Эксплуатация транспортных энергетических установок (на водном транспорте)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

«Эксплуатация транспортных энергетических установок (на водном транспорте)»

Введение

В последнее десятилетие автоматизация судовых дизельных и газотурбинных установок претерпела большие изменения: значительно возрос объем автоматизированных операций, усложнились средства автоматизации и главное автоматизация обеспечила повышение производительности труда судового экипажа и безопасности мореплавания. Изучение автоматизации судовых энергетических установок должно отводиться все большее место в подготовке судовых специалистов. Эффективность эксплуатации современного автоматизированного судна в равной степени зависит от качества судовых объектов, так средств автоматизации.

Изучение энергетического оборудования в системе автоматизации в отрыве друг от друга не соответствует реальным условиям работы специалистов. В качестве судовых энергетических установок (СЭУ) получают распространение на ряду с малооборотными дизелями, а также газотрубные, и газопаровые, обеспечивающие высокие скорости.

Создание материально-технической базы требует нарастающих темпов увеличения производительности труда на основе непрерывного технического прогресса, составной частью которого является автоматизация производства. Стремительно развиваются принципиально новые технологические процессы производства, управление которых без средств автоматизации невозможно.

Автоматика и телемеханика - это отрасль науки и техники, где разрабатываются методы и средства контроля производства, процессов и управления ними.

Под автоматикой понимается техника управления и контроля на сравнительно небольших расстояниях, для определения которых требуются специальные средства. В народном хозяйстве, в промышленности, энергетике, на транспорте.

В связи с ростом энерговооруженности флота объем средств автоматизации значительно увеличивается.

Автоматизация позволяет выполнять операции управления с быстротой и точностью, недоступными человеку; улучшать условия труда людей и значительно уменьшать численность обслуживающего персонала, повышая тем самым экономичность эксплуатации судна.

Внедрение средств комплексной автоматизации и ряд организационно технических мероприятий обеспечили переход на совмещение профессий палубной и машинной команд на всех судах внутреннего плавания, а также эксплуатацию судовой энергетической установки без постоянной вахты в машинном отделении. Это позволило освободить людей от необходимости длительного пребывания в помещениях с высокой температурой, влажностью, повышенным содержанием углеводородов, сравнительно высоких уровней звукового давления и вибрации.

Технико-экономическая эффективность систем автоматизации зависит от выбора средств автоматики, их унификации, надежности, ремонтопригодности и простоты обслуживания. Внедряемые системы автоматики создаются на основе современных требований с применением последних достижений электронной техники.

Дальнейшее совершенствование средств автоматики и внедрение ее на судах обеспечат экономичную работу силовой установки, существенно повысит безопасность плавания.

В арсенале средств, составляющих техническое вооружение всех отраслей народного хозяйства, ведущее место занимают электрические машины. Электрическая машина - это электромеханическое устройство, осуществляющее преобразование механической и электрической энергий. Если в электрической машине механическая энергия преобразуется в электрическую, то она называется электрическим генератором, если же электрическая энергия преобразуется в механическую, то машина называется электродвигателем. Электрические генераторы составляют основу современных электростанций, где преобразуют механическую энергию паровых или гидравлических турбин в электрическую. Электродвигатели составляют основу электропривода, где электрическая энергия преобразуется в механическую, необходимо для приведения в действие станков, механизмов, подъемных и транспортных средств.

По степени автоматизации судовые электроприводы принято разделять на 3 уровня автоматизации. Наиболее простыми являются электроприводы с первым уровнем автоматизации. Это приводы, которые требуют участие обслуживающего персонала как для выработки начального управляющего воздействия, так и для контроля в процессе последующей работы электропривода. При втором уровне автоматизации обслуживающий персонал участвует только в выработке начального управляющего воздействия на электропривод. Более совершенным является третий уровень автоматизации, при котором обслуживающий персонал участвует только в надзоре за электромеханической системой. Ручное управление при этом уровне предусматривается, но только при особых режимах судна и его автоматической установке.

Благодаря росту уровня автоматизации судов, введению без вахтенного обслуживания, сокращению численности экипажа повышается роль и значение систем автоматизированного измерения и контроля параметров, сигнализации и систем внутрисудовой связи.

В связи с этим на водном транспорте особое значение приобретает повышение надежности систем измерения, контроля, сигнализации, управления, внутрисудовой связи. Это достигается увеличением надежности элементной базы, применением функционального встроенного контроля исправности отдельных блоков, резервированием и унифицированием узлов.

