Прототип двигателя 8Ч 33/48(8NVD 36)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

В настоящее время в России судовые дизельные двигатели производят 10 предприятий Интернет-ресурс, а также несколько десятков предприятий специализируется на производстве комплектующих. С точки зрения правового статуса практически все дизелестроительные предприятия акционированы в виде открытых акционерных обществ, которые на протяжении многих лет ведут обособленную деятельность, стараясь выжить в условиях общей стагнации промышленности.

К сожалению, часть из них не выдержали потери заказов и прекратили свое существование: бывший завод Нобеля ОАО «Русский дизель» (главные двухтактные среднеоборотные двигатели собственной конструкции мощностью 3440, 4700 и 6305 кВт при n=640-900 об/мин, двигатели по лицензии фирмы MAN мощностью 450-1800 кВт при n=900-1000 об/мин и двигатели по лицензии фирмы Semt-Pielstik мощностью 2868, 3330 кВт при n=520, 550 об/мин) и построенный в 80-90-е годы ОАО «Ленинградский дизельный завод» (среднеоборотные двигатели по лицензии фирмы Wдrtsilд мощностью 580-7380 кВт при n=720-1000 об/мин). Кроме того, среднеоборотные дизели в доперестроечное время производил также и ОАО «Первомайскдизельмаш» (Украина дизели типа ЧН25/34).

Поэтому в России в настоящее время с уходом вышеперечисленных предприятий образовалась свободная ниша на рынке мощных среднеоборотных дизелей. Здесь активно работают ОАО «РУМО» и ОАО «Коломенский завод», но у последнего приоритетным направлением являются тепловозные дизели типа Д49.

Российские дизелестроительные заводы производят судовые двигатели в очень узких диапазонах и ориентированы на определенный круг потребителей. Так, семь из десяти заводов выпускают дизели в диапазоне от 500 до 1500 кВт. Только три завода (БМЗ, КТЗ и Звезда) имеют более широкий диапазон, но не покрывающий в полной мере потребности судостроения. В тоже время успешные зарубежные фирмы (MAN, Wдrtsilд и др.) выпускают двигатели различной размерности в диапазоне мощностей от нескольких единиц до десятков тысяч кВт, образующих типоразмерные ряды, в которых объединены унифицированные по конструкции модификации (от нескольких десятков до нескольких сотен), отличающихся числом цилиндров, частотой вращения, уровнем форсирования, комплектацией и др. Это позволяет, в отличие от Российских компаний, существенно расширить номенклатуру разрабатываемых модификаций двигателей, поднять количественный выпуск, ускорить процесс разработки новых двигателей и использовать их в качестве силовой установки на любом промышленном или транспортном объекте.

В настоящее время Россия не может делать четырехтактные дизели мощностью среднеоборотные выше 3700 кВт (главные двигатели больших рыбопромысловых судов, нефтеналивных танкеров, сухогрузов, буксиров и т.д.) высокооборотные в диапазоне от 44 до 118 кВт (вспомогательные двигатели и аварийные дизель-генераторы для судов всех классов и назначений, главные двигатели речных судов) высокооборотные до 5 кВт (двигатели спасательных шлюпок, аварийные дизель-генераторы).

Решение проблемы по среднеоборотным дизелям возможно следующими путями расширением мощностного ряда судовых дизелей на основе реализации концепции двигателей двойного назначения (ДДН) при создании корабельных дизелей агрегатной мощностью 8-10 тыс. л.с. на базе двигателей ОАО «Коломенский завод» размерности ЧН26/26 и агрегатной мощностью 4-5 тыс. л.с. на базе ООО «Уральский дизель-моторный завод») размерности ЧН21/21, разработкой новых типов двигателей, отвечающих современным требованиям: ОАО «Румо» (ЧН22/28), ОАО «Барнаултрансмаш» (серия БМД ЧН15/18), модернизацией существующих конструкций дизелей для применения в судостроении: ООО «УДМЗ» (ЧН21/21), ЗАО «Волжский дизель им. Маминых» (ЧН21/21). В целом достигнутые параметры судовых двигателей1. http://soviet-trawler.narod.ru/pages_r/ussr/tr_raduzhnyy_r.html по экономичности, возможность применения топлив повышенной вязкости, хорошие массогабаритные характеристики и ресурсные показатели позволяют считать целесообразным использование агрегатов с указанными дизелями на судах перспективной постройки.

Российские дизелестроительные заводы не уделяют этому вопросу достаточно внимания, поэтому в настоящее время использование их продукции на судах заграничного плавания становится все более проблематичным (за исключением отдельных марок лицензионных дизелей (БМЗ) и новых разработок (Коломенский завод).

Учитывая широкое применение дизельных двигателей в энергетике отечественных кораблей, флотские организации заинтересованы в постоянном улучшении их технико-экономических показателей, основными из которых являются: топливная экономичность, безотказность, долговечность (ресурсы), ремонтопригодность, простота обслуживания, виброакустические характеристики (ВАХ), масса и габариты, экологическая безопасность.

В последние годы в дизелестроении наблюдаются активные процессы интеграции отдельных предприятий в финасово-промышленные групп

Состояние и развитие транспортной системы имеют для Российской Федерации исключительное значение1. http://soviet-trawler.narod.ru/pages_r/ussr/tr_raduzhnyy_r.html. Транспорт, наряду с другими инфраструктурными отраслями, обеспечивает базовые условия жизнедеятельности общества, являясь важным инструментом достижения социальных, экономических, внешнеполитических и других целей. В современных условиях транспорт является одним из определяющих функциональных факторов повышения темпов экономического роста. Одна из ведущих составляющих транспорта - это водный транспорт.

Сегодня потребность российских судоходных компаний в новых судах различного назначения, в переоборудовании ЭСУ современной дизельной техникой очень велика. Остро стоит вопрос не только возрождения российского флота, но и судостроительных верфей и дизелестроительных предприятий, выпускающих судовые дизельные агрегаты.

Для отечественного судостроения и судоходства небезразлично, какую нишу в мировом дизелестроении занимает и будет занимать Россия, каковы возможности отечественных производителей судового комплектующего оборудования.

В последнее десятилетие мировое судовое дизелестроение продемонстрировало резкий прогресс по всем параметрам технического совершенства дизелей (цилиндровая и агрегатная мощность, уровень форсирования по среднему эффективному давлению и средней скорости поршня, экологические показатели, надежность, микропроцессорные системы регулирования, автоматизации, управления и диагностики и др.).

Судовые дизельные установки имеют следующие положительные особенности. http://soviet-trawler.narod.ru/pages_r/ussr/tr_raduzhnyy_r.html.

1. Описание прототипа, его основных деталей и систем с указанием используемых сортов топлива и масла

прототип двигатель дизель

Двигатели типа NVD- 48 ,NVD- 48U, NVD- 48A2U1. Захаров Г.В.Техническаяэксплуатация судовых энергетических установок- изд.3 исп. и допол.-М.Трас Лит.2013.-320с. имеют цельноблочную конструкцию, с вертикальным рядным расположением цилиндров, четырехтактные, бескомпрессорные, простого действия с водяным охолаждением и струйным распыливанием топлива.

