Опис двигуна 7S60MC-C та його систем

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. опис двигуна 7S60MC-C та його систем

7S60MC-C - двотактовий малообертовий двигун фірми MAN B&W, потужністю 15785 кВт. Частота обертання становить 105 хв^-1. Габаритні розміри двигуна: довжина 8995 мм, ширина 3768 мм, висота 10825 мм. Маса двигуна - 410 т. Діаметр циліндра - 600 мм, хід поршня - 2400 мм. Витрата палива - 170 г/(кВт·год).

Фундаментна рама двигуна спрощеної коробчатої форми - сталева суцільнозварна, кріпиться до фундаменту корпусу судна болтами на сталевих клинах. Поперечні опори - сталеві литі з отворами для виходу анкерних зв'язків. Тонкостінні сталеві вкладиші рамових підшипників залиті білим металом (бабітом). У кормовій частині піддона фундаментної рами є отвір, закрите сіткою, для зливу мастила з картера в циркуляційну масляну цистерну, розташовану під двигуном у подвійному дні корпуса судна. З корми двигуна є відсік приводів з вбудованим упорним підшипником.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.1 Фундаментна рама

Станина - сталева суцільнозварна з вхідними дверима в кожен відсік циліндрів і відсік приводів з боку управління. Відсік приводів має двері і з протилежного боку. Запобіжні клапани картера (6 одиниць) розташовані у верхній станини з боку газовихлопу і 1 - з носового торця. Кожен циліндр має по 4 сталевих направляючих крейцкопфа, приварених до конструкції станини.

Втулка циліндра - суцільнолита, виготовлена ??з модифікованого чавуну. У нижній її частині є 30 продувних вікон. Як і в двигунах фірми більш ранніх модифікацій, масивний бурт вірніше частини втулки має свердління для проходу охолоджуючої води з зарубашечного простору в кришку циліндра. Смазка циліндричної втулки забезпечується за допомогою 2-х рядів отворів циліндричної мастила у верхній частині втулки. З боку дзеркала кожен отвір має роздавальні канавки.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.2 Втулка циліндра

Кришка циліндра - сталева лита, колпачкового типу, зі свердлінням для проходу охолоджуючої води. У кришці розташовані 2 форсунки, вихлопний клапан, індикаторний кран і запобіжний клапан. Кришка кріпиться до блоку циліндра за допомогою гідравлічного кільця на 16 шпильках, що проходять через порожнисту сорочку охолодження верхній частині втулки.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.3 Кришка циліндра

Поршень має сталеву головку і укорочену чавунну спідницю. У поршні розміщені 4 компресійних кільця, в спідниці - 2 красномідних приработочних паска. Поршень охолоджується маслом, яке підводиться і відводиться за допомогою свердління в поперечині крейцкопфа і сталевої трубки усередині штока. Поршень виготовлено із хромо-молібденової сталі.

Рис. 1.4 Поршень

Крейцкопф - 2-сторонній, з 4-ма повзунами, залитими білим металом. Поперечина сталева кована зі просверленимим каналами для проходу масла. До поперечини кріпиться різьбовим з'єднанням підп'ятник штока поршня, коліно телескопа підведення змащення і зливна труба масла охолодження поршня.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.5 Крейцкопф

Шатун виготовляється у вигляді сталевої виливки з наступним куванням і механічною обробкою. Верхня головка - безвильчатого типу, верхня і нижня головки - невід'ємні. Вкладиші головного і мотильового підшипників мають тонкостінні сталеві вкладиші, залиті білим металом. Усередині шатун має свердління для проходу мастила від головного до мотильового підшипника.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.6 Шатун

Шатун має порівняно короткий стрижень, що сприяє зменшенню загальної висоти двигуна.

