вал розподільний виконаний із двох частин, з`єднаних між собою болтами і гайками. Вал обертається в сімох підшипниках, гнізда яких розташовані в бічній частині блоку циліндрів. Розподільний вал має кулачки всмоктувальних і вихлопних клапанів для кожного циліндра, виконані як одне ціле з ним.

На передній кінець розподільного вала насаджені упорна втулка і шестерня приводу. Привід розподільного вала здійснюється від блоку шестірень.

Система наддува перемінного тиску складається з вихлопних трубопроводів, захисного кожуха, турбокомпресора ТКР 14В-30, повітря забірника, охолоджувача наддувочного повітря трубчастого типу і впускного колектора.

Трубопроводи вихлопні не охолоджувані з тепловою ізоляцією і компенсаторами.

Турбокомпресор механічно не залежить від двигуна, але має загальні з ним системи охолодження і змащення.

Система паливоподачі складається з паливопідкачуючого насоса, трубопроводів низького тиску, фільтра тонкого очищення палива, паливного насоса високого тиску, трубопроводів високого тиску, форсунки, трубопроводів запірного палива, редукційного клапана і насоса гідро запору.

Паливопідкачуючий насос шестерного типу НШ-10Е.

Фільтр тонкого очищення палива 2ТФ-4 має дві секції, з`єднані краном. Кожна секція може працювати самостійно.

Паливний насос високого тиску блоковий, шести плунжерний, золотниковий.

Форсунка закритого типу з гідравлічним запиранням голки. Для створення тиску в порожнині запирання голки служить односекційний паливний насос високого тиску дизеля 410,5 /13.

Система змащення з «мокрим» картером. В неї входять: фільтр прийомний, насос масляний, насос масляного ручного прокачування, насос масляний двохсекційний, масло розподільник, реактивні центрифуги, повно потоковий фільтр тонкого очищення масла, холодильник, трубопроводи і датчики для виміру тиску і температури масла.

Фільтр тонкого очищення встановлюється поза дизелем і складається з паралельно працюючих секцій з фільтроелементами «Нарва 6-4- 04».

У системі змащення дизеля є два пневмонасоси для передпускового прокачування масла.

Дизель-генератор має двоконтурну систему охолодження. Охолодження води внутрішнього контуру, масла і наддувочного повітря проводиться забортною водою.

Втулка і кришки циліндрів охолоджуються прісною водою. З розширювального бачка вода всмоктується насосом і нагнітається через терморегулятор у водоохолоджувач, потім надходить у розподільну трубу.

Частина води через терморегулятор пропускається безпосередньо в розподільну трубу, минаючи холодильник.

З розподільної труби вода по окремих трубках надходить у сорочковий простір блоку-картера. Остудивши втулки циліндрів, вода через загальну водовідводну трубку надходить у розширювальний бачок, який з`єднаний з компенсаційним бачком.

Для підігріву дизеля в холодній час року маються патрубки для підведення і відводу гарячої води.

Пуск дизеля здійснюється стисненим повітрям. Система тиску складається з головного пускового клапана, повітророзподільника, пускових клапанів, розташованих у кришках циліндрів, пускових балонів, приладів, арматури і трубопроводів, водо масловіддільника, запобіжного клапана і компресора. Передбачене автоматичне підкачування пускових балонів системним повітрям.

1.4 Основні показники роботи двигуна

Масогабаритні показники

При оцінюванні придатності того або іншого двигуна з точки зору масогабаритних показників треба мати на увазі, що надлишкова маса та довжина головного двигуна призводить до обваження установки в цілому, тобто, до зниження корисно перевозимого вантажу, що знижує рентабельність судна. Разом с тим стрімкість до зниження маси двигуна та його елементів не повинна йти в ущерб надійності та економічності.

Однією із характеристик прийнятого типу головного двигуна та передачі служить маса, яка віднесена до одиниці потужності G\Ne. Крім того, оцінюється маса найбільш важкої деталі, яку переміщують під час ремонту. Останній показник визначає потрібну потужність підйомних пристроїв та в звісній мірі характеризує ремонтопридатність дизель - генератора.

По відношенню до цих параметрів середньо обертові двигуни мають перевагу над мало обертовими двигунами.

Економічні показники

Показниками економічності являються :

- ефективна потужність Ne, кВт, потужність, яка замірюється на фланці колінчатого вала дизеля [7].

Ne =; кВт

По ефективній потужності дизелі можуть бути умовно розділені на наступні групи [2] :

- малопотужні Ne < 100 кВт ;

- середньої потужності 100 ? Ne < 1000 кВт ;

- потужні 1000 ? Ne < 10000 кВт ;

- високо потужні Ne > 10000 к Вт.

- індикаторна потужність дизеля - потужність яка розвивається газами всередині робочого циліндра :

Ni = кВт ;

- середній ефективний тиск Pe, мПа, представляє середню питому роботу поршня, передаючи на гребний гвинт за робочий такт дизеля.

Pe = *

Величина Pe характеризує ефективність використання об`єма робочого циліндра. Значення Pe ,мПа, для різних судових дизелів знаходиться в наступних межах [7];

- 4-тактні без надува - 0,5 ? 0,65 МПа;

- 4- тактні з надувом - 1,4 ? 2,5 МПа;

- 2- тактні без надува - 0,45 ? 0,55 МПа;

- 2- тактні з надувом - 1,2 ? 1,6 МПа;

Середній індикаторний тиск на поршень за час одного робочого хода, виконує роботу, еквіваленту роботи за цикл Li ;

= Li/ Vs;

Ефективний КПД , представляє собою відношення кількості теплоти, перетвореної в ефективну роботу на валу дизеля, до кількості тепла, підведеного для здійснення цієї роботи.