Основные технические характеристики.

Минимально устойчивое число оборотов------------------------------------90.

Число цилиндров-------------------------------------------------------------------8.

Порядок нумерации цилиндров при работе на передний ход-1-3-4-7-8-6-5-2

При работе на задний ход----------------------------------------1-2-5-6-8-7-4-3

Цилиндровая мощность э.л.с. ------------------------------------------------145.

Диаметр цилиндра, мм-----------------------------------------------------------20.

Ход поршня,мм-------------------------------------------------------------------480.

Средняя скорость поршня,м/сек---------------------------------------------- 6.0.

Давление в конце цикла сжатия кг/ смІ-----------------------------------34-45

Максимальное давление горения кг/смІ---------------------------------55- 75.

Средне эффективное давление кг/смІ--------------------------------------7-7,2.

Степень сжатия-----------------------------------------------------------------13-15

Остов двигателя.

Остов двигателя состоит из фундаментной рамы, блока цилиндров и крышек цилиндров.

Фундаментная рама представляет собой чугунную отливку.

Фундаментная рама, является несущей конструкциейДизели ряда NVD-48,NVD-48 A,NVD-48 A2U , и агрегаты. Техническое описание и инструкция по эксплуатации / Под ред. Рожкова С.К. - 4-е изд., перераб. и доп. 6Ч-80 ТО. - М.: Машиностроение, 1981. - 172 с. ,перегорожена поперечными переборками, полукруглые приливы которых образуют постели для нижних вкладышей рамовых подшипников коленчатого вала. Пространство между поперечными переборками являются колодцами для мотылей.

В приливах двух первых переборок со стороны маховика лежат вкладыши упорного подшипника, предохраняющие коленчатый вал от осевого смещения.

Со стороны противоположной маховику, рама двигателя имеет приливы для крепления компрессора, масляного и охлаждающего насосов.

В колодцах фундаментной рамы установлены защитные металлические листы с прорезями, предотвращающие попадание масляной пены и нагара в приёмный трубопровод.

В нижней части по всей длине фундаментной рамы имеются продольные полки, которыми они опираются на судовой фундамент.

Рамовые подшипники состоят из стальных вкладышей. Залитых белым металлом, и чугунных крышек. На внутренней поверхности верхнего вкладыша рамового подшипника имеется кольцевая канавка , по которой подводится масло к холодильникам вкладышей и отверстиям в рамовых шейках коленчатого вала. В кольцевую канавку верхнего вкладыша масло подводится через сквозное отверстие в верхней части вкладыша. В это же отверстие вкладыша и в отверстие в крышке подшипника вставляется втулка, которая предотвращает проворачивание вкладышей.

Крышки подшипников крепятся двумя шпильками, ввернутыми в приливы в перегородках фундаментной рамы.

Одногребенчатые упорные подшипники двигателей типа NVD-48 одинаковы по конструкции. Упорный подшипник размещается непосредственно в фундаментной раме между первым и вторым рамовыми подшипниками.

Он служит для передачи через раму двигателя корпусу судна осевого усилия, создаваемого гребным винтом при вращении.

Блок цилиндров.

В нижней части блока двигателей типа NVD-48 со стороны поста управления расположены приливы для крепления подшипников распределительного вала, топливных насосов и других устройств; со стороны выхлопного коллектора предусмотрены приливы для крепления маслоохладителя и масляной цистерны. Для доступа в картер с обеих сторон блока против каждого цилиндра предусмотрены горловины закрывающиеся крышками.

В блоке по количеству цилиндров имеются вертикальные расточки с посадочными поясками, в которые вставляются втулки цилиндров.

В пространстве, образованном рабочей втулкой и блоком, циркулирует охлаждающая вода.

Со стороны маховика блок имеет прилив для крепления кожуха коробки передач к распределительному валу и регулятору. Сверху в блок ввернуты шпильки для крепления крышек цилиндров и ниппели с резиновыми уплотнительными кольцами для перепуска охлаждающей воды из полостей блока в крышке цилиндров.

Втулки рабочих цилиндров отлиты из чугуна Захаров Г.В.Техническая эксплуатация судовых энергетических установок- изд.3 исп. и допол.-М.Трас Лит.2013.-3. В верхней части они имеют бурты, которыми опираются на посадочные пояски в соответствующих выточках блока.

Сопрягаемые поверхности бурта втулки и посадочного пояска в выточке блока шлифуются. По этой поверхности бурты втулок прижимаются к блоку цилиндров с помощью шпилек, ввернутых в верхнюю часть блока, чем и достигается уплотнение зарубашечного охлаждаемого пространства в верхнем поясе.

На боковой поверхности рабочих втулок двигателя имеется в верхней части три направляющих пояска.

В нижней части рабочих втулок двигателя имеется по одному направляющему пояску. В выточках которого располагаются резиновые кольца, уплотняющие нижний пояс.

Крышки индивидуальные для каждого цилиндра отлитые из чугуна.

С боковых сторон крышка имеет приливы, к которым с помощью шпилек присоединяются патрубки всасывающего и выхлопного коллекторов.

Крышка имеет отверстия для размещения форсунки, впускного, выпускного, пускового и предохранительного клапанов.

Кроме того, на крышке двигателя предусмотрено установка клапана для контроля отработавших газов.

Внутри крышка имеет полость для охлаждающей воды, которая поступает в нее из блока через два штуцера и выходит в охлаждающую полость выхлопного коллектора.

Нижняя часть крышки имеет бурт, которым она опирается на торец втулки цилиндра; для уплотнения между буртом крышки и торцом втулки цилиндра ставится отожженная красномедная прокладка.

Водяная полость крышки цилиндров имеет для осмотров четыре лючка.

Коленчатый вал стальной цельнокованый. На коленчатом валу двигателя используемого в качестве главного, между первой и второй рамовой шейкой имеется откованный заодно с валом гребень упорного подшипника. На гребень насажена на шпонке шестерня привода распределительного вала.

У главных двигателейДизели ряда NVD-48,NVD-48 A,NVD-48 A2U , и агрегаты. Техническое описание и инструкция по эксплуатации / Под ред. Рожкова С.К. - 4-е изд., перераб. и доп. 6Ч-80 ТО. - М.: Машиностроение, 1981. - 172 с. со стороны основного отбора мощности к фланцу коленчатого вала сквозными болтами крепится маховик и фланец промежуточного вала.

Маховик фиксируется на фланце призонными болтами. На ободе маховика имеются углубления для проворачивания вала двигателя вручную при помощи специального рычага.

С противоположной стороны к фланцу коленчатого вала двигателя на болтах крепится кривошип, приводящий в движение компрессор, охлаждающий и трюмный насосы; между фланцами вала и кривошипа закреплена шестерня привода масляного насоса. В кривошипе просверлено отверстие диаметром 8мм для подвода масла к бугелю привода компрессора и водяных насосов.