Колінчастий вал - сталевий полузіставний, кривошипи литі, рамові шийки запресовані. З носа двигуна на валу є поршень демпфера осьових коливань. Тут же насаджена однорядна зірочка для приводу допоміжних валів з ??урівноважуючимим балансирами. З корми двигуна до колінчастого валу кріпиться 2-рядна зірочка привода розподільного вала. Упорний гребінь з упорним підшипником розміщений у відсіку приводів.

Розподільний вал приводиться 2-рядним 4-дюймовим ланцюгом. Дві проміжні зірочки використовуються для розміщення балансирів - таких же, як і з носа двигуна, для урівноваження моментів від сил інерції 11 порядку. Від розподільного валу наводиться валик лубрикаторами циліндричної мастила і регулятор частоти обертання.

Рис. 1.7 Розподільний вал

З кормового торця до розподільного валу кріпиться валик повітророзподільника. Кулаки паливо і газорозподілу і сполучні фланці ділянок розподільного валу насаджені гарячепрессовою посадкою.

Двигун має загальноприйняту систему пуску, що включає в себе головний пусковий клапан, пускові клапани циліндрів і золотниковий повітророзподільник. При реверсі двигуна реверсують тільки повітророзподільник і штовхачі ПНВТ (за допомогою актуаторів на кожному насосі).

Блок циліндрів зібраний в єдиний моноблок на прізонних болтах з окремих литих чавунних блоків. У кожен блок запресована складова циліндрова втулка, складаючись з 2-ух частин з роз'ємом вище верхнього рівня блоку циліндра. Обидві частини втулки виробляються з модифікованого чавуну. У верхньому бурті нижній частині втулки просверлені отвори для 8 штуцерів циліндричної смазки. Верхня частина втулки зовні закрита пустотілою чавунною сорочкою охолодження. В районі камери згоряння втулка має косі свердління для проходу охолоджуючої води. Ущільнення втулки забезпечується: у нижній частині - 4-ма гумовими кільцями, у верхній частині в районі сорочки охолодження - 2-ма гумовими кільцями (по одному зверху і знизу сорочки). Ущільнення посадкового місця між втулкою і блоком забезпечується притиранням посадочних місць (без прокладок) між втулкою і кришкою - ущільнювальним кільцем з м'якого заліза. Перепуск охолоджуючої води з блоку в сорочку охолодження здійснюється по 4-м перепускним патрубкам ("жабам"), з сорочки в кришку циліндрів - по таким же перепускним трубкам.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.8 Блок циліндрів

Сальник штока поршня по зовнішньому діаметру ущільнюється одним гумовим кільцем. Ущільнення штока - за допомогою грязьового кільця 1, 2 складових ущільнювальних і маслоз'ємних кілець 4, стягнутих пружинами. Всі кільця виготовлені з бронзи.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.9 Сальник

Вихлопний клапан має чавунний литий корпус шпиндель з імпеллера для провертання потоком газів, охолоджуване сідло. Охолоджуюча вода по свердлінням в кришці проходить через свердління в сідлі близько від посадкового пояса, потім прямує в порожнину охолодження корпусу клапана і виходить з верхньої точки корпусу в відливну трубу. Посадочні пояски шпинделя і сідла наплавлені стеллітом. Відкривається клапан гідравлічним поршнем, закривається пневматичним поршнем. Кріпиться клапан до кришки за допомогою 4-х шпильок.

Рис. 1.10 Вихлопний клапан

Кожен циліндр обладнаний випускним клапаном, розташованим в центрі кришки і кріпиться чотирма шпильками з гайками поворот і затиск, який виробляється гідравлічними гайковертом з певним зусиллям.

Анкерні болти двигуна (16 одиниць) - сталеві складові, складаються з 2-ух частин, стягують воєдино блок, станину і фундаментну раму. Гайки анкерних болтів затягуються гідравлічно на 900 бар.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.11 Анкерні болти

Двигуни модельного ряду МС - перші двигуни компанії MAN B&W з прямоточно-клапанною продувкою. Потік повітря рухається вздовж вісі циліндру з чистим витісненням продуктів згоряння без значного перемішування їх з повітрям. Завдяки якісній організації процесу газообміну двигуни з такою схемою продувки мають найменші значення коефіцієнту залишкових газів.