= ;

КПД для різних типів двигунів:

- МОД - 0,44 ? 0,50 ;

- СОД- 0,44 ? 0,48 ;

- ВОД - 0,38 ? 0,41 ;

Ефективність питома витрата палива gе , кг/(кВт*ч),- відношення часової витрати палива Вч до ефективної потужності дизеля

gе = Вч / Ne ;

а також визначається по формулам:

- МОД - 0,160 - 0,210 кг/(кВт*ч);

- СОД - 0,170 - 0,215 кг/(кВт*ч);

- ВОД - 0,205- 0,230 кг/(кВт*ч);

Також показниками економічності є питома індикаторна витрата палива gі:

До показників економічності відноситься також ефективна питома витрата масла gм , кг/(кВт*ч);

- МОД - 0,5 ? 1,0 ч/(кВт*ч);

- СОД -1? 2,0 ч/(кВт*ч);

- ВОД - 2 ? 5,0 ч/(кВт*ч);

Ресурсні показники

Моторесурс - це робота дизель-генератора до капітального ремонту.

При капітальному ремонті виконуються роботи по виготовленню окремих механізмів та вузлів, демонтажу механізмів та обладнань, виготовленню та заміні суднових систем або їх окремих дільниць та інше. Капітальний ремонт виконується з метою відновлення нормальних техніко-економічних характеристик.

Моторесурс СОД приблизно 100-110 тис. годин.

При встановлюванні на судно такого двигуна з таким моторесурсом забезпечується строк служби двигуна до 20 років, що практично зі строком служби судна.

Показники теплової напруженості

- температура кришки, втулки деталей поршневої групи;

- температура відпрацьованих газів;

- коефіцієнт надлишку повітря;

- тиск наддування;

- циклова подача палива;

- тепловий коефіцієнт теплонапружності.

Показники механічної напруженості

Середня швидкість поршня Ст являється одним з головних показників двигуна, визначаючим степінь його бистрохідності.

При рості Ст знижується габарити і вага дизеля, однак збільшується динамічне навантаження і зношення деталей руху.

По степені швидкохідності суднові дизелі можуть бути розділені на групи: тихохідні Ст = 4,5 ? 6,5 ;

середній швидкохідності Ст = 6,5 ? 9,0 ;

швидкохідні Ст = 9 ? 12 ;

підвищеної швидкохідності Ст ?12 м/с

Величина Ст визначає ефективну потужність дизеля : N ец ~ Pe ст.

Число обертів двигуна :

Малообертові (100 ? n < 250 об/хв.);

Тихохідні (Ст ? 6,5 м/с);

Дизелі установлюючи на морських судах, мають велику циліндрову потужність (N ец ? 500 кВт), а також великий діаметр циліндрів.

Середньо обертові (250 ? n < 600 об/хв.) середньої швидкохідності (Ст > 6,5м/с) дизелі для середніх потужностей (25 ? N ец < 800 кВт) будують трунковими.

Підвищеної обертованості (n ? 1000 об/хв.) швидкохідні (Ст = 8,5 ? 12 м/с).

2. Основні розрахунки по двигуну

2.1 Розрахунок робочого циклу

Вибір і обґрунтування даних.

Для розрахунку робочого цикл необхідні наступні вихідні дані:

Дійсний ступінь стиску : Е = 12,5

Величина дійсного ступеня стиску впливає на параметри циклу і показники двигуна. Прагнення зменшити максимальний тиск у циклі (тим самим збільшити ресурс двигуна) змушує зменшувати величину ступеня стиску в порівнянні з найбільш вигідної з погляду паливної економічності;

Коефіцієнт надлишку повітря при горіння палива (б).

Зі збільшенням коефіцієнта надлишку повітря при згоранні палива, збільшується індикаторний ККД, але зменшується середній індикаторний тиск, а також знижується температура газів. Чисельне значення коефіцієнта приймається в залежності від способу сумішоутворення;

Коефіцієнт залишкових газів : Vr = 0,02

Величина коефіцієнта залишкових газів залежить від тактності й оборотності двигуна типу системи газообміну і її конструктивного використання, розмірів циліндра, ступеня стиску.

Температура повітря в надувальному колекторі згідно досвідчених даних: Тк = 320 К.

Коефіцієнт наповнення циліндру в першому наближенні: ?н = 0,95

Величина підігріву повітря об стінки циліндра згідно досвідчених даних: ? Та = 5

Коефіцієнт зниження тиску при вході в циліндр: Ка = 0,98

Показник політропи стиску в першому наближенні: = 1,35

Коефіцієнт використання теплоти наприкінці згорання( крапка «Z») :

оz = 0,85

Коефіцієнт використання теплоти наприкінці розширення (крапка «В»):

ов = 0,92

Показник політропи розширення в першому наближенні: nч = 1,25

Ступінь підвищення тиску в циліндрі: л = 1,4

Максимальна температура при згоранні палива: Тz = 2000

Температура залишкових газів: Тr = 800

Коефіцієнт округлення індикаторної діаграми: ?д = 0,97

Механічний ККД двигуна: ?м = 0,82

Коефіцієнт тактності: Z= 0,5

Частка загубленого ходу Ш= 0,0000

Расчет рабочего цикла ДВС

Исходные данные

Диаметр цилиндра, м Дц = 0,1800

Ход поршня, м S = 0,2200

Число цилиндров і = 6

Эффективная мощность двигателя, кВт Pe = 224.0000

Частота вращения коленчатого вала, 1/мин n= 750

Удельный эффективный расход топлива (ожидаемый) ge= 0,2150

Коэффициент тактности z = 0,5

Степень сжатия (действительная) Z= 12,5000

Коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива AC = 2.2000

Коэффициент наполнения цилиндра

(первое приближение) EtaN =0.9500

Показатель политропы сжатия

(первое приближение) n1 = 1.3500

Показатель политропы расширения

(первое приближение) n2 = 1.2500

Максимальная температура в цикле

(первое приближение), К Tz = 2000.0000

Коэффициент скругления индикаторной диаграммы Fiд = 0.9700

Доля потерянного хода PbiS = 0.0000

Коэффициент использования теплоты в точке «z» KsiZ = 0.8500

Коэффициент использования теплоты в точке «b» KsiB = 0.9200

Механический КПД двигателя EtaM = 0.6200

Коэффициент остаточных газов GmR = 0.0200

Температура остаточных газов, К Tr =800

Величина подогрева воздуха о стенки цилиндра ,К DTA =5

Коэффициент, учитывающий потери давления при прохождении воздуха через впускные органы двигателя Ka = 0.9800

