Судовые двигатели внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Тепловой расчет рабочего процесса

1.1 Основные исходные параметры данного дизеля

Эффективная мощность N_e = 521,99 кВт (710 л.с.). Номинальная частота вращения n = 5,58 об/с (335 об/мин). Число цилиндров z = 6. Средняя скорость поршня С_м = 5,36 м/с. Степень сжатия е = 13,3. Давление конца горения P_z = 5,88 МПа. Давление после нагнетателя Р_н = 0,14 МН/м². Топливо дизельное со средним составом: С = 0,87; Н = 0,126; О = 0,004. Низшая теплота сгорания топлива Q_н = 42,47 · 10 ³ кДж/кг. Корпус нагнетателя неохлаждаемый.

1.2 Дополнительные исходные параметры

Давление окружающей среды P₀ = 0,098МН/м².

Температура окружающей среды T₀ = 290 К.

Коэффициент избытка воздуха б = 2.

Коэффициент использования теплоты о = 0,9.

Показатель политропы сжатия n₁ = 1,32.

Показатель политропы расширения n₂ = 1,33.

Механический КПД з_m = 0,95.

Приращение температуры воздуха вследствие нагрева его горячими деталями ДT = 20 К.

Температура остаточных газов T_г = 600 К.

Коэффициент остаточных газов г_г = 0,02.

Показатель политропы сжатия в нагнетателе n_н = 1,8.

Давление выпуска Р_r = 0,11 МН/м².

Поправка на полноту диаграммы ц = 0,95.

1.3 Расчёт параметров процесса сжатия

Определяем температуру в конце сжатия:

Т_с = Т_а е ⁿ? ^{- 1} = 350 · 13,3 ^{1,32 - 1} = 801 К,

которой вполне достаточнодля надёжного самовоспламенения топлива при всех режимах работы дизеля.

Давление в конце сжатия:

Р_с = Р_а е ⁿ? = 0,126 · 13,3^1,32 = 3,836 МН/м² = 3836 кПа = 38,36 кгс/см².

1.4 Расчёт параметров процесса сгорания

Теоретически определяем необходимое количество молей воздуха для сгорания 1 кг топлива по формуле:

L₀ = - (- + - + -) = - (- + - + -) = 0,496 кмоль/кг.

Действительное количество воздуха, необходимое для сгорания топлива:

L = L₀ б = 0,496 · 2 = 0,992 кмоль/кг.

Определяем количество молей смеси воздуха и остаточных газов в конце сжатия до момента начала горения:

М₁ = (1 + г_г) L = (1 + 0,02) · 0,992 = 1,012

Находим среднюю молярную изохорную теплоёмкость сухого воздуха в конце сжатия:

C_v' = 19,3 + 0.0025 Т_с = 19,3 + 0,0025 · 801 = 21,3 кДж/кмоль·К.

Выражаем для б = 2 среднюю молярную изохорную теплоёмкость продуктов сгорания при максимальной температуре цикла:

C_v'' = - + - Т_z =

= - + - Т_z =

= 19,85 + 0,00306 Т_z.

Тогда средняя молярная изобарная теплоёмкость продуктов сгорания при максимальной температуре:

С_р'' = C_v'' + 8,32 = 19,85 + 0,00306 Т_z + 8,32 = 28,17 + 0,00306 Т_z.

Максимальную температуру цикла определяем из уравнения сгорания в упрощённом виде, так как коэффициент остаточных газов менее 0,5:

- + (С_v' + 8,32 л) Т_с = в С_р'' Т_z.

2. Построение теоретической индикаторной диаграммы

Принимаем V_s = 200 мм, а масштаб ординат m = 1 МН/м² = 23,81 мм. Поэтому высота диаграммы, т.е. давление P_z = 5,88 МН/м² будет

5,88 m = 5,88 · 23,81 = 140 мм.

V_a = V_s + V_c = 200 + 16,26 = 216,26 мм.

При степени предварительного расширения с = 1,56 имеем:

V_z = с · V_c = 1,56 · 16,26 = 25,45 мм.

Откладываем по оси абсцисс значения V_c, V_s, V_z. Атмосферную линию наносим на 0,1 МН/м² = 2,38 мм выше оси абсцисс. Ординаты величин P_a, P_c, P_z, P_b в масштабе следующие:

P_a = 0,126 · 23,81 = 3 мм,

P_c = 3,836 · 23,81 = 91,33 мм,

P_z = 5,88 · 23,81 = 140 мм,

P_b = 0,341 · 23,81 = 8,13 мм.

По полученным значениям наносим на диаграмму точки a, с, z', z, и b, проводим линии горения cz', z'z и свободного выпуска ba.

Для построения политропы сжатия принимаем промежуточные значения объёмов в таком порядке:

0,9 V_a = 0,9 · 216,26 = 194,63 мм,

0,8 V_a = 0,8 · 216,26 = 173,01 мм,

0,7 V_a = 0,7 · 216,26 = 151,38 мм,

0,6 V_a = 0,6 · 216,26 = 129,76 мм,

0,5 V_a = 0,5 · 216,26 = 108,13 мм,

0,4 V_a = 0,4 · 216,26 = 86,5 мм,

0,3 V_a = 0,3 · 216,26 = 64,88 мм,

0,2 V_a = 0,2 · 216,26 = 43,25 мм,

0,15 V_a = 0,15 · 216,26 = 32,44 мм,

0,1 V_a = 0,1 · 216,26 = 21,63 мм.