Свободный фланец кривошипа предназначен для присоединения вала отбора мощности.

Для смазки рамовых шеек масло подается через сверления в рамовом подшипнике; для смазки мотылевых шеек масло подается из рамовых подшипников через сверления в щеках и шейках мотыля.

Шатуны двигателя откованы из стали. Стержень шатуна круглого сечения, по оси имеет сквозное сверление для подачи масла к головному подшипнику.

В верхнюю головку шатуна впрессована бронзовая втулка а у двигателей более позднего выпуска стальная втулка, залитая с внутренней стороны свинцовистой бронзой.

Втулка верхней головке шатуна двигателя с наружной стороны снизу до боковых сквозных отверстий имеет канавку для подвода масла по ней и через боковые сверления к холодильникам втулки для смазки трущихся поверхностей втулки и пальца.

Нижняя головка шатуна двигателя выполнена отъемной от стержня шатуна. При этом можно изменять высоту камеры сжатия (степень сжатия), устанавливая стальные прокладки в плоскость разъема; величину масляного зазора предусмотрено изменять путем установки латунных прокладок между верхней и нижней половинами мотылевой головки шатуна, на последних моделях применяются трёхслойные вкладыши. Верхняя и нижняя половины мотылевой головки шатуна крепятся к стержню с помощью двух шатунных болтов.

Передний и задний шатунные болты двигателя отличаются расположения направляющих поясков и не являются взаимозаменяемыми.

С внутренней стороны нижний половины мотылевой головки шатуна двигателя и нижнего мотылевого вкладыша имеется по две полукольцевых канавки; канавки соединяют холодильники и доходят до сквозных сверлений в верхней половине подшипника, по которым масло поступает для смазки трущихся поверхностей мотылевой шейки и подшипника и в сверление в стержне шатуна. Мотылевые подшипники шатунов двигателей всех типов залиты баббитом.

Поршень отлит из мелкозернистого чугуна и имеет с внутренней стороны приливы (бобышки) для размещения в них поршневого пальца, который запрессовывается с натягом и фиксируется от осевого перемещения стопорными кольцами. Поршневой палец изготовлен из стали; поверхность его цементирована и закалена. Для предотвращения возможности попадания масла на донышко поршня и образования на нем нагара, что может послужить причиной перегрева головки поршня, последняя отделена внутренним поперечным ребром с отверстием для осмотра и чистки донышка. Отверстие закрывается заглушкой из листовой стали.

На головке поршня проточены пять канавок, из которых четыре предназначены для копрессионных колец и одна (нижняя) - для маслосъемного кольца. В нижней части поршня проточена еще одна канавка - для второго маслосъемного кольца.

Ниже каждого маслосъемного кольца проточено по одной канавке, которые сообщаются с внутренней полостью поршня сверлениями и служат для отвода масла со стенок цилиндра в картер двигателя.

Кроме того, канавка нижнего маслосъемного кольца сверлениями также соединена с внутренней полостью поршня. В эту канавку ставится маслосъемное кольцо со сквозными прорезями, которые служат для отвода масла через сверление в канавку.

Механизм газораспределения. Механизм газораспределения состоит из клапанно - рычажного механизма, привода к нему и распределительного вала. Клапаны - впускной и выпускной каждого двигателя - имеет одинаковую конструкцию, размеры и величину хода. Тарелки клапанов плоские с рабочей фаской, выполненной под углом 45є. На нижней стороне тарелки имеются глухие прорези для притирки клапана по гнезду. В верхней части шток клапана имеет выточку для установки стопорной разрезной шайбой, в которую упирается тарелка пружины. Каждый клапан прижимается пружиной к расточенному в крышке цилиндра гнезду. Направляющая часть штока движется в чугунной направляющей втулке, запрессованной в крышку цилиндра.

Выпускной клапан изготовлен из жароупорной стали и маркируется буквой А и на последних моделях делается съёмным вместе с корпусом. Впускной клапан изготовлен из обычной низкоголигированной стали и маркируется буквой Е. Клапаны изготовленные на предприятиях, маркируются соответственно ВХ и ВС.

Распределительный вал двигателя

Распределительный вал- стальной, монтируется на подшипниках, запрессованных в гнезда перегородок блока. Выполняется он из двух частей, соединенных между собой в горячем состоянии.

Чтобы не происходило осевого смещения частей вала, последние фиксируются сухарем ,который крепится болтом с пружинным стопором.

На распределительном валу на шпонках установлены комплекты кулачных шайб ( переднего и заднего хода) впускного и выпускного клапанов.

Кулачная шайбатопливного насоса симметрична, имеет на торцах радиально расположенные зубцы.

Со стороны маховика на конце втулки имеет бурт, к которому крепится шестерня привода распределительного вала.

На противоположном конце распределительного вала при помощи специального поводка крепится привод лубрикатора для смазки цилиндров.

Смазка подшипников распределительного вала производится от насоса циркуляционной смазки через отверстия в приливах переборок блок- картера, вкладышах и втулках.

Топливная система

В систему топливоподачи входят расходная топливная цистерна, трубопроводы высокого и низкого давления, топливные фильтры, топливные насосы с приводами и форсунки.

Из расходной топливной цистерны топливо самотеком поступает в сдвоенный топливный фильтр.

Из фильтра очищенное топливо по трубопроводу и подводящему коллектору поступает к топливным насосам высокого давления . Из насосов топливо подается по нагнетательному трубопроводу в расходную топливную цистерну либо могут подводиться в приемный трубопровод.

Внешние потери топлива, происходящие из-за не плотности соединений, из желобка на полке двигателя через сливной трубопровод отводятся в сточную цистерну.

Топливный фильтр сдвоенный, расположен на кронштейнах со стороны насосов двигателя, включен в топливную систему между цистерной расходного топлива от механических примесей. Посредством трехходового крана можно выборочно отключать ту или другую секцию фильтра для чистки без остановки работы двигателя.

Топливный фильтр двигателей типа сетчатый.В корпусе

каждой секции фильтра находится вставка, состоящая из восемнадцати сетчатых элементов.

Регулятор числа оборотов

Для поддержания заданного числа оборотов главные двигатели, работающие с непосредственной передачей на винт, снабжены механическим центробежным всережимным регулятором, а вспомогательные двигатели - механическим центробежным однорежимным регулятором. Регуляторы этих двигателей имеют одинаковую конструкцию основных узлов и отличаются между собой лишь механизмом изменения натяга пружин и рычажным

передачи движения к тяге топливных насосов. О различии этих узлов будет сказано ниже.

Регуляторы числа оборотов двигателей типа NVDсмонтированы в отдельном корпусе, крепятся со стороны маховика и приводятся в действие при помощи червячной передачи от распределительного вал

Пусковая система двигателя

Пусковая система двигателей типа состоит из баллонов сжатого (пускового) воздуха, трубопроводов, главного пускового клапана, пусковых клапанов, пускового золотника, распределительных золотников, поста управления. Пополнение воздухохранителей сжатым воздухом производится компрессором.