Измерительные элементы обычно классифицируют по роду измеряемой ими физической величины. С этой точки зрения различают элементы, предназначенные для измерения давления, уровня, температуры, расхода, скорости, перемещения, электрического напряжения, тока, частоты и т.д. Отклонение измеряемой физической величины измерительные элементы преобразуют, как правило, в механическую или электрическую величину.

В качестве измерительных элементов для измерения давлений в судовых энергетических установках применяют упругие элементы, принцип действия которых основан на деформации упругого тела при действии на него давления. Это - плоские мембраны либо сильфоны. Плоские мембраны и сильфоны применяются также для измерения перепадов давлений и следовательно, расходов жидкости или газа, поскольку расход при данной площади переходного сечения пропорционален перепаду давления на участке трубопровода.

Для измерения уровней применяются поплавковые и мембранные чувствительные элементы. Поплавки представляют собой полые металлические шары или цилиндры, связанные рычажной системой с усилительным элементом и размещенные в герметических камерах, соединяемых по принципу сообщающегося сосуда с резервуаром, в котором регулируется уровень. Недостатком поплавковых чувствительных элементов является неудовлетворительная их работа при качке судна, а также пониженная чувствительность ввиду трения в рычажных сочленениях. Эти недостатки в значительной мере устраняются в мембранных чувствительных элементах. Преимуществом последних является также возможность установки их на некотором расстоянии от резервуара, в котором регулируется уровень. Для измерения температур в системах автоматического регулирования судовых энергетических установок применяются термоманометрические, термоэлектрические и другие элементы. В системах автоматического управления частотой вращения машин в качестве измерительных элементов на морских судах используются центробежные маятники, тахогенераторы и импеллеры либо шестеренные насосы.

1. Исходные данные для расчета

Частота вращения расчетного двигателя составляет n=500 об/мин, лежит в пределах для СОД 350 ? n ? 750 об/мин, следовательно, исходные данные будем выбирать из пределов, установленных для СОД.

Коэффициент избытка воздуха (стр. 35 Самсонов). Принимаю

Показатель политропы сжатия в нагнетателе центробежного типа n_k=1,6-2,0 (стр. 41 Рожанский) n_k=1,6

Параметры окружающей среды P₀=0,1033 МПа Т₀=293 К (стр. 136 Ваншейдт).

Давление надува Р_к=0,13-0,35 МПа для 4-х т. ДВС (стр. 136 Ваншейдт) Р_к=0,2 МПа

Так как Р_к>0,14 МПа, то вводим охлаждение воздуха за нагнетателем

? t_охл=20-60 К (стр. 137 Ваншейдт) ?t_охл=40 К

Потеря давления воздуха в нагнетателе ?p=0,002-0,004 МПа (стр. 308 Миклос). ?р=0,005 МПа

Степень подогрева воздуха в нагнетателе ?t_под=10-20 К (стр. 44 Самсонов). ?t_под=10 К

Степень сжатия для СОД Е=12-14 (стр. 48 Самсонов) Е=12

Показатель политропы сжатия в компрессоре n_k=1,6-1,8 Принимаем n_k=1,6

Показатель политропы расширения n₁=1,34-1,42 (стр. 45 Самсонов) n₁=1.37

Максимальное давление цикла P_z=8-13 МПа (стр. 51 Самсонов) P_z=8.4 МПа

Показатель политропы расширения n₂=1.2-1.3 (стр. 55 Самсонов) n₂=1.25

Механический КПД ?_м=0,85-0,95 в 4-х т. ДВС с надувом (стр. 306 Миклос)

Температура остановочных газов Т_г=700-800К (стр. 44Самсонов) Т_г=750К

Коэффициент использования тепла ?=0,75-0,85 (стр. 51 Самсонов) ?=0,8

Коэффициент скругления диаграммы ?=0,92-0,96 (стр. 284 Миклос) ?=0,95

Средняя скорость поршня С_т=6-9 м/с (стр. 9 Ваншейдт) С_т=8,2 м/с

Низшая тепловая способность топлива ^р_н=[(8100C^p+24600H^p-2600 (O^p-S^p_h) - 600 (9H=^p)]*4.19 Мдж/кг (стр. 199 Поршаков основы термодинамики и теплотехники).