Тангенціальне розташування вікон в плані забезпечують закручення потоків повітря, що поступає в циліндр і їх гвинтоподібний рух від продувних вікон до випускних клапанів. Тангенціальний обертальний рух зберігається до кінця стиснення і сприяють покращенню сумішоутворення.

Завдяки ефекту чистого витіснення газів, якісна очистка циліндрів досягається навіть при незначному коефіцієнту надлишку повітря (1,45…1,55).

Застосування випускних клапанів при створення сучасних МОД дозволяє підбирати найвигідніші фази газорозподілу і керувати ними за допомогою мікропроцесорної техніки на всьому діапазоні робочих навантажень.

Двигун має ізобарну систему наддуву (з постійним тиском). При зменшенні навантаження приблизно до 25% підключають електроповітродувки. Клапанні коробки у повітряному ресивері тут використовують для попередження витрат продувного повітря при роботі двох електроповітродувок, які вмикаються автоматично. Повітряний ресивер не має герметичних перегородок, які відділяють порожнину кожного циліндру, як це було виконано на МОД попереднього покоління при використання під поршневих порожнин у якості другого ступеня наддува.

Паливна система розрахована на роботу дизеля як на дизельному, так і на важкому паливі. З паливної цистерни паливо підводиться до одного з насосів, який подає паливо під тиском 4 бар до сторони низького тиску паливної системи. Після цього паливо поступає до одного з двох електричних циркуляційних насосів, а від нього через підігрівач, регулятор в'язкості, фільтр і до паливних насосів.

Паливо з цистерни від форсунок і насоса через трубу вторинного палива перепускається назад до сторони всмоктування циркуляційного насосу.

Для підтримання постійного тиску в головній магістралі на вході паливних насосів продуктивність і подача циркуляційного насоса перебільшує кількість палива, яке використовує двигун. Крім того, встановлюється підпружинений байпасний клапан, який функціонує як перепускний між входом до ПНВТ і повертанням палива і, таким чином, підтримує постійний тиск у прийомному паливному трубопроводі. Для того, щоб підтримувати рівномірний потік підігрітого палива через паливні насоси, корпуси і форсунки на всіх навантаженнях (включаючи зупинений двигун), на виході з форсунок встановлюється золотник і дросельний отвір.

Завдяки «вбудованій» циркуляції підігрітого палива, може підтримуватися робоча температура паливних насосів і форсунок навіть тоді, коли двигун зупинено. Відповідно, немає необхідності переходити на дизельне паливо при заходах в порт, якщо циркуляційний насос продовжує працювати і зберігає підігрів циркулюючого палива. Якщо при довготривалій зупинці необхідно відключити циркуляційний насос або підігрів, то з паливної системи попередньо треба злити важке паливо.

Система паливоподачі високого тиску має ПНВТ золотникового типу з регулюванням по кінцю подачі, з VIT-циліндром, і 2 голчастих неохолоджуваних форсунки з одностороннім розпилом палива на кожен циліндр. Конструкція паливної апаратури дозволяє працювати на всіх режимах експлуатації тільки на високов'язких залишкових паливах, без використання дизельного палива.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.12 ПНВТ Рис.1.13 - Форсунка

Об'єднана масляна система. Підшипники розподільного вала, а також штовкачі паливних насосів і випускних клапанів, що змащуються від головних масляних насосів. Приводи випускних клапанів отримують масло з головної системи змащувального масла. Для підвищення тиску на вході в приводи випускних клапанів можуть бути передбачені бустерні насоси. Від підшипників, штовхачів і приводів випускних клапанів масло стікає в піддони корпусів підшипників, де підтримується необхідний рівень змащування робочих поверхонь шайб. Звідти масло стікає назад до стічної цистерни.