Температура воздуха в наддувочном колекторе, K Tk = 320

Количество углерода C = 0.8660

Количество водорода Н = 0.1300

Количество серы KS = 0.0000

Количество кислорода О = 0.0040

Количество воды W = 0.0000

Степень повышения давления Lbd = 1.4000

Температура газов в цилиндре в конце процесса

расширения (первое приближение), К Tb =1000.0000

Результаты вычислений

Давление надувочного воздуха, МПа РК = 0.2667

Давление в цилиндре в начале сжатия, МПа РА =0.2614

Коэффициент наполнения цилиндра (действительный) EtaN =0.3996

Коэффициент теплоемкости Avc = 19.2708

Коэффициент теплоемкости Avb =19.8267

Коэффициент теплоемкости Avz = 19.7874

Коэффициент теплоемкости Bc = 0.0025

Коэффициент теплоемкости Bb = 0.0030

Коэффициент теплоемкости Bz = 0.0030

Доля сгоревшего топлива к точке «z» Xz = 0.9239

Показатель политропы сжатия n1 = 1.3735

Давление в цилиндре в конце сжатия, МПа Pc= 8.3922

Температура в цилиндре в конце сжатия, К Tc = 353.6281

Максимальное давление в цилиндре, МПа Pz = 11.7491

Максимальная температура газов в цилиндре, К Tz = 1751.6570

Степень предварительного расширения Ro = 1.4965

Степень последующего расширения Delta = 8.3528

Показатель политропы расширения n2 =1.2189

Температура в цилиндре в конце расширения, К Tb = 1098.2560

Давление в цилиндре в конце расширения, Мпа Pb= 0.8838

Среднее индикаторное давление без учета скругления

индикаторной диаграммы, Мпа Pil = 1.9097

Удельный индикаторный расход топлива, кг /(кВт*ч) gi = 0.1778

Индикаторный КПД цикла Etai =0.4684

Удельный эффективный расход топлива, кг /(кВт*ч) ge = 0.2169

Среднее эффективное давление, мПа pe = 1.5190

Эффективный КПД двигателя Etae = 0.3841

Рухаюче зусилля

Під рухаючим зусиллям мають на увазі суму всіх сил, прикладених до центра приведення поступальних мас механізму. Тут і далі під силами розуміються питомі сили, тобто сили, віднесені до одиниці поперечного переріза циліндра, зручніше за усе відносити до одного квадратного метра.

Для трункових двигунів крапкою приведення буде центр головного підшипника.

У загальному випадку рухаючи зусилля представляє алгебраїчну суму:

Pдв = Pr +Ps +Pв + Pк + Pmp,

де Pr - сила от тиску газів;

Ps - сила інерції поступальних мас;

Pв - сила ваги поступальних мас;

Pк - сила тиску на поршень з тильної його частини;

Pmp - сила тертя між втулкою і поршнем;

У зв`язку з тим, що сила Pв і Pк є величини постійні, то в розрахунках буде використовуватися формула

Pдв = Pr +Ps,

що враховує основні складові рухаю чого зусилля.

Для ряду двигунів Pв ? Pк, тому в практиці розрахунків часто використовують наближене значення величини рушійного можливого підшипників.

На кресленні представлена розрахункова схема КШН, де показано розташування сил у центрі головного і центрі миталевого підшипників.

Загальноприйняті найменування сил наступні:

N - нормальна сила, що діє перпендикулярно вісі циліндра;

Q - сила, що діє уздовж осі матуна;

Z - радіальна сила, що діє по дотичній до траєкторії центра можливої шийки;

Т - дотична сила, що діє до траєкторії центра миталевої шийки;

Розрахункові формули мають вигляд:

N = Pдв tg (arc Sin ( Sin));

Q = ;

Z = ;

T = ;

2.2 Розрахунок динаміки двигуна

Вибір вихідних даних для розрахунку динаміки

1) Тактність ( число тактів) Д= 6

2) Крок, градуси Н = 10

3) Частота обертання колінчастого вала об/хв. n = 750

4) Питома маса поступальних частин кривошипно-шатунного механізму, кг \ MS = 1600,00

5) Радіус кривошипа, м R =0,11

6) Відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна L = 0,250

7) Тиск сил ваги поступальних мас кривошипно-шатунного механізму, мПа РТ= 0,016

8) Тиск на поршень з його тильної частини, мПа

9) Тиск кінця стиску, мПа РС = 8,392

10) Максимальний тиск у циліндрі, мПа PZ = 11,750

11) Ступінь попереднього розширення RO= 1,496

12) Показник політропи стиску n1 = 1,375

13) Показник політропи розширення n2 = 1,219

14) Ступінь стиску ЕР = 12,500

Результати розрахунку у таблиці 2.2.

2.2.1 Розрахунок і побудова сумарних дотичних сил

Діаграма сумарних являє собою у деякому масштабі сумарний обертовий момент на вихідному фланці колінчастого вала дизеля.

Визначаємо максимальний кут оберту кривошипа, відповідальний періоду зміни сумарної дотичної діаграми (кут заклінки).

=

де, Z = 0,5 - коефіцієнт тактності двигуна;

і = 6,0 - кількість циліндрів;

Значення дотичних зусиль кожної ділянки заносимо до таблиці у виді вертикальних стовпців відповідно з порядком роботи циліндрів.

Потім, підсумовуючи горизонтальні строки, значення дотичних зусиль окремих циліндрів, в останньому стовпці отримуємо значення сумарних дотичних сил Т.

На основі отриманих даних будуємо діаграму сумарних дотичних сил. Значення сили заносяться в таблицю з урахуванням знаку і з інтервалом оберту кривошипа.

Характер кривої діаграми сумарних дотичних зусиль залежить від тактності двигуна.

Шестициліндровий 4-х тактний двигун працює з наступним порядком циліндрів : 1-4-2-6-3-5

Результати розрахунку приведені в таблиці

Таблиця 2.1.