^p_h=[8100*0.86+24600*0.12-2600 (0.004-0.016) - 600 (9*0.12)]*4.19=38754 кдж/кг

2. Тепловой расчет

2.1 Процесс наполнения

Т_к=Т_о = 293 = 293*1.28=376 K

Температура воздуха после охладителя T_s=376-40=336 K

Температура воздуха входящего в цилиндр T_s¹=T_s+?t_под=336+10=346 K

Давление воздуха на входе в цилиндр P=P_k-?_p=0.2-0.005=0.195 МПа

Давление в цилиндре в конце процесса наполнения P_A=S_A*P_S, где S_A=0.9-0.96 (стр. 44 Самсонов) P_A=0.923*0.195=0.18 МПа

Давление остаточных газов P_Г= ?_Г*P_S, где?_Г=0,75-1,0; P_Г=0.96*0.195=0.182 МПа

Коэффициент остаточных газов

?===0.042,?=0,03-0,06

Температура в конце цикла наполнения

T_A= = = 362 K

Коэффициент наполнения

?_A=**=

2.2 Процесс сжатия

тепловой расчет поршень двигатель

Температура конца процесса сжатия T_c=T_A*E^n1-1=362*12^1.37-1=908 K

Давление в конце процесса сжатия P_C=P_A*Eⁿ¹=0.18*12^1.37=5.42 МПа

2.3 Процесс сгорания

Теоретическое количество воздуха необходимое для сгорания 1 кг топлива

L_O=

Действительное количество воздуха необходимое для сгорания 1 кг топлива

L=?*L_o=1.8*0.483=0.873

Количество продуктов сгорания 1 кг топлива

M=

Теоретический коэффициент молекулярного измерения

?_о=

Действительный коэффициент молекулярного изменения

?=

Изохорная молярная теплоемкость С¹_v=19.3+0.0025T_c=19.3+0.0025*908=21.57

Средняя изобарная теплоемкость

С_р=8,32+

T_z=8.32+ T_z=28.23+0.0031T_z

Температура точки Z; T_c=?*C_p*T_z где ?-коэффициент учитывающий потери от ? (1+?_г) неполноты сгорания, теплопередачи стенкам цилиндра и диссоциации продуктов сгорания ?=0,65-0,85 принимаем ?=0,8 P_z=P_c*1.55=5.42*1.55=8.4 МПа (стр. 228 Возницкий). T_z) T_z; 34082+33486=29.13T_z+0.0032T_z; 0,0032T_z²+29.13T_z-67.568=0; T_z=

2.4 Процесс расширения

Степень предварительного расширения ?=

Степень последующего расширения ?=

Давление в конце процесса расширения P_?=

Температура конца расширения T_?=

2.5 Основные показатели цикла

Среднее индикаторное давление расчетного цикла

P₁¹=

Среднее индикаторное давление с учетом скругления диаграммы

P₁=P₁¹*?=1.3*0.92=1.2МПа

Среднее эффективное давление P₁=?_m*P=0.92*1.2=1.104МПа

Индикаторный уделенный расход топлива

g₁=433

Эффективный уделенный расход топлива g_e=

3. Динамический расчет

3.1 Определение размеров цилиндра (чертеж - 3)

Ход поршня S= Принимаем S=0.49 м

Диаметр цилиндра

Д=0.433 м Принимаем Д=0,43 м

Отношение

Расчетная мощность

Ne¹=0.393*Pe*i*Cm*Д²=0.393*1000*1.104*0.43²*8.2=1973кВт

Погрешность расчета ?

?=

3.2 Построение расчетной индикаторной диаграммы

Принимаем V_A=V_C+V_S=250 мм. Объем камеры сжатия

V_c=

V_s=250-19=231 мм. Объем конца процесса горения V_z=?*V_c=1.41*19=26.79 мм

Задаемся масштабом давления 1МПа=15 мм, давление характерных точек диаграммы P_a=0.18*15=2.7 мм, P_c=5.42*15=81.3 мм, P_z=8.4*15=126 мм, P_B=0.58*15=87 мм, находим параметры промежуточных точек политропы сжатия из уравнения