Системи циркуляційної смазки колінчастого валу і розподільного валу роздільні. Насоси мастила колінчастого вала (2 одиниці) - відцентрового типу, з електроприводом. Мастило подається до двигуна по 2-ум трубах: від нижньої труби - на змазку рамових і упорного ??підшипників і на відсік приводів, від верхньої - до телескопів на змащення головних, крейцкопфних і мотильового підшипників і на охолодження поршнів. Мастило підшипників розподільного вала та живлення гідравлічної системи відкриття вихлопних клапанів забезпечується автономною системою з 2-ма гвинтовими насосами з електроприводом.

Циліндрова смазка включає в себе лубрикатори з 8 точками мастила на кожному циліндрі з подачею масла на кожному ході поршня.

Система забортної охолоджуючої води. Забортна вода приймається з кінгстона насосом забортної води. Потік води розділяється на окремі гілки: до охолоджувача масла, охолоджувача прісної води на допоміжні двигуни. Забортна вода згодом знову змішується і поступає до терморегулятора з трьохходовим клапаном і на клапан зливу води за борт. Терморегулятор встановлюється датчиком температури, що встановлений в прийомній трубі забортної води. Терморегулятор відрегульовано таким чином, щоб вода у прийомному патрубку насоса підтримувалась на рівні вище 10^оС з метою попередження загущення змащувального масла на холодних поверхнях охолодження. Якщо температура на вході падає нижче встановленого рівня, терморегулятор здійснює рециркуляцію води до всмоктуючого трубопроводу насоса забортної води. В центральній системі водяного охолодження центральний насос охолоджуючої води перекачує прісну воду низькотемпературного контуру (центральну охолоджуючу воду) по контуру охолодження.

В двигун подається наддувочне повітря від турбонагнітача, який розташований на стороні випуску. Випускний газ приводить у дію турбіну турбонагнітача, а через загальний вал турбіна приводить компресор. Компресор забирає повітря з машинного відділення через повітряні фільтри. З компресора повітря проходить через трубку наддувочного повітря в охолоджувач. Труба наддувочного повітря з компенсатором ізольована і покрита всередині матеріалом для зниження рівня шуму. Повітроохолоджувач розроблено так, що він відділяє конденсат від повітря. Повітря нагнітається в ресивер продувочного повітря через блок клапанів, які встановлені внизу ресивера. Блок клапанів має кілька безповоротних клапанів, які відкриваються під тиском повітря від турбонагнітача. З продувочного ресивера повітря надходить в циліндр через продувочні вікна, коли поршень знаходиться у нижньому розташуванні. Коли випускні клапани відкриті, випускний газ нагнітається в загальний колектор випускних газів, звідки газ поступає до турбіни турбонагнітача при постійному тиску.

Рис. 1.14 Двигун MAN B&W 7S60MC-C

2. Моделювання робочого циклу двигуна типу 8ЧН 25/34

2.1 Вимоги до проектованого двигуна

Для забезпечення економічності потрібно звернути увагу на всі параметри, що впливають на витрату палива і мастила.

Крім відпрацьовування параметрів робочого циклу двигуна, що забезпечують високий механічний ККД, необхідно раціонально сконструювати системи двигуна, вибрати оптимальний режим охолодження тощо.

Надійність двигуна забезпечується раціональною конструкцією, відсутністю погрішності в розрахунках, особливо на міцність. Повинні бути враховані умови роботи двигуна, що можуть виникнути в процесі експлуатації. Припустимий рівень шуму і вібрації забезпечується установкою глушителів шуму, конструктивними заходами зниження шуму у вузлах двигуна. Токсичність вихлопних газів двигуна знижується при правильному виборі параметрів згоряння палива, кута випередження подачі палива, коефіцієнта надлишку повітря.

Зниження токсичності парів палива й мастила забезпечується надійною конструкцією паливної і масляної системи. Надійність і безвідмовність системи пуску впливає на рівень надійності двигуна.