Кут повороту КВ, град.	Номер циліндрів	Сумарні дотичні зусилля УФ
	1	2	3	4	5	6
0	0,000	1,181	-0,584	-0,500	0,519	0,000	0,616
10	-285,000	0,983	-0,617	-0,486	0,481	2,202	2,281
20	-0,516	0,783	-0,607	-0,409	0,509	4,340	4,000
30	-0,652	0,581	-0,557	-0,264	0,316	4,368	3,792
40	-0,671	0,383	-0,482	-0,059	0,214	3,633	3,049
50	-0,575	0,190	-0,419	0,180	0,108	2,936	2,420
60	-0,389	0,000	-0,419	0,414	0,000	2,421	2,027
70	-0,153	-0,104	-0,540	0,598	-0,108	2,078	1,771
80	0,086	-0,207	-0,821	0,691	-0,216	1,850	1,383
90	0,290	-0,306	-1,229	0,668	-0,323	1,681	0,781
100	0,433	-0,395	-1,541	0,527	-0,426	1,526	0,124
110	0,508	-0,464	-1,234	0,290	-0,516	1,362	-0,054
120	0,519	-0,500	0,000	0,000	-0,584	1,181	0,616

Середнє значення сумарної дотичної сили УФср визначається по площині під кривою.

Графічним методом визначено, що УФср = 1,75 мм.

Визначення погрішності розрахунку динаміки.

Визначення погрішності розрахунку динаміки зводиться до порівнянні величини індикаторної потужності з діаграми сумарного дотичного зусилля, з вихідною індикаторною потужністю двигуна по результатам розрахунку робочого циклу.

Розрахункова величина індикаторної потужності :

Ni = УФср *µm* * R * ,кВт

де, УФср = 1,75 - середнє сумарне дотичне зусилля (зняте безпосередньо з діаграми);

µm= 0,05 мПа /мм - масштаб по вісі УФ;

Dц = 0,18 м - діаметр циліндра;

R= 0,110 м - радіус кривошипа;

n = 750 об/хв. - кількість обертів колінчастого вала.

Ni = 1, 75 * 0, 05 * = 19 кВт

Індикаторна потужність двигуна за результатами розрахунку робочого циклу визначається за формулою:

Niц = 13,1* Рі * D* S* n* I *Z, кВт

де Рі = 1,9097 НМа - середній індикаторний тиск с урахуванням округлення індикаторної діаграми.

S = 0,22 м - хід поршня

Z - 0,5 - тактність

і = 6 - кількість циліндрів.

Niц = 13,1* 1,9097 * * 0,12* 759 * 6*0,5 = 401 кВт

Динамічний розрахунок вважається виконаним вірно якщо виконується наступна умова: величина питома ефективна витрата палива яка отримана розрахунком відрізняється не більш ніж на 5% від спеціолізації.

* 100% = 1%

2.2.2 Розрахунок моховика

Визначаємо величину надмірної роботи в період розгону або уповільнення маховика:

L над. = над * * Fцил.*R* µт* *,

де над - площа, відповідаюча надмірній роботі (визначаємо по діаграмі сумарних дотичних зусиль), (креслення № 10), над = 217 м

Fцил. = 0,0396 ;

R = 0,110 м - радіус кривошипа;

µт - масштаб діаграми сумарних дотичних сил, НПа/мм;

µт = 0,05 мПа/мм;

µ2 = 0,75 град/мм - масштаб кута поворота колінчастого валу.

L над. = 217 * * 0,0396*0,110*0,05*0,75* = 618 к Дж

Необхідна величина моменту інерції рухомих части двигуна для необхідної потреби степені обертання колінчатого вала.

Im = , кг/

де - степінь нерівномірності обертання колінчастого вала

Расчет динамики дизеля

Исходные данные

Тактность (число тактов) D = 4

Шаг.градусы Н =10.000

Частота вращения коленчатого вала, об/мин n = 750

Удельная масса поступательных частей кривошипно-шатунного механизма, кг/м**2 MS =1600.000

Радиус кривошипа, м R= 0.110

Отношения радиуса кривошипа к длине шатуна L = 0.250

Давление сил тяжести поступательных масс кривошипно-шатунного механизма, МПа РТ= 0.016\

Давление на поршень с его тыльной части , МПа РК= 0.207

Давление конца сжатия, МПа РС = 8.392

Максимальное давление в цилиндре, МПа РZ = 11.750

Cтепень предварительного расширения RO = 1.496

Показатель политропы сжатия n1 = 1.375

Показатель политропы расширения n2 =1.219

Степень сжатия ЕР = 12.500

Результаты динамического расчета

AL- Угол поворота кривошипа. Градусы.

PG- Сила давления газов. МПа

PS- Сила инерции поступательных масс. МПа

PD- Движущее усилие. МПа

N- Нормальная сила. МПа

Q- Сила действующая по шатуну. МПа

Z- Радиальная сила. МПа

T- Касательная сила. МПа

Таблиця 2.2.