Главный пусковой клапан.

На подводящем трубопроводе установлен главный пусковой клапан, при помощи которого осуществляется подвод воздуха к распределительному воздушному коллектору и сброс давления в коллекторе после пуска двигателя

Пусковой золотник.

Пусковой золотник установлен у поста управления и служит для управления открытием и закрытием главного пускового клапана.

Система смазки двигателей типа NVD-48 .

Система смазки циркуляционная, под давлением, осуществляется основным маслонасосом с приводом от главного двигателя или резервным масляным насосом с приводом от электромотора. Масляный насос навешенный, состоит из двух секций: первой- отсасывающей из картера и второй - нагнетающей в систему смазки двигателя. При работе двигателя первая секция насоса забирает масло из картера и через распределительную коробку нагнетает его в цистерну циркуляционного масла, установленную на двигателе со стороны выхлопного коллектора. В случае выхода из строя навешанного на двигатель насоса масляная система может обслуживаться резервным автономным насосом. Подача масла для смазки цилиндров двигателя, компрессора и трущихся деталей регулятора осуществляется плунжерным насосом-лубрикатором, который приводится в движение от распределительного вала.

Система охлаждения

Двигатели типа NVD -48 первого выпуска имеют систему проточного охлаждения заборной водой. Двигатели более позднего выпуска оборудуются системой замкнутого охлаждения пресной водой. Для системы проточного охлаждения забортной водой, как и для системы замкнутого охлаждения пресной водой, для обоих типов двигателей приняты общие принципиальные схемы.

В системе охлаждения заборной водой охлаждающий насос по трубопроводу через кингстон принимает воду из-за борта и подает ее через маслоохладитель и распределительный трубопровод в зарубашечные полости цилиндров, из которых она по патрубкам, расположенным на верхней полости блока цилиндров, переходит в полости охлаждения крышек. Из крышек охлаждающая вода по отливным патрубкам поступает в зарубашечное пространство выхлопного коллектора, откуда по отливному трубопроводу уходит за борт.

На отливном трубопроводе установлен клапан для отвода части нагретой охлаждающей воды к приемному трубопроводу насоса, чем обеспечивается ускоренный прогрев двигателя при пуске.

Количество воды, необходимое для охлаждения двигателя, и ее температура регулируются клапаном на охлаждающем насосе.

Основной вид применяемого топлива в двигателе -ДЛ ,ДЗ по ГОСТ4749-73

Основной вид применяемого масла в двигателе-М10В2

2. Тепловой расчет дизеля в соответствии с прототипом 8NVD 48

Исходные данные

Ne= 627 кВт (853л.с.),

n=6,4с-1(384 об/мин),

z=8,

тип двигателя 4-х тактный без наддува

2.1 Определение параметров в конце процесса наполнения. Точка, а на индикаторной диаграмме

Определяем абсолютное давление в цилиндре в начале сжатия

Ра=1-

С2 - максимальная скорость протекания воздуха через всасывающий клапан

С2 = 1,57

- отношение площади поперечного сечения цилиндра к проходному сечению впускного клапана.

=8 ч 2 для тихоходных двигателей при данном всасывающем клапане. Принимаем = 8

См - скорость поршня (по заданию) См = 6,2 м/сек

С2 = 1,57 * 6,2*8= 77,87 м/сек

Ра = 1 - 6064,05/73000=0,92 кг/см2=0.09МПа

Определяем температуру смеси воздуха и остаточных газов в конце процесса наполнения

Т/0 = Т0 + ДТ

Т0 - 290ч300 - температура в МО. Принимаем 290К

ДТ - повышение температуры воздуха за счет нагревания о стенки впускного тракта Принимаем ДТ = 10К

Т/0 = 290+10=300К

гr - коэффициент остаточных газов

гr =

Тr - температура остаточных газов выбирается по справочной литературе. Принимаю Тr = 750К

Рr - 1.1 кг/см2 =давление воздуха в выпускном тракте

о - степень сжатия; величина ее выбирается близкой к степени сжатия прототипа. Принимаю о = 13,5

При выбранных значениях

гr = =

Температура в конце наполнения

Процесс наполнения характеризуется также и коэффициентом наполнения.

Р0 - атмосферное давление - 1 кг/см2= 0.098МПа

конец наполнения характеризуется давлением Ра = 0,92 кг/см2 =0.09МПа и

Vа = 150 мм представляющих собой полный объем.

Если эти и другие параметры в масштабе изобразить в координатах

Р - V, то получится индикаторная диаграмма расчетного цикла.

Для начало постройки диаграммы (нанесение точки а):

1. выбираю масштаб давления и объемов.

Масштаб давления:m = 1 кгс/см2 = 2 мм.

Масштаб объемов выбираю следующим образом:

полный объем Vа, соответствующий ходу поршня и высоте камеры сжатия проектируемого дизеля , принимается равным 150 мм.

Vа = 150 мм

2.2 Процесс сжатия.

Давление Рс

Рс= Ра оn1

n1 - 1,35ч1,42 - показатель политропы сжатия

Принимаем n1 = 1,375

При ранее выбранных и рассчитанных числительных значениях

Рс = 0,92 13,51,375 = 32,9 кгс/см2 = 3,22 МПа

Полученные значения Рс необходимо сравнить с данными прототипа.

Разница не должна более 5 - 8 кгс/см2

Температура в конце сжатия

Тс = Та оn1-1

Тс = 317 13,51,375-1 = 8410 К

Т.к о = Va/Vc, то Vc = Vа/о

Vс = 150 / 13,5 ? 11 мм

2.3 Определение давление сгорания. ( т.Z)

Процесс сгорания характеризуется степенью повышения давления

л = Рz / Рс

Откуда

Рz = Рz/ = л Рс

л - выбирается по справочной литературев зависимости от оборотности дизеля .Принимаем л = 1,7

Рz/ = 1,7 32,9 = 55,8кгс/см2 = 5,47 МПа

2.4 Определение основных параметров в конце сгорания

Давление до конца сгорания остается неизменным.

Рz = Pz/

Температуру конца сгорания выбирают по справочной литературеДьяченко В.Г. Теория двигателей внутреннего сгорания. - Харьков: ХНАДУ, 2009. - 500 с. в зависимости от оборотности дизеля.

Для: МОД = 1700 - 1800К

СОД = 1800 - 1900К

ВОД = 1900 - 2000К

Принимаю Тz= 1900К

Объем газов в цилиндре в конце сгорания

Vz = сVc

с - степень предварительного расширения.

с = (Тz / Тс) (в / )

в - расчетный мольный коэффициент сгорания.

в = М2 / М1

М2 - количество молей смеси газов после сгорания

М1 - количество молей смеси до сгорания.

М2 = М + гrL

М1 = L(1 + гr)

L - действительное количество воздуха в молях, необходимого для сгорания 1 кг топлива

L = L0

L0 - теоретически необходимое количество воздуха, в молях, для сгорания 1 кг топлива.