P_x=P_a^п_1,

P₂=2.7 ^1.37=2.7*2,584 =6,98 мм

P₁=2.7 ^1.37=2.7*3,509=9,47 мм

P₂=2.7 ^1.37=2.7*5,195=14,03 мм

P₂=2.7 ^1.37=2.7*9,078=24,5 мм

P₂=2.7 ^1.37=2.7*23,44=63,3 мм

Находим параметры промежуточных точек политропы расширения из уравнения

P_x=P_B^H2

P₁=8.7^1.25 =8.7*1.14=9.92 мм

P₂=8.7^1.25 =8.7*1,321=11,49 мм

P₃=8.7^1.25 =8.7*1,563=13,6 мм

P₄=8.7^1.25 =8.7*1,897=16,5 мм

P₅=8.7^1.25 =8.7*2,377=20,7 мм

P₆=8.7^1.25 =8.7*3,142=27,33 мм

P₇=8.7^1.25 =8.7*4,503=39,2 мм

P₈=8.7^1.25 =8.7*7,482=65,1 мм

P₉=8.7^1.25 =8.7*10,72=93,3 мм

P₁₀=8.7^1.25 =8.7*17,78=116 мм

Планируем индикаторную диаграмму F=4220 мм²

L-длина индикаторной диаграммы L=231 мм

Среднее индикаторное давление по диаграмме

P_h¹= P_h¹=

Определяем погрешность расчета

?=

3.3 Динамика 4-х тактного двигателя (чертеж - 4)

Построение диаграммы Брикса

На отрезки, равном ходу поршня в принятом масштабе делаем специальное построение радиусом R из центра проводим полуокружность и вправо от О откладываем поправку Брикса, которая равна: ОО¹_x= - для среднеоборотных двигателей. ОО¹=

Приводим величину ОО¹ в горизонтальный масштаб диаграммы

S=490 мм >231 мм, тогда ОО¹=

Поправку откладываем вправо от центра на участках наполнения и расширения, и влево от центра на участках сжатия и выпуска.

От центра О¹ проводим произвольным радиусом окружность и делим ее с помощью транспортира на 12 равных частей. Из центра О¹ проводим лучи до пересечения с окружностью 1 и из точек пересечения опускаем перпендикуляры на ось абсцисс. Построение кривой сил инерции поступательно движущихся частей по способу Толе.

Задаем значением веса поступательно движущихся частей, отнесенного к 1 м² площади поршня и определяем массу этих частей

М_п.д.ч=; где g=9.81

m_поршня=КД³, где Д-диаметр цилиндра К=3 - для чугуна

m_{поршня =3*4.3}³=238.5 кг

М_п.д.ч=

M_п.д.ч=

От оси абсцисс в принятом масштабе откладываем ход поршня, полагая, что он равен отрезку АВ. Точка А соответствует ВМТ, точка В-НМТ

Р_и^(ВМТ)=-mR*?²(1+?), где ?=

Р_и^(ВМТ)=-209.37*0.245*(52.3)²*1.25=-1.75 мн

Р_и^(ВМТ)=mR?²(1-?)

Р_и^(ВМТ)=209.37*0.245*(52.3)³*0.75=1.052 мн

Эти значения переводим в вертикальный масштаб давлений

(1МПа=15 мм), получим Р_и^(ВМТ)= - АС=-1,75*15=-26,25 мм

Р_и^(ВМТ)=+ВД=1,052*15=15,78 мм Откладываем эти ординаты вверх и в низ оси.

Отрезок EF=3mR?² ?=3*209.37*0.245 (52.3)²*0.25=1.052 мн переводим его в масштаб давлений EF=1.052*15=15.78 мм

Точку F соединяем прямыми с точками C и Д, линии CF и FД делим на одинаковое число равных частей и одноименные точки соединяем прямыми.

Через точки С и Д касательно к прямым проводим плавную огибающую кривую, которая и будет являться кривой сил инерции поступательно движущихся частей. Построение диаграммы движущих усилий, сводится к наложению кривой Толе на индикаторную диаграмму с учетом поправки Брикса. Накладываем так, чтобы ордината АС всегда находилась в ВМТ.

Величина движущей силы Рg будет определяться отрезком ординаты, заключений между газовой кривой и кривой сил инерции поступательно движущихся частей. Если вектор Pg совпадает с направлением движений поршня на данном участке хода, то знак Pg положительный, а если противоположен ему, то отрицательный. Начало вектора Pg находится на кривой давления газов, а конец на кривой сил инерции.

Построение диаграммы касательных усилий для одного цилиндра, является вертикальный масштаб 1МПа = 15 мм. По оси абсцесс 15⁰=7,5 мм, тогда длина диаграммы будет 360 мм, величина ординат касательной силы Т, отнесенная к 1 см² площади поршня, определяем по формуле

Т=Р_ДВ

? - мгновенное значение угла поворота кривошипа

? - Угол между осью цилиндра и осью шатуна

Р_ДВ - величина движущей силы при данном мгновенном значении ?