AL	PG	PS	PD	N	Q	Z	T
	Н а п о л н е н и е
0.000	0.260	-1.357	1.348	0.000	-1.348	-1.348	-0.000
10.000	0.260	-1.325	-1.316	-0.057	-1.317	-1.286	-0.285
20.000	0.260	-1.231	-1.221	-0.105	-1.226	-1.112	-0.516
30.000	0.260	-1.080	-1.071	-0.135	-1.079	-0.860	-0.652
40.000	0.260	-0.884	-0.874	-0.142	-0.886	-0.578	-0.671
50.000	0.260	-0.654	-0.645	-0.126	-0.657	-0.318	-0.575
60.000	0.260	-0.407	-0.398	-0.088	-0.408	-0.123	-0.389
70.000	0.260	-0.159	-0.150	-0.036	-0.154	-0.017	-0.153
80.000	0.260	0.074	0.083	0.021	0.086	-0.006	0.086
90.000	0.260	0.280	0.290	0.075	0.299	-0.075	0.290
100.000	0.260	0.451	0.461	0.117	0.475	-0.195	0.438
110.000	0.260	0.583	0.593	0.143	0.610	-0.337	0.508
120.000	0.260	0.678	0.688	0.153	0.705	-0.476	0.519
130.000	0.260	0.742	0.751	0.147	0.765	-0.595	0.481
140.000	0.260	0.780	0.789	0.128	0.799	-0.687	0.409
150.000	0.260	0.800	0.810	0.102	0.816	-0.752	0.316
160.000	0.260	0.810	0.819	0.070	0.822	-0.794	0.214
170.000	0.260	0.813	0.823	0.036	0.824	-0.816	0.108
180.000	0.260	0.814	0.824	0.000	0.824	-0.824	0.000
		С ж а т и е
180.000	0.260	0.814	0.824	0.000	0.824	-0.824	0.000
190.000	0.262	0.813	0.825	0.036	0.825	-0.818	-0.108
200.000	0.268	0.810	0.827	0.071	0.830	-0.801	-0.216
210.000	0.278	0.800	0.827	0.104	0.834	-0.769	-0.323
220.000	0.294	0.780	0.822	0.134	0.833	-0.716	-0.426
230.000	0.315	0.742	0.806	0.157	0.821	-0.639	-0.516
240.000	0.346	0.678	0.773	0.171	0.792	-0.535	-0.584
250.000	0.388	0.583	0.720	0.174	0.741	-0.410	-0.617
260.000	0.446	0.451	0.646	0.164	0.666	-0.274	-0.607
270.000	0.528	0.280	0.557	0.144	0.575	-0.144	-0.557
280.000	0.645	0.074	0.468	0.119	0.483	-0.036	-0.482
290.000	0.820	-0.159	0.410	0.099	0.422	0.047	-0.419
300.000	1.087	-0.407	0.429	0.095	0.493	0.132	-0.419
310.000	1.511	-0.654	0.606	0.118	0.617	0.299	-0.540
320.000	2.204	-0.884	1.069	0.174	1.083	0.707	-0.821
330.000	3.348	-1.080	2.017	0.254	2.033	1.620	-1.229
340.000	5.127	-1.231	3.645	0.314	3.659	3.318	-1.541
350.000	7.279	-1.325	5.703	0.248	5.708	5.573	-1.234
360.000	8.392	-1.357	6.784	0.000	6.784	6.784	0.000
	Р а б о ч и й х о д
360.000	11.750	-1.357	10.141	0.000	10.142	10.142	0.000
370.000	11.750	-1.325	10.174	0.442	10.184	9.943	2.202
380.000	11.750	-1.231	10.268	0.881	10.306	9.348	4.340
390.000	8.502	-1.080	7.171	0.903	7.228	5.758	4.388
400.000	5.868	-0.884	4.737	0.771	4.796	3.131	3.633
410.000	4.199	-0.654	3.294	0.643	3.356	1.625	2.936
420.000	3.137	-0.407	2.478	0.550	2.538	0.763	2.421
430.000	2.443	-0.159	2.032	0.491	2.091	0.234	2.078
440.000	1.975	0.704	1.798	0.457	1.856	-0.138	1.850
450.000	1.652	0.280	1.681	0.434	1.736	-0.434	1.681
460.000	1.422	0.451	1.623	0.412	1.674	-0.688	1.526
470.000	1.257	0.583	1.589	0.384	1.635	-0.904	1.362
480.000	1.136	0.678	1.563	0.347	1.601	-1.082	1.181
490.000	1.047	0.742	1.538	0.300	1.567	-1.218	0.985
500.000	0.983	0.780	1.511	0.246	1.531	-1.316	0.783
510.000	0.937	0.800	1.486	0.187	1.498	-1.381	0.581
520.000	0.907	0.810	1.465	0.126	1.471	-1.420	0.383
530.000	0.889	0.813	1.451	0.063	1.453	-1.440	0.190
540.000	0.883	0.814	1.447	0.000	1.447	-1.447	0.000
	В ы п у с к
540.000	0,234	0,814	0,798	0.000	0.798	-0.798	0.000
550.000	0,234	0,813	0,797	-0.035	0.797	-0.791	-0.104
560.000	0,234	0,81	0,793	-0.068	0.796	-0.769	-0.207
570.000	0,234	0,8	0,784	-0.099	0.790	-0.728	-0.306
580.000	0,234	0,78	0,763	-0.124	0.773	-0.664	-0.395
590.000	0,234	0,742	0,725	-0.141	0.739	-0.574	-0.464
600.000	0,234	0,648	0.662	-0.147	0.678	-0.458	-0.500
610.000	0,234	0,583	0.567	-0.137	0.583	-0.323	-0.468
620.000	0,234	0,451	0.434	-0.110	0.448	-0.184	-0.409
630.000	0,234	0,28	0,264	-0.068	0.272	-0.068	-0.264
640.000	0,234	0,074	0.057	-0.015	0.059	-0.004	-0.059
650.000	0,234	-0,159	-0.176	0.043	-0.181	-0.020	0.180
660.000	0,234	-0,407	-0.424	0.094	-0,434	-0.131	0.414
670.000	0,234	-0,654	-0.671	0.131	-0.683	-0.331	0.598
680.000	0,234	-0,884	-0.900	0.147	-0.912	-0.595	0.691
690.000	0,234	-1,08	-1.097	0.138	-1.106	-0.881	0.668
700.000	0,234	-1,231	-1.247	0.107	-1.252	-1.135	0.527
710.000	0,234	-1,325	-1.342	0.058	-1.243	-1.311	0.290
720.000	0,234	-1,357	-1.374	0.000	-1.374	-1.374	0.000

2.3 Розрахунок систем двигуна

2.3.1 Паливна система

Паливна система забезпечує уприскування до камери згорання дизеля у певній послідовності у строгому дозуванні порцій дрібнораспиленого палива.

Паливо з витрачальної цистерни подається паливопідкачним насосом (1) крізь фільтр (3) у порожнину всмоктування паливного насосу високого тиску (5) та насосу гідрозапора (12). Паливний насос високого тиску нагнітає паливо по трубопроводам (6) крізь форсунки (7)до циліндра дизеля.

Насос гідрозапора форсунок подає паливо через редукційний клапан (10) по трубопроводу (8)к форсункам в порожнину над голкою розпилювача, забезпечуючи її запирання. Редукційний клапан підтримує в запором трубопроводі (8) встановлений тиск (150кг с /с), перепускаючи зайве паливо до порожнини засосування підкачующого насосу по трубопроводам (11). Трубопровід запорного палива (8)виконує роль накопичувача і має об`єм 750 с. Тиск в трубопроводі гідрозапора (8) контролюється манометром (9).