L0 =

С,Н,О - компоненты химического состава топлива. Для дизельного топлива можно принять:С = 87% Н = 12,6% О = 0,4%

L0 = к моль / кг

б - коэффициент избытка воздуха; выбирается по справочной литературе в зависимости от быстроходности дизеля.

Принимаю б = 1.8

L = 1.8 0,495 = 0,89 к моль / кг

М - количество молей продуктов сгорания в 1 кг топлива.

М = кмоль / кг

М2 = 0,923 + 0,04 0,89 = 0,957 к моль / кг

М1 = 0,89 (1 + 0,04) = 0.926к моль / кг

в = 0,957 / 0.926 = 1,034

с =

Vz = 1,374 11 = 15,3 мм

2.5 Параметры в конце расширения

Рb = Pz(с / о)n2

n2 - показатель политропного расширения; следует уточнить методом последовательных приближений по формуле

n2 =

Принимаем n2 = 1,287

n2 =

Рb = 56 (1,37 / 13,5)1,287 = 2,95 кгс/ см2 = 0,29МПа

Температура в конце расширения цилиндре дизеля

Тb = Тz (с / о)n2 -1

Тb = 1900 (1,37 / 13,5)1,287 -1 =986К

Температура отработавших газов принимается как у прототипа

tr прототипа = 3600C

Vb = Vа

Степень последующего расширения

2.6 Построение политропы сжатия и расширенияВозницкий И.В., Пунда А.С. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Том 2. - С.-П.: Моркнига, 2008. - 470с. ISBN:9785903080380.

Для построения отрезок Vа делится на десять равных частей и каждая часть обозначается соответственно 0,1 0,2……..0,9 1.

Политропа сжатия делится на основании уравнения политропы

PVn1 - const

которое говорит о том, что в любой точке произведение давления на объем в степени n1 - величина постоянная. 1

Следовательно

РaVan1 = Р0.9V0.9n1 = Р0.8V0.8n1……= Р0,1V0,1n1

Если объем Va принять за 1, то долевые объемы будут соответственно равны

0,9, 0,8…….1

В этом случае

РaVan1 = Р0.9V0.9n1

Ра 1n1 = Р0,9 0,9n1

Р0,9 = Ра (1/0,9)n1

Р0,9 = 0,92(1/0,9)1,38 = 1,1 кгс/см2 =0.108 МПа

Р0,8= 0,92(1/0,8) 1,38= 1,2 кгс/см2=0.117 МПа

Р0,7 = 0,92(1/0,7)1,38= 1,5 кгс/см2=0.147 МПа

Р0,6 = 0,92(1/0,6) 1,38= 1,9 кгс/см2=0.186 МПа

Р0,5 = 0,92(1/0,5) 1,38= 2,4 кгс/см2=0.235 МПа

Р0,4 = 0,92(1/0,5) 1,38 = 3,2 кгс/см2=0.313 МПа

Р0,3 = 0,92(1/0,3) 1,38= 4,8 кгс/см2=0.47 МПа

Р0,2 = 0,92(1/0,2) 1,38 = 8,4 кгс/см2=0.823 МПа

Р0,1 = 0,93(1/0,1) 1,38= 21.8 кгс/см2=2.137 МПа

Политропа расширения строится аналогичным способом с использованием уравнения политропы. PVn2 - conct

Р0,2 = 2,95(1/0,2)1,29 = 23,4 кгс/см2=2.3 МПа

Р0,3 = 2,95 (1/0,3)1,29 = 13,9 кгс/см2=1.37 МПа

Р0,4 = 2,95(1/0,4)1,29 = 9,6 кгс/см2=0.96 МПа

Р0,5 = 2,95(1/0,5)1,29 = 7,2 кгс/см2=0.7 МПа

Р0,6 = 2,95(1/0,6)1,29 = 5,7 кгс/см2=0.55 МПа

Р0,7 = 2,95(1/0,7)1,29 = 4,7 кгс/см2=0.46 МПа

Р0,8 = 2,95(1/0,8)1,29 = 3,9 кгс/см2=0.38 МПа

Р0,9 = 2,95(1/0,9)1,29 = 3,4 кгс/см2=0.33 МПа

Полученные численные значения умножаются на масштаб давлений

(1 кгс/см2) = 2 мм и результаты в мм откладываются на диаграмме.

Рz = 4,96 МПа; Рс = 3,41 МПа; Рв =0.28 МПа; tr = 3500 С

2.7 Индикаторная диаграмма расчетного цикла: определение среднего индикаторного давления

При соединении всех точек на диаграмме прямыми и плавными кривыми

Pi/ =

Pi/= кгс/см2

Pi= 7.59кг/см2 =0.74 МПа

Учитывая поправку на округление острых углов диаграммы, вводится коэффициент полного К, который находится в пределах 0,95 - 0,98

Принимаю К = 0.95

Определяем Pi с учётом коэффициента Pi = 7,59 0.95 = 7.2 кгс/см2 = 0,706 МПа

Полученная величина Pi сравнивается с данными прототипа.

2.8 Определение основных индикаторных и эффективных показателей цикла и его экономичность.

Среднее эффективное давление. Ре = PiЮм

Механический КПД Юм = Ne / Ni

учитывает потери в дизеле на трение и на привод навесных агрегатов. Величина его выбирается по справочной литературе в зависимости от быстроходности проектируемого дизеля.

Принимаю: Юm = 0,85 Ре = 7.21 0,85 = 6,13 кгс/см2= 0,6 МПа

Индикаторный удельный расход топлива.

gi =

Vd - объем воздуха действительно поступающего в цилиндр за один рабочий цикл

Vd = 23,15м3

gi = кг/и.л.с.ч. 1000 = 149 г / и.л.с.ч.

gi = 149 1,36 = 203 г / кВт ч

Эффективный удельный расход топлива.

ge = gi / Юm; ge = 0.149 / 0.85 = 175 г/э.л.с.ч.; ge= 175·1,36 = 239 г/кВт ч.

Индикаторный КПДЮi показывает, какое количество теплоты в дизеле затрачивается на создание всей работы ( полезной и на преодоление трения ), т.е. учитывает только тепловые потери.

Юi = 632,3 / ( giQn)

632,3 - количество теплоты в килокалориях эквивалентное работе 1 л.с. в течении 1 часа. gi - в кг / и.л.с.ч.

Qn - 10000 ккал - низшая теплопроводная способность топлива.

Юi = 632,3 / (0,149 10000) = 0,42

Эффективный КПД дизеля, показывающий какое количество теплоты затрачивается на создание полезной работа, учитывая все потери как тепловые так и механические. Юе = Юi Юm Юе = 0,42 0,85 = 0,36

Величина его является важнейшим комплексным показателем эффективности работы дизеля.

2.9 Конструктивные показатели дизеля

Диаметр цилиндра

D= = 0.327= 327 мм.

Ne - л.с. - по заданию - 853л.с.

Ре - кг/см2 - 6.13кг/см2

См - м/с по заданию -6,2 м/с

Z -число цилиндров - по заданию -8

К - 0,5 -коэффициент тактности

Значение D в соответствии с ГОСТом следует округлить.