При конструюванні варто забезпечити, легкий доступ до основних вузлів двигуна, максимально забезпечити взаємозамінність деталей, забезпечити вільний демонтаж поршня із шатуном через циліндр.

Двигун не повинний бути захаращений трубопроводами, по можливості потрібно уникати навішаних деталей там, де їх можна розташувати окремо. Таким чином, при сукупності конструктивних рішень, ретельного доведення двигуна на іспитах і в процесі експлуатації, можна створити дизель, що стоїть на рівні найвищих сучасних вимог.

Застосування двигуна в складі дизельної електростанції обумовлює такі параметри, як частота обертання і потужність, вимоги до системи регулювання частоти обертання, особливо жорсткі, тому що необхідно забезпечити згоджену роботу на всіх режимах експлуатації.

2.2 Методика розрахунку робочого циклу двигуна

Розрахунковий цикл поршневого двигуна внутрішнього згоряння значно відрізняється від ідеальних циклів. В розрахунковому циклі двигуна внутрішнього згоряння змінюється кількість робочого тіла, його состав і фізичні властивості. Внаслідок кінцевої швидкості згоряння та дисоціації продуктів згоряння прихована в паливі хімічна енергія виділяється не миттєво. В процесі розширення проходять догоряння палива та відновлення дисоційованих газів, з виділенням тепла. В розрахунковому циклі робоче тіло не можна приймати з постійними теплоємностями, так як температура та состав газів в циліндрі значно змінюються. В розрахунковому циклі також маються теплові та аеродинамічні втрати.

Крім розрахункового треба розглядати ще дійсний цикл, котрий здійснюється в працюючому двигуні і в наступний час не може бути точно описаним із за недосконалості розрахункових методик та складності процесів, що протікають в ньому. Чим більш досконала методика теплового розрахунку, тим більш ближче розрахунковий цикл до дійсного.

В даному дипломному проекті використовується класична методика теплового розрахунку, розроблена В. І. Гріневецьким і далі вдосконаленого Є. К. Мазінгом.

Метод теплового розрахунку заснований на загально відомих положеннях термодинаміки та термохімії, достатньо повно охоплює сутність теплових явищ, що протікають в робочому циліндрі і представляє собою інженерне аналітичне дослідження.

На його основі можливо:

- кількісно оцінити ці явища як при проектуванні так і при дослідженіi побудованого двигуна;

- дати уяву про основнi параметри циклу та фактори, що впливають на

процеси робочого циклу;

- визначити розрахункові значення параметрів стану робочого тіла в характерних точках розрахункового циклу, а також ефективні показники, що характеризують роботу двигуна в цілому.

Метод забезпечує достатню задовільну для практики точність розрахунків, не дивлячись на те, що цикл, що проходить в двигуні описується найпростішими термодинамічними процесами і вводиться ряд опитних коефіцієнтів, які оцінюють реальні умови протікання робочих процесів в двигуні.

Розрахунок робочого циклу зроблений за допомогою персонального комп'ютера в програмі Маtсаd.

2.3 Обґрунтування вибору основних параметрів робочого циклу двигуна

двигун робочий цикл охолодження

Температура навколишнього повітря Т₀. Приймаємо Т₀ = 2933 К (стандартні умови застосування).

Тиск навколишнього повітря р₀. В усіх випадках варто приймати р₀ = 0,103 МПа (стандартні атмосферні умови).

Ступінь стиску е. При призначенні ступеня стиску варто враховувати розміри циліндра і спосіб сумішоутворення. При нерозділеній камері згоряння для МОД е = 11…15. Приймаємо е = 13,5.

Коефіцієнт надлишку повітря б. Цей коефіцієнт також залежить від розмірів циліндра і способу сумішоутворення. Цей параметр при підвищенні зменшує питому витрату пального, водночас зменшуючи середній ефективний тиск та потужність. Відповідно його слід підбирати з кількох спроб розрахунку з урахуванням одночасного досягнення заданої потужності і найкращої можливої економічності. Вибір остаточного значення б робиться з вибором оптимального значення П_k. З урахуванням переліченого встановлюємо б = 2,7.