Подсчет ординат T производим в табличной форме:



? 0 кв	РДВ мм		Т
0 15 30 45 60 75 90 105 120 135 150 165 180 195 210 225 240 255 270 285 300 315 330 345 360 375 390 405 420 435 450 465 480 495 510 525 540 555 570 585 600 615 630 645 660 675 690 705 720	-25,3 -24,3 -19,3 -13,3 -6,3 2,7 8,7 13,7 16,7 17,7 18,7 19 19,7 -20 -20 -19 -15 -12 -9 -6 -4 -5 -11 -26 -55 101 67 34 24 23 22,5 24 26 27 27,5 28 19,7 -19 -18,7 -17,7 -16,7 -13,7 -8,7 2,7 6,3 13,3 19,3 24,3 25,3	0 0,321 0,608 0,832 0,975 1,029 1 0,903 0,757 0,581 0,391 0,196 0 0,196 0,391 0,581 0,757 0,903 1 1,029 0,975 0,832 0,608 0,321 0 0,321 0,608 0,832 0,975 1,039 1 0,903 0,757 0,581 0,391 0,196 0 0,196 0,391 0,581 0,757 0,903 1,0 1,029 0,975 0,832 0,608 0,321 0	0 -7,8 -11,7 -11 -6,14 2,77 8,7 12,37 12,6 10,3 7,3 3,7 0 -3,9 -7,8 -11 -11,35 -10,84 -9 -6,17 -3,9 -4,16 -8,5 -8,35 0 32,4 40,7 28,3 23,4 23,7 22,5 20,1 19,7 15,7 10,7 5,5 0 -4,6 -8,9 -12,6 -13,3 -13,3 -8,7 0,05 7,8 10,8 10,9 6,4 0

3.4 Построение суммарной диаграммы касательных усилий для всего двигателя

Для достижения более равномерного вращения вала двигателя угол заклинки кривошипа принимаем: ?₀= 120⁰ и делим основание диаграммы касательных усилий для одного цилиндра на равные участки, соответствующие углу ?₀. Каждый из них разделим на через 15⁰, обозначим эти точки с 1 до 9, вычерчиваем отрезок, соответствующий длине ?₀ и делим на 8 частей через 15⁰, которые нумеруем с 1 до 9, складываем алгебраически ординаты диаграммы касательных усилий для одного цилиндра с одноименными номерами, получим ординаты суммарной кривой. Все данный сводим в таблицу.

№ участка	№ цилиндра
	Величина Т (мм)
1	0	12,6	-11,35	0	19,7	-13,3	7,65
2	-7,8	10,3	-10,84	32,4	15,7	-13,3	26,46
3	-11,7	7,3	-9	40,7	10,7	-8,7	29,3
4	-11	3,7	-6,17	28,3	5,5	0,05	20,38
5	-6,14	0	-3,9	23,4	0	7,8	24,97
6	2,7	-3,9	-4,16	23,7	-4,6	10,8	24,5
7	8,7	-7,8	-8,5	22,5	-8,9	10,9	16,9
8	12,37	-11	-8,35	20,1	-12,6	6,4	6,92
9	12,6	-11,35	0	19,7	-13,3	0	7,65

3.5 Проверка расчета динамики

Среднее касательное усилие t_ср=

F-площадь диаграммы суммарной касательной силы, мм²

I-длина площади по оси абсцисс

m-масштаб давления

В масштабе диаграммы средняя касательная сила, отнесенная к 1 см² площади донышка поршня

t_ср= t_ср*m=1.15*15=17.25 мм

Полная касательная сила

T_ср=t_ср*F_п=1.15* =0.167 мн

Средний крутящий момент

М_ср=Т_ср*r=0.167*0.49/2=0.0409 кн. м

Момент, потребляемый гребным винтом М=N_1/w, где

N₁=P_i*пД²*S*n*i/4*60*z=1000*1.2*3.14*0.43²*0.49*500*3/4*60=21344 кВт

М= =40,8 кн. м

Погрешность расчета

?=, где ?<=3%

4. Расчет коленчатого вала

4.1 Определяем конструктивные расчеты коленчатого вала

Расстояние между серединами рамовых подшипников

L=(Д=(м,

принимаем L=07 м, и определяем диаметры шеек вала по регистру

d?0.25*k*

где L=430 мм - диаметр цилиндра S=490 мм

L=0.7 м - расстояние между серединами рамовых шеек

P_z=8.4 МПа - максимальное давление сгорания

P_i=1.2 МПа - среднее индикаторное давление

T=0.85+0.75*P_i=085+0.75*1.2=1.75 МПа

A=B=1 - для однорядных двигателей

?=5,95 - для шести цилиндрового двигателя

к=а*, где

а=1 - для вала, подвергнутого азотированию.