Принимаю: D = 330мм

Ход поршняS

n - 384 об/мин - по заданию

S = м = 484 мм

Принимаем S = 480 мм

Отношение - не должно выходить за пределы:

для МОД 1,4 - 2,5 1,39

Получившаяся мощность проектируемого дизеля

Ne = 52,3D2PeCм zk

Ne = 52,3 0,34526,136,2 8 0,5 = 947л.с. = 696 кВт

Отклонение величины получившейся мощно

(Допустимое отклонение должно составлять не более 3%,)

• 100% =0.6%

Марка проектируемого дизеля8 Ч 35/48

2.10 Сравнение основных параметров расчетного цикла с данными прототипа

Таблица 1

Основных параметров расчетного цикла с данными прототипа

параметры	спроектированный	прототип
о	13,5	13
Рс, МПа	3,29	3,5-3,9
PzМПа	5,58	5,3-5.7
tr0С	360	350-380
PiМПа	0,72	0,6-0.7
Ре МПа	0.61	0.55-0.65
ge г/кВт ч.	238	238
Марка дизеля	8Ч 33/48	8NVD - 48
NeкВт	625	600
n об/мин		275
Юе	0,36	0,35

Заключение

В результате проведённого теплового расчёта получен двигатель с новым параметрами по сравнению с прототипом .Степень сжатия о увеличена с 13 до13,5 ,увеличена частота вращения с 275 до 384 об/мин., также увеличилось среднее индикаторное давление Piс 0,60 до 0,72 МПа и повышена мощность двигателя до 625 кВт. Условия задания выполнены, однако такая модернизация связана с большими затратами, поэтому нецелесообразна

3. Динамический расчёт

3.1 Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

В КШМ дизеля действуют силы

1. Давление газов в рабочем цилиндре Pr

2. Силы инерции движущихся деталей Pи

3. Силы веса движущихся деталей

Вес движущихся деталей относительно невелик и обычно его во внимание не принимают.

Силы давления газов и силы инерции поступательно движущихся деталей складываются и образуют так называемую движущую силу.

Общая сила Рд считается приложенной к центру поршневого кольца и направлена вдоль оси цилиндра.

Рд = Рr + Ри

При отклонении кривошипа на уголь ц сила Рд раскладывается на составляющие по правилу параллелограмма. Составляющая Рn - прижимает поршень к стенке цилиндра, увеличивая трение, а составляющая Рм перемещается вдоль шатуна и оказывается приложенной к центру кривошипной шейки, где она тоже раскладывается на составляющие. Составляющая Рм прижимает коленвал к рамовым подшипникам, а составляющая Рк, умноженная на радиус кривошипа R создаёт крутящий момент ( Мкр = Рк? R), обеспечивающий вращение кривошипа

3.2 Определение сил давления газов в цилиндре на протяжении рабочего цикла у дизеля без надува

Для определения сил давления газов строится развёрнутая индикаторная диаграмма в масштабах принятых при построении диаграммы в тепловом расчёте. развёртка диаграммы производится на 720°,т.к. двигатель четырёхтактный.

За ось абцис принимается атмосферная линия - Р0, на которой откладываются 4 линии I индикаторной диаграммы. Т.К. на индикаторной диаграмме линии наполнения и выпуска отсутствуют, а давление наполнения составляет Ра ? , давление выпуска Pr ? 0,103МПа, то с достаточной для практики точностью можно принять, что линия наполнения пойдёт на 2мм ниже атмосферной линии , а линия выпуска - на 2мм выше атмосферной линии, с учётом того, что масштаб давлений составляет 2мм - 1кгс/см2. затем индикаторная диаграмма , полученная в тепловом расчёте, разворачивается и тыльной стороной накладывается на участке сжатия таким образом, чтобы точка а оказалась в НТМ в конце линии наполнения, а точка с - на линии ВТН в конце сжатия; строится линия а - с

После этого диаграмма лицевой стороной накладывается на участок расширения; строится C -Z/ - Z -b. Ординаты развёрнутой рабочей диаграммы показывают в масштабе величину давления газов в кгс/см2 в цилиндре дизеля при любом угле поворота кривошипа, т.е. в момент рабочего цикла.

3.3 Определение истинных положений поршня при повороте кривошипа с учётом поправки Брикса

На развёрнутой индикаторной диаграмме по оси абцис откладывается в масштабе величины хода поршня при повороте на какой -то угол. Известно, что между поворотом кривошипа и ходом поршня нет прямой пропорциональности, т.е. при повороте кривошипа на 45° поршень пройдёт меньше или больше четверти хода, а при повороте на 90° - меньше или больше половины хода поршня. Это в первые установил французский инженер Брикс и ввел необходимую поправку.

Истинные положения поршня при повороте кривошипа через каждые 15°, с учётом поправки Брикса, определяют следующим образом:

Определяется истинная величина поправки Брикса - ОО1 в масштабе

л

R - радиус кривошипа в масштабе, равный Ѕ

R = 139/2 = 69.5 мм

л - выбирается в разделе диаграмма «время сечение», л = 1/3.5

10 мм

На диаграмме участок в пуска делится пополам и из центра О, радиусом R описывается полуокружность.

Вправо от центра О поправка Брикса ОО1; из центра О1 описывается малая полуокружность произвольным радиусом, меньшим R.Эта малая полуокружность делится на 12 малых частей

Из центра ОО1 проводится через зафиксированные точки радиусы до пересечения с большой полуокружностью и наносятся численные значения.

Из точек пересечения опускаются перпендикуляры, которые фиксируют на оси абцис истинное положение поршня при повороте кривошипа через каждые 15°

Для того чтобы разметить горизонтальную ось всей диаграммы через 15° с учётом поправки Брикса необходимо, установив ножу измерителя в точку 180° , «перекидывать» величины отрезков от 165° до 0° и фиксировать их сжатия. При этом следует учитывать, что разметка будет одинаковой при движении поршня вниз, т.е. на тактах впуска и расширения и при движении поршня вверх, т.е. на тактах сжатия и выпускаю

Поправка Брикса - поправка на конечную длину шатуна. Если - бы шатун имел бесконечную длину (L = ?) , то поправка Брикса равнялась бы нулю.

т.е. между поворотом кривошипа и ходом поршня была бы прямая пропорциональность. Следовательно, в этом случае при повороте кривошипа на каждые 15° поршень проходил бы одинаковые расстояния.

3.4 Построение диаграммы сил инерции

По законам кинематики кривошипно - шатунного механизма (КШМ) поршень и верхняя часть шатуна, совершая поступательное движение движется не равномерно - то с ускорением, то с замедлением. Следовательно, всё время будут возникать силы инерции поступательно движущихся масс.

Математическое выражение силы инерции в общем виде при поступательном движении

Ри = -м * а

М - масса; она определяется как вес тела G, поделенный на ускорение свободного падения g = 9,8м/сек2

М = G/9,8

В КШМ силы инерции в ВМТ и НМТ будут не равными из - за влияния конечной длины шатуна

В поступательном движении участвуют масса поршня в комплекте с кольцами, пальцем и 40% массы шатуна.