Показник адіабати повітря k_в = 1,4.

Механічний ККД турбіни з_t.m = 0,95.

Адіабатний ККД турбіни з_т.ад = 0,81.

Коефіцієнт залишкових газів г_г. Вплив на значення цього коефіцієнту завдають тип двигуна, особливості повітропостачання і газообміну.У МОД г_г=0,02-0,08. Приймаємо г_г = 0,04.

Коефіцієнт використання теплоти в точці z (о_z), та в точці b (о_b). Ця величина змінюється в широких межах і залежить від ступеня досконалості двигуна. Найкраще ці величини призначити після аналізу теплового балансу двигунів, близьких до проектованого. Для МОД і СОД о_z=0,75-0,94; о_b=0,86-0,98. Приймаємо о_z = 0,94; о_b = 0,98.

Ступінь підвищення тиску при згорянні л. Для високо форсованих двигунів л = 1,3…2,0 [1]. Для МОД л=1,15-1,35. Приймаємо л = 1,2.

Підігрів заряду від стінок циліндру ДТ_а. Ця величина складає: (5 - 45) К ? для ДВЗ з наддувом та (10 - 20) К ? для ДВЗ без наддуву.

Приймаємо ДТ_а = 10 К.

Коефіцієнт скруглення індикаторної діаграми ж. Величину цього коефіцієнту вибирають на підставі дослідних даних, звертають на тип двигуна та особливості системи газообміну. Приймаємо ж = 1.

Зменшення тиску у повітроохолоджувачі ДР_ох. Повітроолоджувач представляє собою опір на шляху повітря, тому у ньому відбувається зменшення тиску повітря. Приймаємо ДР_ох = 0,005 МПа.

Температура залишкових газів Т_r. Для двигунів такого типу Т_r знаходиться у межах 600…900 К. Приймаємо Т_r = 600 К.

Хімічний склад палива. Розрахунок проводиться для двигуна, який працює на HFO ( heavy fuel oil) - важкому паливі. Масовий склад пального:

Вуглець - С = 0,87 кг;

Водень - Н = 0,126 кг;

Сірка - S = 0 кг;

Кисень - О = 0,004 кг.

Нижча теплота згоряння палива Q_нд. Для дизельного пального приймаємо Q_н^д = 42700 кДж/кг.

Коефіцієнт тактності Z. Це кількість робочих ходів поршня за один оберт колінчатого валу. Z = 1.

2.4 Розрахунок робочого циклу

2.5 Розрахунок та побудова індикаторної діаграми

Розрахункову індикаторну діаграму будують по даним розрахунку робочого циклу. Надалі ця діаграма є вхідними даними для динамічного розрахунку та розрахунку на міцність двигуна. Побудову діаграми виконують аналітичним способом, так як графічні методи побудови дають великі похибки.

Ординати точок політропи стиснення та розширення обчислюють за наступними формулами:

для процесу стиснення:

- для процесу розширення:

де v/v_c = ?_x - відношення об'ємів, яке представляє собою поточне значення ступеня стиснення.

Для розрахунку та побудови індикаторної діаграми необхідно ввести наступні дані:

Показник політропи стиснення n1	1,362
Показник політропи розширення n2	1,289
Тиск кінця стиснення pc, МПа	12,69
Максимальний тиск згоряння pz, МПа	15,228
Ступінь попереднього розширення с	1,647
Ступінь стиснення ?	13,5

Таблиця 2.1

Результати розрахунків для побудови індикаторної діаграми

V/Vc	pст	pрозш
1,00	15,23
1,00	12,69	15,23
1,65	6,43	15,23
2,24	4,23	10,25
2,83	3,07	7,57
3,42	2,37	5,93
4,02	1,91	4,82
4,61	1,58	4,04
5,20	1,34	3,46
5,80	1,16	3,01
6,39	1,02	2,65
6,98	0,90	2,37
7,57	0,81	2,13
8,17	0,73	1,93
8,76	0,66	1,77
9,35	0,60	1,62
9,94	0,56	1,50
10,54	0,51	1,39
11,13	0,48	1,30
11,72	0,44	1,21
12,31	0,42	1,14
12,91	0,39	1,07
13,50	0,37	1,01
13,50		0,37