Принимаем для коленчатого вала марку стали сталь50, у нее временное сопротивление R_m=780 МПа

d?0.25*0.884*=248.62 мм

Принимаем d=0.25 м

Ширина щеки ?=(1,3?1,6) d=(1.3?1.6)*0,25=0,325?0,4 м

Принимаем ?=0,4 м

Радиуса гасителей

R=(0.05?0.07) d=(0.05?0.07)*0.25=0.0125?0.0175 м Принимаем r=0.016 м

Длина рамовой шейки I=(0.56?I) d=(0.56?1)*0.25=0.14?0.25 м

Принимаем I=0.24 м

Толщина щек h=(0.45?0.55)*0.25=0.1125?0.1375 м Принимаем h=0.12 м

Толщина щеки коленчатого вала по регистру

h=0.115*h₁*Д

А=1 - для однорядных двигателей

С - расстояние от середины рамового подшипника до середины щеки

С=

?₁ - коэффициент, учитывающий наличие концентрации напряжений в галтелях и влияние на прочность, и жесткость вала.

?₁ - коэффициент, учитывающий зависимости размера толщины щеки от соотношения

==1,6 ?₂=1 k₁=1+0,82

Принимаем k₁=0,884

E=

?₁=3,5 h=0,115*0,884*430

Принимаем h=170 мм=0,17 м

Длина Мотылевой шейки

I_ш=(0,6?1) d=(0,6?1) 0,25=0,15?0,25 Принимаем I_ш=0,24 м

Расстояние между серединами рамовых шеек

L=2h+I_ш+I_p=2*017+0,24+0,24=0,82 м

4.2 Расчет коленчатого вала в первом опасном положении

Расчет наиболее нагруженного колена следует начинать при положении его в ВМТ. При этом обычно силу инерции не учитывают и радиальную силу приравнивают силе P_z P_z=p_z*0.785Д²=8,4*0,785*0,43²=1,22 мн

Порядок работы цилиндров 1-3-7-5-8-6-2-4

Определение наиболее нагруженного колена

№ мотыля	0	120	240	360	480	600
1		19,7	-13,5	0	12,6	-11,35
2	-13,5	0	12,6	-11,35		19,7
3	12,6	-11,35		19,7	-13,5	0
4	19,7	-13,5	0	12,6	-11,35
5	11,35		19,7	13,5	0	12,6
6	0	12,6	-11,35		19,7	-13,5

Самый нагружаемый - это второй мотыль, следовательно, он подлежит проверочному расчету на прочность.

Определяем максимальную сумму касательных усилий от впереди лежащих цилиндров

Расчет рамовой шейки наиболее опасное сечение 1-1, его проверяем на прочность. Изгибающий момент

M_изг=

Момент сопротивления изгибу W_изг=0,1*d³=0,1*0,25³=0,00156 м³

Напряжение изгиба ?_изг=

Крутящий момент М_кр=

Полярный момент сопротивления W_p=0,2d³=0,2*0,25³=0,00312 м³

Касательные напряжения кручению ?_кр=

Суммарные напряжения ?_сум=

, где n-запас прочности; n=2?4. Принимаем n=3

4.3 Расчет мотыльковой шейки

Наиболее опасное сечение 3-3, его и проверяем на прочность.

Изгибающий момент М_изг=

Момент сопротивлению изгибу W_изг=0,1d³=0,1*0,25³=0,00156 м³

Напряжение изгиба ?_изг=

Крутящий момент М_кр=

Касательные напряжения кручения ?_кр=

Полярный момент сопротивления W_кр=0,2d³=0,2*0,25³=0,00312 м³

Суммарные напряжения ?_сум=

? _сумм=

? _сум<

4.4 Расчет щеки

Наиболее опасное сечение 2-2, его проверяем на прочность.