Розрахунок системи подачі палива

Подача паливопідкачующого насосу, /год.

Wt.n. = Ne ge/ т

де = (1,5…2,0) - коефіцієнт подачі насоса;

Ne = 324 кВт - ефективна потужність;

ge = 0,215 кг/ кВт * год - питома ефективна витрата палива;

т - щільність легкого палива кг/

= = 124,09 /год.

Приймається шестиринчастий насос з подачею.

Площа поверхні фільтруючого елемента, .

Fф = = 124,09 /год

де - припустима швидкість фільтрації (0,06… 0,12)

Кж*с - коефіцієнт живого перетину (0,2…0,3)

Fф = = 1,37

Циклова вагова подача палива, г/цикл.

gц = г/цикл.

де, і - кількість циліндрів (6)

Z - коефіцієнт тактності (0,5)

n - кількість обертів двигуна за хвилину 750 об/хв

gц = = 0,51 г/цикл.

Циклова об`ємна подача, с/цикл.

Vц = с/цикл.

де, - щільність палива 0,842 г/ с

= 0,605 /цикл.

Визначення конструктивних розмірів плунжерної пори.

Геометрична тривалість упорскування

= (0,65… 0,75)

де, = 20 - дійсна тривалість упорскування.

= 0,75 *20 = 15

Хід плунжера (геометрично корисний)

hr = * ; мм

де, - середня щільність плунжера ( 0,7…1,5)

hr = * = 3,3 мм

Повний хід плунжера, мм

hn = (3,0…4,2) hr

hn = 3,0*3,3= 9,9 мм

Обираю зі стандартного ряду хід плунжера рівний hn = 9,0 мм

Діаметр плунжера, мм

dn = 10 ; мм

де ?n - коефіцієнт подачі, обираю 0,845

dn = 10 = 0,96*10 = 9,6 мм;

dn = 9,6 мм

Розрахунок розпилювача форсунки

Час витікання палива через форсунку, с

? t = . с

? t = = 0,0033 c

Середній тиск газів у період упорскування, МПа

Pr cp =, МПа

де Pc" = Pc * 1,15 - середній тиск за процес стиску;

Pz = 11,7491 - максимальний тиск у циліндрі;

Pc" = 8,3922 *1,15 = 9, 651

Pr cp = = 10,7 МПа

Середня швидкість виходу палива через соплові отвори, м\с

Приймаю 50 МПа

V ср = = 305 м/с

Сумарна площа соплових отворів, м

Fc = = = 0,6 м

Діаметр соплового отвору, мм

Dc = 11,3 = 11,3 = 2,85 мм

де іс - число однакових отворів ;

Приймаю іс = 12

Після виконання розрахунку в якості основних елементів паливної системи прийняти:

а) Паливний насос - шостиплунжерний , блочний;

б) Паливний фільтр - 2ТФ3, подвійний, уніфікований;

в) Паливопідкачуючий насос - шестеренчастий.

2.3.2 Масляна система

Система змащування призначена задля подачі мастила к тертьовим поверхням деталей з цілью змащення тертя та відведення від них тепла.

Система змащування дизеля циркуляційна, під тиском, та розбризгувачем. До нього входить приймальний фільтр,масляний насос, масляний насос ручної прокачки, масло розподільник,реактивний цинтріфуга, масляний фільтр, терморегулятор, холодильник, трубопроводи та датчики.

А також до схеми системи змащування входить:

1. Місце для відкачки та наповнення мастилом;

2. Приймальний фільтр;

3. Редукційний клапан в кінці масляної магістралі;

4. Фланець для підключення трубопроводу резервного масляного насоса;

5. Масляний насос;

6. Масляний насос ручної прокачки;

7. Гніздо для підключення трубопроводу резервного масляного насоса;

8. Редукційний клапан масло розподільника;

9. Маслопровід к муфтє додаткового відбора потужності;

10. Маслопровід від паливного насоса в картер дизеля;

11. Маслопровід к посту управління;

12. Датчик тиску масла до фільтру;

13. Датчик реле температури масла до філтра;

14. Маслопровід к паливному насосу;

15. Фільтр масляний;

16. Кран трьохходовий масляного фільтру;

17. Масляна магістраль;

18. Терморегулятор;

19. Датчик температури масла після холодильника;

20. Датчик тиску масла після холодильника;

21. Маслопровід к підшипникам розподільного вала.

Розрахунок системи змащення

Кількість теплоти сприйманої маслом від тертя.

Qтр = 3600 *Ne ( 1/м -1); кДж /год.

де - (0,35….0,4) - частка теплоти прийната масла;

м = 0,9;

Ne = 324 кВт.

Qтр = 3600 * 0,35 * 324 ( ) = 45360 кДж /год.

Розрахунок протоки масла для відводу Qтр

= ; /год.

де - (10…12) - різниця t вх. і t вих.;

2 (кДж\кг) - теплоємкість масла;

920 кг/ ;

= = 2,05 /год.

Подача центрифуги, що вмикається в якості частково потокового очищаючого пристрою.

W уср = (0,1…0,2) 0,205 /год.

Подача циркуляційного масляного насоса ,/год

Wц.н. = Kv *= 1,3*2,05 = 2,665 /год

де, Kv- коефіцієнт запасу подачі (1,2…1,5);

Подача насоса ,що відсмоктує, /год. Приймаємо її на 18% - 20% більше подачі нагнітального (циркуляційного).