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2.1 Індикаторна діаграма

3. РОЗРАХУНОК ДИНАМІЧНИХ ЗУСИЛЬ ДІЮЧИХ У КШМ

Мета даного розділу полягає у перевірці міцності основних деталей системи руху (поршень, поршневий палець, шатун, колінчатий вал та втулка циліндру), при навантаженнях, які характерні для спроектованого двигуна. Перевірка проводиться за даними розрахунку робочого циклу і динамічного розрахунку.

3.1 Розрахунок динамічних зусиль діючих в КШМ

При вивченні динамічних явищ у ДВЗ у першу чергу розглядають сили від тиску газів Р_г і сили інерції Pj. Сумарна сила є рушійна сила:

Рруш = Pг + Pj.

При повороті колінчастого валу сумарна сила може бути розкладена на складові (Рисунок 3.1)

Рис. 3.1 Схема сил, що діють у кривошипно-шатунному механізмі

Припустимо, що сумарна сила Р_руш давить вниз на поршень і лінія дії збігається з віссю циліндра. Розкладемо цю силу на дві складові, одну з яких Q направимо по осі шатуна, іншу N перпендикулярно осі циліндра. Бічна сила N притискає поршень до тієї чи іншої стінки циліндра

N = Р_руш · tg ??

Сила Q діє по шатуну, чи розтягуючи стискаючи його, і передається на шатунну шийку кривошипа:

Q = Рруш /cos ?.

Перенесемо силу Q по лінії її дії і допустивши, що вона прикладена до кривошипа, повторимо операцію розкладання. У той же час опори двигуна сприймають перекидаючий момент

М_пер = -N · h

де h = г· sin(?+ B)/sin в

Перекидаючий момент у точності дорівнює моменту, що крутить, зі зворотним знаком

У результаті дії на опори двигуна перекидаючого моменту в них розвивається рівний йому і протилежний за знаком реактивний момент.

Напрямку сил і моменту, що крутить, по годинній стрілці прийнято вважати позитивними. Зворотні ним - негативними.

Для одержання кількісних величин сил, що діють у КШМ, використовують індикаторну діаграму, за допомогою якої визначають силу тиску газів при будь-якому положенні кривошипа, і аналітичні залежності для визначення сил інерції. Силу інерції, що діє на поршень, знаходять на підставі рівняння другого закону Ньютона:

Pj=-m_sj·а

Як масу m_s беруть масу всіх деталей, що разом з поршнем роблять зворотно-поступальний рух.

Аналіз виконаних конструкцій ДВЗ показує, що на частку маси, віднесеної до осі поршневого пальця, приходиться 0,25-0,33 загальної маси деталей групи шатуна, а 0,75 - 0,67 приходиться на частку маси, що робить обертальний рух разом із кривошипом. Таким чином, сила інерції деталей, що рухаються разом з поршнем,

Pj = - m_s· rщ² (cos ц +л cos2 ц).

де m_s - маса деталей групи поршня і частина маси деталей групи шатуна, віднесена до осі поршневого пальця.

Задача даного розділу є визначення сил, що діють у КШМ, а також побудова графіків зміни цих сил по куту повороту колінчатого валу.