М = Gпоршня(кг) / 981 (см/сек2)+0,4G(шатуна)/981(кг/сек2)

Вес поршня и шатуна выбирается по данным прототипа.

Принимаю Gпоршня = 48кг

Gшатуна = 119кг

М = 48/981+0,4 119/981 = 0,097 кг/сек2 /см

R - истинный радиус кривошипа проектируемого дизеля (см )

R = 24см.

щ - угловая скорость ( 1/сек )

щ =р * n / 30

n - частота вращения проектируемого дизеля ( об/ мин ) n = 408 об/мин

щ = 3,14 * 408/ 30 = 42,7 (1 / сек)

л = R / L - принята ранее при определении поправки Брикса л =1 /3.5

Для получения движущей силы Рg необходимо сложить силу давления газов Pr и силу инерции Ри

Pg = Pr + Ри

Рг - измеряется в кгс/см2, Ри нужно получить тоже в кгс/см2. Полученную величину нужно разделить па площадь

M/F либо G/F

F (см2) - площадь поршня проектируемого дизеля.



D (см2) - диаметр проектируемого дизеля

=-0.49МПа

=0.29МПа

Полученные значения в кгс/см2 переводятся в линейные величины

(1 кгс/см2 - 2мм)

Ри (вмт) 2 = -5.7 2 = -11 мм =АС

Ри(нмт) 2 = 3.2 2 = 6 мм = ВD

3.5 Построение диаграммы Толле

1. На концах отрезка АВ равного длине индикаторной диаграмме I откладываются величины АС - вверх, ВД - вниз

2. Точки С и D соединяются прямой линией и из точки пересечения E откладывается вниз отрезок

3. Точка F соединяется прямыми линиями с точками С и D; полученные отрезки CF и FD делятся на одинаковое число (8) равных частей.

4. Одноимённые точки соединяются прямыми линиями. К этим линиям проводится касательная, которая и будет являться кривой сил инерции поступательного движения масс.

5. Полученная диаграмма показывает, что наибольших значений силы инерции достигают в мёртвых точках (АС - ВМТ, ВD - НМТ). В районе среднего ход поршня силы становятся равными и теряют своё направление. В первой половине хода поршня силы инерции препятствуют движению, а во второй - помогают.

3.6 Построение диаграммы движущих усилий

Построение диаграммы движущих усилий сводится к наложению кривой Толле на развёрнутую индикаторную диаграмму.

Наложение производится так, чтобы АС всегда находилась в ВМТ.

После наложения диаграммы Толле на такт впуска эта диаграмма разворачивается на 180° относительно линии ВД. Затем она разворачивается линии АС и т. д.

На всех участках диаграммы её ординаты пересекают три линии: Толле, давление газов и ось абсцисс.

Величина движущей силы при повороте кривошипа через 15° с учётом поправки Брикса определяется отрезками ординат, заключёнными между линиями Толле и давления газов.

Если вы строите диаграмму дизеля с наддувом, то в районе процесса наполнения диаграммы должны выследить так. На остальных тактах - диаграмма по форме без изменений

Для определения знака движущей силы необходимо над диаграммой стрелками отметить направление движения поршня на каждом такте и каждую ординату диаграмма представляет в виде вектора, остриё которой упирается в линию Толле. Если направление вектора совпадает с направлением движения поршня, то движущая сила будет положительной+, а если не совпадает - отрицательной --

Если положительные значения движущих усилий расположить выше оси диаграммы, а отрицательные - ниже оси, то получится приведённая диаграмма движущих усилий.

Для того чтобы определить величину движущего усилия в кгс/см2 при любом угле поворота кривошипа необходимо замерить величину ординаты в мм соответствующей данному углу и разделить её на масштаб давления.

Для получения полной величины Рg в кгс через каждые 60° поворота кривошипа необходимо значение Рg в кгс/см2умножить на площадь в см2 проектируемого дизеля.

Движущее усилие, полученное в результате сложения сил движения газов и сил инерции, приложено к центру поршневого кольца и направлено в сторону движения поршня, т.е. помогает его перемещению, при отрицательном значении препятствует движению.

3.7 Построение диаграммы касательных усилий

Касательные усилия, приложенные к центру шатунной шейки коленчатого вала графическое изображение которого представлено ранее.

Определяется в кгс/см2 через 15° поворота кривошипа по формуле

Pk =Pg * sin (ц + ш) / cosш

Pk -величина движущей силы в кгс/см2

ц - мгновенные значения угла поворота кривошипа

ш - угол между осью цилиндра и осью шатуна

По данным расчёта по этой формуле через каждые15° строится диаграмма касательных усилий.

Подсчёт ординат Рк диаграммы следует производить в табличной форме.

Для того чтобы не делать двойных обратных вычислений величины движущей силы Рg следует заносить в таблицу в мм и обязательно ставить перед цифрой знак плюс или минус. Тогда получаемые значения Рк тоже будут в мм. Значения sin (ц + ш ) / через 15° принятой величины л принимают по таблице в методической справочной литературе . Для построения диаграммы необходимо выбрать масштаб. Вертикальный масштаб остаётся прежний (1кгс/см2 - 2мм), а масштаб оси абцис целесообразно принять 1мм = 1,5°. В этом случае на 10мм на диаграмме будет соответствовать15° поворот кривошипа, а вся длина диаграммы будет ровно 480мм.

На горизонтальной прямой, равной 480 мм, через каждые 10мм (15°) откладываются величины соответствующих ординат из таблицы: отрицательные значения откладываются в низ, а положительные - вверх.

Из диаграммы видно, что касательное усилие в мёртвых точках равняется нулю, а максимальное своё значение Рк (max) достигает один раз за рабочий цикл на такте расширения.

В четырёхтактных дизелях Рк обычно имеет место при угле поворота кривошипа цк между 375 и 390°.

Угол цк определяется следующим образом: из центра О радиусом Ѕ описывается полуокружность из точки Z опускается перпендикуляр до пересечения с этой полуокружностью (т. М) от точки О откладывается поправка «Брикса» ОО1 величина которой равна ОО1 = О мм и определена ранее. Затем точка М соединяется с центром О1. Получившийся угол цк и будет углом, при котором возникает максимальное касательное усилие.

Величина угла цк замеряется транспортиром или определяется через тригонометрические зависимости треугольникаМКО1

КМ / МО1 = sinцk = 0,33 цк = 19°

Для определения max касательного усилия Рк(max) = Рg = sin(ц+ш) /cosш необходимо знать величину угла ш - отклонение оси шатуна.

Угол ш определяется из тригонометрической зависимости sinш = л sinц л = 1 / 3.5 (принято ранее)

Sinш = 0,29 * 0, 33 = 0, 09 ш = 5°

Величина Рg при учёте цк = 379° определяется замером ординаты на диаграмме движущих усилий Рg = 126 мм

Рк(max) = 126 * sin (19+5) / cos5 = 52мм

Полученная ордината при угле цк откладывается на диаграмме.