Wотс. = (1,18…1,25) * Wц.н. = 1,23*5,466 = 6,72 /год

Площа фільтруючої поверхні фільтра грубого відчищання масла,

Fфро = ;

де, коефіцієнт живого перетину;

= 0,04 м/с - припустима швидкість масла;

Fфро = = 0,074

Площа теплопередающєй поверхні масло охолоджувача,

Fм = * ;

= 45 360

коефіцієнт теплопередачі = 1300 кДж / *год. к d ? 10 мм

- коефіцієнт забруднення холодильника (1,2…1,3)

= - ;

= - = 34,5 ?С

Fm = = 1,011

Площа поверхні фільтра тонкої очистки,

Fфто = ;

= 1,5 - 2,0 /год

Fфто = = 1,776

Після виконання розрахунку головних елементів мастильної системи прийняти:

а) Мастильний насос - шестеренчастий;

б) Мастильний фільтр:

грубої очистки - сетчатий подвійний;

тонкої очистки - реактивна центрифуга; продуктивністю 600 л/год при тиску 6 кгс/с, 6000 об/хв. та t?- 70?С

2.3.3 Система охолодження

Система охолодження призначена для зниження температурного рівня деталей, нагрівающіхся від згорання палива та від тертя, відвід тепла робочих жидкостей та наддувочного воздуха.

До системи охолодження входить:

1. Запорні крани муфтові;

2. Пароотвід;

3. Запорний кран;

4. Терморегулятор;

5. Підключення системи підігріва;

6. Холодильник наддувочного воздуха :

І. Насос заборної води;

ІІ. Насос пресної води;

ІІІ. Розширітельний бачок;

ІV. Водомасло холодильник

V Компрессор

А - кран троьхходовий

а) Заборна вода

Розрахунок системи охолодження

Контур прісної води

Кількість теплоти що відводиться прісною водою.

Q n. = n.*ge *Ne* ; кДж /год.

де n. =0,12 - частка теплоти відводиться прісною водою;

ge =0,215 кг/кВт - год. - питома витрата палива;

Ne = 324 кВт -ефективна потужність;

= 42700 - низька теплота згорання.

Q n. = 0,12 *0,215 * 324*42700 = 356937,84 кДж/год.

Подача циркуляційного насоса прісної води

W n. = ; /год

де, - коефіцієнт запасу ( 1,2…1,4)

- 4,2 - теплоємність прісної води кДж/кг

- 1000 кг/ - щільність води;

= t вых.- t вх. - перепад температур 5-8

W = = 13,8 /год

Площа теплопередающій поверхні водо водяного холодильника

Fввх = ;

де, - коефіцієнт теплопередачі при трубах із d 10 мм

температурний перепад.

= 0,5 ( + ) - 0,5 (+ )

- 75 ; = 85 ;

= 42 = 32

= 05 (85 +75) - 05 (32 + 42) = 45 ;

Fввх = = 0,99

Після виконання розрахунку в якості головних елементів системи охолодження прийняти :

а) Насос пресної води - вихрівой ;

б) Насос проточної води (забортної) - вихрівой, самовсасиваючий.

в) Водоводяний холодильник трубчатий.

2.3.4 Система пускового повітря

Пускове повітря потрібно для запуску двигуна.

Функція:

Балон пускового повітря повинний бути заповнений,запірний клапан відкритий.

Клапан блокування пуску повинний знаходитися в стані, зазначеному на креслені. На двигунах, обладнаних електронною системою контролю і керування, реле тиску забезпечує проходження сигналу: (ГОТОВИЙ ДО ПУСКУ).

При спрацюванні пускового клапана 3 (від ручного чи дистанційного керування) по одному ланцюзі відбувається подача пускового повітря на розподільник , керуючий пусковими клапанами у голівках циліндрів; а по іншому ланцюзі пускового повітря проходить у трубопровід 1, що направляє його до голівок циліндрів.

Розрахунок системи стиснутого повітря

Розрахунок пускового клапана із пневматичним керуванням.

Мінімальна тривалість пускового клапана, що забезпечує беззупиннє послідовне надходження в усі циліндри, у градусах кута повороту КВ повинна складати у дизелів чотиритактних.

=

де, і = 6 - число циліндрів

= = 120

Кут випередження відкриття пускового клапана Q on в середньо обертових дизелів складає:

Q on S… 10 до ВМТ

Визначення основних розмірів пускового клапана:

- діаметр прохідного перетину клапана, мм

D 2 = ( 0,06…0,16) D

де D - діаметр циліндра

D 2 = 0,1 * 180 - 18,0 мм

- діаметр тарілки клапана, мм

D 1 = (1,1…1,15) D2

D 1 = 1,1 * 18,0 = 19,8 мм

- діаметр розвантажувального поршня, мм

D 3 = (0,9…1,0) D 2

D 3 = 0,95 * 18,0 = 17,1 мм

-діаметр стрижня клапана, мм

d = (0,4 …0,7) D 2

d = 0,6 * 18,0 = 10,8 мм

- діаметр пневматичного поршня, мм

D 5 = (1,1…1,4) D 2 ; мм

D 5 = 1,1 *18 = 19,8 мм

- хід клапана, мм

h = (0,2…0,3) D 2

h= 0,25*18 = 4,5 мм

- товщина тарілки клапана, мм

= (0,22…0,28) D 2

= 0,25 *18 = 4,5 мм

- кут конуса тарілки клапана, град

= 30… 45

вибіраю 45

- діаметр корпуса клапана, мм

D 6 = (1,5…1,8) D 2

D 6 = 1,7*1,8 =30,6 мм

- діаметр золотника пускового розподільника, мм

d 3= (0,45…0,5) D 2

d 3= 0,5*18 = 9 мм

- хід золотника, мм

h 3 = (0,8…0,85) d 3

h 3 = 0,8 *9 =7,2 мм

Після виконання розрахунку в якості головних елементів системи стиснутого повітря прийняти:

Фази газорозподілу всасиваючих клапанов, град:

відкриття до В.М.Т. -- 55-60 град;

закриття до Н.М.Т. - 25-60 град;

Вихлопні клапана, град:

відкриття до В.М.Т. -- 40-45 град;

закриття до Н.М.Т. - 55-60 град;

3. Розробка конструкції поршня

3.1 Опис конструкції поршня

Поршень можна розділити на три частини, що виконують різні функції: днище, ущільнююча частина і спрямовуюча частина (спідниця). Днище і ущільнююча частину утворюють головку поршня.

Днище поршня, що утворить з головкою циліндра камеру згоряння, закінчується біля верхньої кромки канавки під верхнє поршневе кільце. Цю частину поршня іноді називають жаровим поясом. Форма днища поршня залежить від форми камери згоряння і розташування клапанів, а в двотактних двигунах також від системи газорозподілу.