Таблиця 3.1

Вхідні дані по розрахунку діючих зусиль

Діаметр поршня	м	D	0,6
Частота обертання КВ	хв-1	n	105
Максимальний тиск згоряння	МПа	Рz	15,228
Тиск на початку стиску	МПа	Pa	0,373
Тиск наддуву	МПа	Pk	0,364
Тиск залишкових газів	МПа	Pг	0,357
Кривошипно-шатуне відношення		?	0,45
Маса деталей, що рухаються возвратно-поступово	кг	m	4000
Радіус кривошипа	м	r	1,2
Ступінь стиснення		?	13,5
Показник політропи стиснення		n1	1,365
Показник політропи розширення		n2	1,289
Ступінь попереднього розширення		?	1,647
Кількість циліндрів		i	7

Розрахунок виконаний за допомогою програми Excel і представлений в таблиці 3.1-3.2. За даними розрахунку будуються діаграми зображені на рис. 3.2, 3.3.

Таблиця 3.2

Результати динамічного розрахунку

??	Pr	Pj	Pdv	N	Z	T
180	0,3730	1,1283	1,5013	0,0000	-1,5013	0,0000
195	0,3775	1,1821	1,5596	-0,1825	-1,5537	-0,2274
210	0,3921	1,3150	1,7072	-0,3907	-1,6738	-0,5152
225	0,4202	1,4506	1,8708	-0,6162	-1,7586	-0,8871
240	0,4682	1,4873	1,9555	-0,8031	-1,6733	-1,2919
255	0,5484	1,3304	1,8788	-0,8723	-1,3288	-1,5890
270	0,6842	0,9232	1,6073	-0,7764	-0,7764	-1,6073
285	0,9242	0,2685	1,1928	-0,5538	-0,2262	-1,2954
300	1,3791	-0,5642	0,8149	-0,3347	0,1176	-0,8731
315	2,3242	-1,4506	0,8736	-0,2878	0,4143	-0,8212
330	4,4689	-2,2382	2,2307	-0,5106	1,6766	-1,5575
345	9,0328	-2,7810	6,2518	-0,7314	5,8494	-2,3246
360	13,0201	-2,9746	10,0455	0,0000	10,0455	0,0000
375	15,2280	-2,7810	12,4470	1,4563	11,6459	4,6282
390	10,5538	-2,2382	8,3156	1,9032	6,2499	5,8060
405	5,6924	-1,4506	4,2417	1,3972	2,0114	3,9873
420	3,4772	-0,5642	2,9130	1,1964	0,4204	3,1209
435	2,3828	0,2685	2,6513	1,2310	-0,5028	2,8796
450	1,7937	0,9232	2,7168	1,3124	-1,3124	2,7168
465	1,4554	1,3304	2,7859	1,2934	-1,9704	2,3562
480	1,2536	1,4873	2,7409	1,1257	-2,3454	1,8108
495	1,1318	1,4506	2,5824	0,8506	-2,4275	1,2246
510	1,0604	1,3150	2,3755	0,5437	-2,3290	0,7169
525	0,5230	1,1821	1,7051	0,1995	-1,6986	0,2486
540	0,3730	1,1283	1,5013	0,0000	-1,5013	0,0000

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

4. РОЗРАХУНОК поршня робочого циліндру на міцність

Розрахунок деталей кривошипно - шатунного механізму проводимо за допомогою програми розробленої на кафедрі ДВЗ.

Розрахунок деталей кривошипно - шатунного механізму проводимо за допомогою програми розробленої на кафедрі ДВЗ.

Рис. 4.1 Розрахункова схема поршня

СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ

1. Истомин П.А. Динамика судовых двигателей внутреннего сгорания. Л.: Судостроение. 1964.

2. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей. Под редакцией Орлина А.С., Круглова М.Г. М.: Машиностроение. 1983.

3. Ваншейдт В. А. Конструирование и расчёты прочности судовых дизелей. Л.: Судостроение. 1969.

4. Дизели. Справочник. - Л. Под редакцией Ваншейдта В.А.: Машиностроение. 1977.

5. Фомин Ю.А., Горбань А.И. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судостроение, 1989. 343 с.

6. Возницкий И.В. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Том 1. СПб.: Моркнига, 2007. 284 с.

Размещено на Allbest.ru

...