Напряжение сжатия от силы

? _сж=

Изгибающий момент на широкой стороне щеки

M_{изг щ}=

Момент сопротивления изгибу на широкой стороне щеки

W_{изг м}=м²

Напряжение изгиба на широкой стороне щеки

? _{изг м}=

Изгибающий момент на узкой стороне щеки

М_{изг уз}=М_кр=

Момент сопротивления изгибу на стороне щеки

W_{изг уз}=м³

Напряжение изгиба на узкой стороне щеки

? _{изг уз}=

Суммарные напряжения изгиба

? _сум= ? _сж+ ? _{изг м}+ ?_{изг уз}?

? _сум=8,97+65,1+6,7=80,77 МПа

? _сум=<

Второе опасное положение соответствует повороту кривошипа на некоторый угол ?_к, при котором касательная сила Т_к, возникающая на кривошипе, достигнет своего максимального значения T_max.

Определяем наиболее нагруженное колено

№ мотыля	30	150	270	390	510	630
1		10,7	-8,7	-11,7	7,3	-9
2	-8,7	-11,7	7,3	-9		10,7
3	7,3	-9		10,7	-8,7	-11,7
4	10,7	-8,7	-11,7	7,3	-9
5	-9		10,7	-8,7	-11,7	7,3
6	-11,7	7,3	-9		10,7	-8,7

Вывод: за расчетный кривошип принимается тот, у которого будет иметь наибольшее положительное значение. Таким образом, самый нагруженный это второй мотыль, он подлежит проверочному расчету на прочность.

4.5 Расчет рамовой шейки

Наиболее опасное сечение 1-1, его и проверяем на прочность

Крутящий момент

М_кр=,

где суммарная касательная сила впереди лежащих цилиндров

Максимальное значение касательной силы

T_max==

Р_дв - величина движущей силы, Р_дв==

Радиальная сила Z=P_дв*

М_кр=(0,071+0,394)*0,49/2=0,114 мн. м

Полярный момент W_p=0,2d³=0.2*0.25³=0.00312 м³

Напряжение кручения ?_кр=

Изгибающий момент от силы

M_изг1=

Момент сопротивления изгибу W_изг=0,1d³=0,1*0,25³=0,00156 м³

Изгибающий момент от силы M_изг2=

Напряжение изгиба ?_изг=

Суммарный изгибающий момент

M_{изг сумм}===0,043 МПа

Суммарное напряжения ?_сум=

?_сум=

?_сум<=260 МПа

4.6 Расчет мотыльковой шейки

Наиболее опасное сечение 3-3, его и проверяем на прочность.

Радиальная сила Z вызывает изгибающий момент

М_изг=

Касательное усилие Т_max вызывает изгибающий момент

М_изг2=

Момент сопротивления изгибу W_изг=0,1d³=0,1*0,25³=0,00156 м³

Напряжение изгиба от радиальной силы Z

? _изг=

Напряжение изгиба от касательной силы T_max

? _изг2=

Суммарные напряжения изгиба

? _{сум изг}===94,07 МПа

Шейка мотыля скручивается под действием крутящего момента

М_кр=*R=

Полярный момент сопротивления W_p=0,2d³=0.2*0.25³=0.00312 м³

Напряжение кручения ?_кр=

Суммарные напряжения

?_сум===103,14 МПа

4.7 Проверка вала на удельное давление

Удаленное давление на мотылевой шейке

К_max=

Предполагается применить тонкостенные вкладыши, залитые свинцовистой бронзой с толщиной заливки 0,4?0,6 мм. Значение K_max?35МПа следовательно, условие не выживаемости смазки из подшипников будет обеспечено.

Удельное давление на рамовой шейке

К_max=

n=1,25 - коэффициент, учитывающий влияние наиболее нагруженного соседнего кривошипа [K]=12?18МПа-для рамовых подшипников с баббитовой заливкой Б83.

Вывод: Коленчатый вал прочен.

5. Конструктивный расчет двигателя и расчет поршня

Материал поршня литой, цельный, выполнен из алюминиево-кремниевого сплава. Днище поршня имеет четыре выреза для возможности открытия газораспределительных клапанов. Внутри головки размещены спиральные каналы (полученные при отливки), по которым циркулирует охлаждающее масло. Напряжение в днище поршня не должно превышать 150 МПа.

Опасное сечение 1-1 расположенно по диаметру. Равнодействующая сила давления газа P_z, будет равна

P_z=p_z*, где

Д₁=Д=0,43 м (для создания дополнительного запаса прочности в расчетах принимают Д₁=Д).