При увігнутому днище форма камери згоряння наближається до сферичної (при верхньому розташуванні клапанів), збільшується поверхня, що омивається гарячими газами, і зростає можливість утворення нагару, при якому різко підвищується тепловий режим. Міцність увігнутого днища менше, ніж плоского, тому в ряді випадків його підсилюють. Обробка такого днища також скрутна.

Опукле днище надає камері згоряння щелевидну форму , що погіршує процес сумішоутворення. Основною перевагою такого днища є зменшення маси поршня через велику міцності днища і відсутності підсилюють ребер.

Плоске днище є проміжним за своїми показниками між двома першими і має найбільше поширення в карбюраторних двигунах.

У деяких двигунах поршні мають так звані витискувачі, які сприяють в процесі стиснення досягненню бажаного напрямку руху заряду, а в процесі згоряння - здійсненню плавного наростання тиску.

У дизелів днище поршня має різноманітні і в ряді випадків складні форми, що залежать від ступеня стиснення, способу сумішоутворення, розташування форсунок та інших факторів. Так, в дизелі з однополостной камерою згоряння днище надає камері згоряння сприятливу форму. Для збільшення швидкості вихору і поліпшення сумішоутворення камеру згоряння розташовують у днище поршня. Для підвищення міцності днища поршня і кращого відведення теплоти з внутрішньої сторони воно має ребра , форма яких визначається дослідним шляхом.

Розміри днища поршня вибирають, виходячи з максимального тиску згоряння , необхідної жорсткості поршня і максимальної інтенсивності відводу від нього теплоти. Як правило, переходи від днища поршня до його ущільнюючої частини в площині бобишек роблять масивними у вигляді суцільних припливів або ребер. З внутрішньої сторони днища теплота від нього відводиться повітрям і маслом. Наявність ребер не покращує тепловідведення від днища.

У дизелях, де в днище поршня розташовується камера згоряння, застосовують примусове охолодження днища шляхом обприскування його внутрішній поверхні маслом. Для цього масло підводиться безпосередньо від колінчастого вала по каналу в стержні шатуна до розпилювача з отвором, що калібрується, розташованому в поршневий головці шатуна, або розпилюється через нерухомі форсунки , закріпленні у нижній частині гільзи.

Ущільнююча частина поршня починається від верхньої кромки канавки під верхнє поршневе кільце і кінчається у нижньої кромки канавки під нижнє поршневі кільця (останнє кільце перед поршневим пальцем), тобто це та частина поршня , де розташовані канавки для поршневих кілець.

Ущільнююча частина має діаметр , що збільшується до низу поршня. Вона передає стінок циліндра до 80 % теплоти , яка сприймається днищем.

Практично ущільнююча частина поршня майже не бере участь у передачі бічних сил. Поверхня цій частині поршня має канавки, внаслідок чого неможливо створити стійку масляну плівку. Величину зазору між циліндром і ущільнюючої частиною поршня вибирають з умови запобігання поршневих кілець від впливу гарячих газів і запобігання попаданню масла в камеру згоряння. Як правило, цей зазор роблять дуже малим (близьким до нуля). Число компресійних кілець встановлюють залежно від швидкохідності і типу двигуна.

Для зменшення теплової напруженості верхнього поршневого кільця канавку під нього слід робити на деякій відстані від днища поршня , при цьому збільшується висота поршня. У деяких випадках перед першим поршневим кільцем роблять виточку, яка є повітряним екраном. Досвід роботи з такими поршнями показав, що ця виточка закоксовується і вплив її на роботу першого кільця зменшується. Для ущільнення циліндра швидкохідного двигуна достатньо двох - трьох компресійних і одного або двох маслоз'ємних поршневих кілець. Більшість двигунів має одне маслоз'ємнє поршневі кільця (нижнє) для скидання надлишків масла.

У канавках для маслоз'ємних кілець свердлять один або два ряди отворів для відведення масла всередину поршня. У випадку двох рядів отворів один ряд свердлять в самій канавці, а інший - безпосередньо під нею. Діаметр отворів для відведення масла майже збігається з висотою канавки для масляного кільця. У порушених карбюраторних двигунів поперечні прорізи, що відокремлюють ущільнюючий пояс, роблять зазвичай в канавці масло- знімного кільця.

Відведення надлишків олії необхідний через насосного дії кілець і перепаду тисків при впуску, коли масло поступово подається до камери згоряння , де воно згоряє і утворює нагар на стінках камери згоряння і на свічці запалювання. Це відбувається особливо інтенсивно при зношених поршневих кільцях.

Напрямною частиною називається частина поршня від нижньої кромки канавки під останнє поршневі кільця перед поршневим пальцем до кінця поршня. Ця частина поршня служить для рівномірного розподілення бокового тиску на дзеркало циліндра від сили Vjj, спрямованої по нормалі до дзеркала циліндра, а також для направлення поршня при русі співвісний циліндру. У цій частині поршня розміщуються бобишки для поршневого пальця. Конструкції поршнів нових вітчизняних карбюраторних двигунів характеризуються такими особливостями : днище - плоске зовні і гладке (без ребер) всередині; спідниця поршня без розрізів має кільцеву термо регулірующую вставку; в горизонтальній площині перетин спідниці - овал , по висоті вона має конічну або бочкоподібну поверхню ; теплові прорізи розташовані в канавці маслоз'ємного кільця; кожна бобишка поршневого пальця пов'язана з днищем поршня двома ребрами.

3.2 Розрахунок поршня на міцність

Моменти, згинаючі пластини на відстані Х від центра.

-у тангенціальному напрямку

М1 = ((1+µ)- (3+µ));

-у радіальному напрямку

Mr = ((1+µ)- (1+3µ));

де, r = 0,085 м - внутрішній радіус днища

µ = 0,3 - коефіцієнт Пуансона для чавуна.

При х=r (забитий контур)

М1 = = = 0,0106 МН*м

Mr = µ = 0,3 = 0,00318 МН*м

Для центра днища Х=0, тому

Мt = Mr = (1+M) = (1+0,3) = 0,007 МН*м

Найбільша напруга на контурі днища