По полученным ординатам строим кривую расширения. Давление выпуска в масштабе P_r' = P_r m = 0,11 · 23,81 = 2,62 мм.

Отложив ординату величины P_r', проводим линию выпуска.

Проверяем погрешность построения диаграммы.

Перенеся диаграмму на миллиметровую бумагу, вычисляем площадь полезной работы:

f = 4043 мм².

3. Конструктивный расчет втулки двигателя 6 NVD 32/48 AU

При конструировании деталей необходимо, чтобы они соответствовали своему назначению, были правильно рассчитаны и обеспечивали необходимую прочность и безопасность работы двигателя. Прочные размеры деталей получаются в результате расчетов, в основу которых положены формулы сопротивления материалов и действующие на деталь внешние силы. Некоторые размеры частей двигателя не поддаются точному теоретическому определению и в этом случае следует пользоваться эмпирическими формулами или практическим соотношением. Весь конструктивный расчет деталей производится на наибольшие усилия. Определение наибольших по величине сил, действующих на деталь, производится с помощью простейших положений механики.

При расчете движущихся частей во многих случаях приходится считаться с силами инерции и динамической нагрузкой (удар). Точное определение напряжений в материале частей в этом случае затруднительно, поэтому действие динамической нагрузки обычно учитывается лишь введением более повышенной степени надежности, согласно практическим данным. При выборе допускаемых напряжений в отдельных частях двигателя следует руководствоваться соображениями о степени и серьезности повреждений, причиняемых поломкой этой части машины. Так, например, коленчатый вал является наиболее дорогой и трудно заменяемой частью двигателя, повреждение шатуна может вызвать значительную аварию всей машины, поэтому эти части должны быть рассчитаны с большой степенью надежности.

При конструктивном расчете двигателя первоначально выбирают размеры деталей, пользуясь опытными данными, после чего производится поверочный подсчет на прочность по формулам сопротивления материалов. Во избежание ошибок при выборе размеров, детали следует вычертить отдельно, что дает возможность оценить на глаз конструктивные соотношения. При проверке деталей может оказаться, что напряжения в ней для данной действующей нагрузки превосходят допускаемые. В этом случае прочные, размерь: должны быть увеличены, после чего необходимо вновь повторить поверочный подсчет.

b = (0,03 - 0,05) D;

e =(0,10 - 0,15) D;

d= (0,02 - 0,03) D;

с = (0,02 - 0,03) D;

g = (0,15 - 0,20) D;

Толщина стенки втулки s предварительно может быть определена по формуле Баха:

см,

где D - диаметр цилиндра, см;

р_z - давление сгорания, кгс/см²;

[у_р] - допускаемое напряжение на растяжение, кгс/см²;

[у_р]=250 - 400 кгс/см² - для чугунных втулок;

[у_р]=600 - 800 кгс/см² - для стальных втулок.

Конструктивно толщину стенки втулки s в верхней части можно принять равной (0,06 - 0,10) D, а в нижней части на 20 - 30% меньше.

Принятая толщина втулки (в верхней части) должна быть проверена на механические и тепловые напряжения.

Механические растягивающие напряжения от давления газов р_z будут равны

кгс/см²

Тепловые напряжения для чугунных втулок

кгс/см²

(Значение и определение величины q см. стр. 20). Суммарное напряжение во втулке

,

[у] = 1000-1500 кгс/см² - для чугунных втулок;

[у] = 2500 кгс/см² - для стальных втулок.

Длина втулки может быть принята равной:

(1,8 - 3,0) D - для четырехтактных двигателей;

(2,8 - 4,25) D - для тронковых двухтактных двигателей.

После определения конструктивных размеров цилиндровой втулки следует рассчитать опасное сечение X-X в опорном фланце от действия силы затяжки шпилек, которая принимается равной

кгс,

где D_f - средний диаметр уплотнительной канавки, см.

После разложения силы P_f на составляющие, определяем напряжения, которые возникают в сечении X-X.

Напряжения изгиба от пары сил Р_f а

кгс/см²

Напряжения растяжения от нормальной силы Р_n,

кгс/см².

Напряжения скалывания от касательной силы P_s,

,

где F=рD₀h - площадь сечения X-X, см²;

- момент сопротивления сечения X-X, см³.

втулка двигатель индикаторный

D₀ - диаметр центра тяжести сечения X-X, см.

Суммарное напряжение в сечении X-X

,

[у] = 300 - 500 кгс/см² - для чугунных втулок;

[у] = 600 - 800 кгс/см² - для стальных втулок.

Уплотнительная канавка шириной b проверяется на удельное давление

 кгс/см²

Опорный бурт фланца шириной с проверяется на смятие:

кгс/см².

Список использованной литературы

1. Куприянов Д.Ф., Теория судовых двигателей внутреннего сгорания. Изд-во «Речной транспорт», 1962 г.

2. Ваншейдт В.А., Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей. Изд-во «Судостроение», 1969 г.

3. Миклос А.Т., Чернявская Н.Г. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Изд-во «Судостроение», 1971 г.

3. Дизели: Справочник. Изд-во «Машиностроение», 1964 г.

4. Андросов Б.И. и др., Дизели морских судов. Атлас конструкций. Изд-во «Транспорт», 1966 г.

6. Дизели речных судов (атлас конструкций). Изд-во «Транcпopт», 1966 г.

7. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Методическое пособие к курсовому проектированию для учащихся мореходных училищ ММФ. Изд-во «Транспорт», 1966 г.

8. Справочник судового механика. Изд-во «Транспорт», 1965 г.

Размещено на Allbest.ru