Изгибающий момент

М_изг=P_z*

Момент сопротивления изгибу W в предположении, что днище плоское, равен

W=, где ?-толщина днища поршня.

Толщина стенки днища

?=

Принимаем ?=30 мм, где [?_изг]=50?70 МПа - для алюминиевых сплавов.

Кроме механических напряжений от силы P_z в днище возникают тепловые напряжения, величина которых определяется по формуле ?_т=a*g*?, где

a-коэффициент пропорциональности

a - 0,00547-для алюминиевых сплавов

g-удельная тепловая нагрузка g=k (0,071?0,186h) Pi

k=1 - для 4^х тактных двигателей g=1*0,18*420*1,2*10⁶=117,16*10⁶ Дж/(м²с)

?_т=0,00547*117,16*10⁶*0,03=19,2 МПа

Суммарное напряжение в днище поршня

?_т=?_изг+?_т=70+19,2=89,2 МПа<[?] [?]=150 МПа

Длину L_т предварительно определяем в зависимости от хода поршня S.

L_T=(0,8?0,9) S=(0,8?0,9)*0,49=0,392?0,441 м Принимаем L_T=0,47 м

Принятое значение L_T проверяем на удельное давление _к от нормативной силы

к=P_{H max}-наибольшее значение нормальной силы за цикл

P_{H max}=(0,08?0,1) P_z=(0,08?0,1) 1,2=0,10?0,132 мн Принимаем P_{H max}=0,13 мн

к=, [k]=0,4-0,7 МПа-для среднеоборотных двигателейk<[k]

5.1 Расчет бобышек

Расчет сводится к определению их длины I и внутреннего диаметра d, предварительно принимаем I=(0,2?0,27) Д=(0,2?0,27)*0,43=0,084?0,113 м, принимаем I=0,12 м

Внутренний диаметр d=(0,35?0,4) Д=(0,35?0,4)*0,43=0,147?0,168 м

Принимаем d=0,18

Размеры d и I проверяем на допускаемое удельное давление [k]=20?35 МПа для поршня из алюминиевого сплава при плавающем пальце

k= МПа k<[k]

5.2 Расчет поршневого кольца

В сечении 1-1 в рабочем состояние проверяем на изгиб (рис. 17.5 стр. 341 Миклос) ?_изг=3_p h-толщина кольца. p=0,06-0,2 МПа - удельное давление кольца на стенку рабочей втулки, вызванное силами упругости [?_изг]=100?200 МПа - для высокооборотных двигателей.

При надевании кольца на поршень так же возникают напряжения изгиба, определяемые по формуле ?_изг=3,5*10⁴, где

²=8h-¹-деформация кольца при надевании на поршень

¹=?₀-?₁ - деформация кольца в рабочем состоянии

? ₀=(0,08?0,12) Д-зазор в замке в свободном состоянии

? ₀=(0,08?0,12)*0,42=0,0336?0,0504 м, принимаем ? ₀=0,05 м

? ₁=(0,005?0,0075) Д-зазор в замке в рабочем состоянии

? ₁=(0,005?0,0075)*0,43=0,0021?0,00315 м, принимаем ? ₁=0,003 м

¹=0,05-0,003=0,047 м

²=(8*0,018-0,047)=0,097 м

?_изг=3,5*10⁴

Схема расчетного четырехтактного двигателя

а-фундаментная рама; 2-станина(картер); 3-цилиндр; 4-поршень; 5-водяное охлаждение цилиндра; 6-впускной коллектор; 7 - крушка цилиндра; 8-распределительный вал впускного клапана; 9-форсунка; 10-распределительный вал выпускного клапана; 11-охлаждаемый выпускной коллектор; 12-поршневой палец; 13-топливный насос; 14-шатун; 15-подшипник шатуна; 16-судовой фундамент

Список использованной литературы

1. Хандов З.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания (теория). М.: Транспорт, 1969.

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

3. Миколос А.Г. Судостроение, 1986.

4. Рожанский Г.С. Судовые двигатели внутреннего сгорания Л., 1969.

5. Ваншейдт Г.С. Судовые двигатели внутреннего сгорания Л., 1977.

6. Возницкий И.В. Судовые дизели и их эксплуатация М., 1990.

7. Заднепряный В.А. Автоматизированные системы управления энергетическими установками и вспомогательными механизмами. 2004.

8. Заднепряный В.А АСУ энергетическими установками 1994.

Размещено на Allbest.ru