Для того чтобы определить величину касательного усилия в кгс/см2 при любом угле поворота кривошип необходимо замерить величину ординаты в (мм) соответствующей данному углу и разделить её на масштаб давлений(2)

Для получения полной величины Рк в кгс через каждые 60° поворота кривошипа необходимо значение Рк в кгс/см2 умножить на площадь поршня в см2 проектируемого дизеля

Максимальное касательное усилие Рк(max) = кгс возникает в данном случае при цк = 19° (379°). Касательное усилие приложено к центру кривошипной шейки и направленно по касательной к окружности, описываемой этим центром.

При положительном значении касательное усилие, направленное в сторону вращения кривошипа, т.е. помогает его перемещению, при отрицательном значении - препятствует вращению.

3.8 Построение диаграммы суммарных касательных усилий

Диаграмма касательных усилий , построенная ранее, даёт представление о том , какие усилия преложены к кривошипу каждого цилиндра в отдельности. Для того чтобы определить суммарное касательное усилие, приложенное к фланцу коленчатого вала и вращающий гребной винт, необходимо алгебраически ( с учётом знака) складывать одновременно действующие касательные усилия во всех цилиндрах.

Методика построения диаграммы суммарных касательных усилий.

1.Определяется угол кривошипов проектируемого

ц0 = 720 / z = 720 /8= 90°

z - число цилиндров

ц = 900

2. Диаграмма касательных усилий разбивается на участки, равные цо = 90° имея в виду, что каждый из этих участков , в свою очередь разделён на части через 15° .

3. Каждая ордината через 15° на участке I помечается цифрами от 1 до 7, причём последняя ордината 7 будет являться первой для следующего участка.

4. Вычерчивая горизонтальный отрезок равный цо разделённый на участки через 15°, одноимённые ординаты на диаграмме алгебраически складываются, и суммарные ординаты откладываются на отрезке цо через 15°.

5.Для того чтобы определить величину суммарного касательного усилия при любом угле поворота коленчатого вала необходимо замерит величину ординаты в мм, соответствующую данному углу, разделить её на масштаб давления и полученное значение в кгс/см2 умножить на площадь поршня в см2 проектируемого дизеля.

Таблица 2

Таблица для определения ординат диаграммы касательных усилий

Ц	Pg(мм)	sin(ц+ш)/ cosш	Рк(мм)	Ц	Pg(мм)	sin(ц+ш)/ cosш	Рк(мм)
0	-8	0	0	360	+125	0	0
15	-7	0.330	-2	375	+127	0.330	+42
30	-6	0.625	-4	390	+68	0.625	+43
45	-3	0.853	-3	405	+36	0.853	+31
60	0	0.994	0	420	+24	0.994	+24
75	+3	1.040	+3	435	+19	1.040	+20
90	+5	1	+5	450	+17	1	+17
105	+7	0.892	+6	465	+16	0.892	+14
120	+8	0.738	+6	480	+16	0.738	+12
135	+9	0.561	+5	495	+15	0.561	+8
150	+10	0.375	+4	510	+16	0.375	+6
165	+9	0.187	+2	525	+14	0.187	+3
180	+9	0	0	540	+14	0	0
180	-9	0	0	540	-9	0	0
195	-9	0.187	-2	555	-9	0.187	-2
210	-11	0.375	-4	570	-10	0.375	-4
225	-10	0.561	-6	585	-9	0.561	-5
240	-9	0.738	-7	600	-8	0.738	-6
255	-9	0.892	-8	615	-7	0.892	-6
270	-8	1	-8	630	-5	1	-5
285	-7	1.040	-7	645	-3	1.040	-3
300	-7	0.994	-7	660	0	0.994	0
315	-10	0.853	-9	675	+3	0.853	+3
330	-22	0.625	-14	690	+6	0.625	+4
345	-50	0.330	-16	705	+7	0.330	+2
360	-80	0	0	720	+8	0	0

Полученная суммарная диаграмма является участком, который показывает как изменяется величина суммарного касательного усилия при повороте коленчатого вала на угол кривошипов цо от0° до 120°.

При дальнейшем повороте коленчатого вала усилия будут изменяться в такой же закономерности, т.е. участок диаграммы будет повторяться.

Максимальное суммарное касательное усилие Рк(15)=46/2 962=6322кг

4. Проектирование маховика

4.1 Назначение, сущность действия и общее положение по расчёту маховика

Из полученной суммарной диаграммы касательных усилий видно, что это усилие, приложенное к фланцу коленвала и вращающий гребной винт, изменяется по величине, а у малоцилиндровых дизелей и по направлению. В результате коленвал будет вращаться рывками. Сила же сопротивления вращению tс, возникающая на грибном винте величина постоянная.

Чтобы обеспечить равномерное вращение коленвала необходимо иметь какое-то среднее касательное усилие, не меняющееся по величине, которое равнялось бы сопротивлению вращения tc. Для этой цели на коленвал насаживают маховик.

Во время работы дизелей при возникновении на фланцах коленвала максимального касательного усилия Рк(max), маховик как бы притормаживает вращение коленвала, забирая на себя избыточную работу А. Во время возникновения минимального усилия Рк(min) маховик даёт избыточную работу коленвалу.

Поэтому заштрихованная площадка избыточной работы (выше линии tc) и недостающей работы (ниже линии tc) бывают примерно равны. Для расчёта принимается площадка, большая по величине. Практика использования маховиков показывает, что маховик не может оцениваться только по весу или только по диаметру. Он оценивается так называемым маховым моментом GD2 где G - активный вес маховика, равный весу обода плюс ? веса ступицы.

D - расстояние между центром тяжести обода (средний диаметр обода)

Таким образом, разные по весу и диаметру маховики \, но с одинаковым маховым моментом могут обеспечивать одинаковую степень неравномерности вращения.

Практически расчёт маховика сводится к определению величины избыточной работа А , последующему нахождению махового момента GД2 и принятию основных размеров и веса маховика, исходя из имеющейся величины махового момента.

4.2 Расчёт и проектирование маховика

Из динамического расчёта переносится суммарная диаграмма касательных усилий: шестицилиндрового дизеля для участка ц = 90°

Определяется величина среднего касательного усилия tс по формуле

Tc= Pi * i / р

Где i - число ходов расширения во всех цилиндрах за один оборот коленвала.

Для 4-х тактного дизеля i = z / 2 i = 84, Pi = 8,8кгс/см2 =0.78МПа

Tc =8,84 / 3,14 = 11,20кгс/см2=1.08МПа

Величина tс переводится в линейный масштаб

tс = 11,20 2 =22,40 мм

и откладывается на диаграмме

Площадка, расположенная выше линии tс заштриховываются и подсчитываются в см2, их площадь f = 6.9см2

Определяется масштаб абсцисс, показывающий сколько метров длина окружности, описанной центром кривошипной шейки, приходится на 1см длины (по абсцисс) суммарной диаграммы касательной

...