Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки, молодежи и спорта Украины

«Одесская национальная морская академия»

Курсовая работа

По дисциплине: Судовые двигатели внутреннего сгорания

Выполнил

Писаренко А.В

Гр. АЭМ-32

Проверил:

проф. Горбатюк В.С.

Одесса 2012



Введение

Многолетняя практика показала, что на всех типах судов торговых и специализированного флота, в качестве главных двигателей преимущество применения получим двигатель внутреннего сгорания.

Высокая экономичность по удельному расходу топлива, высокий эффективный коэффициент полезного действия, значительный моторесурс и надежный в работе двигатель являются основными причинами применения дизеля на морском флоте.

Наряду с часто используемым комплексом, который состоит из поршневого двигателя, газовых турбин и компрессоров, на транспортных судах с мощными дизельными установками. Большую часть времени работающих в постоянном режиме полной нагрузки на переходах между портами широкое применение находят схема комбинированного типа с утилизацией теплоты выпускных газов в Г.Т.Н. и в утилизационном котле, что значительно повышает экономичность двигателя. При достаточности пара утилизационного котла дополнительно устанавливают турбогенератор, обеспечивающий судно электроэнергией на ходу, что позволяет экономить топливо на работу дизель генератора.

Подобные дизельные установки оборудованы средствами дистанционного управления, системами и прибора ми постоянно го контроля рабочими параметрами температур ответственных узлов двигателя охлаждающей жидкости и масла, системами аварийно-предупредительный сигнал защиты с записью всех отключений параметров от допустимых пределов на контрольную ленту.

В настоящее время и в ближайшем будущем основным направлением развития судового дизель строения предусматривается совершенствование рабочего процесса двигателя направленного на повышение экономичности в расходе топлива, масла, глубокую утилизацию теплоты отработанных газов и охлаждающей воды, повышение надежности дизелей на всех эксплуатационных режимах, на совершенствования конструкции и применения, более качественных материалов.

На судах транспортного и специализированного флота широкое применение получим ведущих дизель - строительных фирм в числе которых: «Бурмейстер и Вайн» (Дания), «MAN» (Ф.Р.Г.), «Зульцер» (Швейцария), «Бурянский мотостроительный завод» (Россия).

Для выполнения курсового проекта в качестве двигателя-прототипа применить двигатель фирмы «Бурмейстер и Вайн» марки 5ДКРН 62/140



1. Конструктивные данные двигателя

Двигатель двухтактный, с прямоточно-клапанной продувкой, крейцкопфный, реверсивный, с надувом, правого вращения, с числом цилиндров 8 и агрегатной мощностью 10000 л. с.

Система продувки при работе двигателя на задний ход выпускной клапан открывается на 83 до н.м.т. и закрывается при 63 после н.м.т. Надув двигателя газотурбинный.

Система продувки при работе на передний ход имеет следующие газораспределения. Открытие выпускного клапана происходит при 89 до н.м.т. закрытия при 57 после н.м.т. Угол открытия выпускного клапана при 146 продувочных окон при 76 поворота коленчатого вала.

Воздух в цилиндр подается центробежным нагнетателем через имеющий ребра трубчатый воздухоохладитель, общий сварной ресивер и под поршневые полости.

Топливоподающая система двигателя устроена следующим образом. Топливоподкачивающий насос - поршневой, двухцилиндровый, с давлением нагнетания 3-4МПа. Он приводится в движение от кривошипа на носовом конце коленчатого вала. Фильтры тонкой очистки - с патронами из тонкого войлока.

Насос высокого давления - золотникового типа, с регулировкой по концу подачи. Максимальное давление впрыска составляет 600 кПсм. Плунжер имеет диаметр 28 мм и ход 42 мм. Кулачковая шайба - симметричного профиля, состоящая из двух половин.

Форсунка закрытого типа охлаждается топливом. Давление открытия силы 220 кПсм. Игла с плоским концом имеет подъем 0,7 мм, сопло - с тремя отверстиями диаметром 0,67 мм.

- На носовом торце станины размещен холодильник дизельного топлива, а при системе тяжелого топлива - подогреватель топлива с термостатом.

Система охлаждения цилиндров, выпускной клапан - замкнутая, двухконтурная, с приводом насосов от электродвигателей.

Пресная вода подводится к цилиндрам под давлением!,8 атм. от магистрали и, пройдя крышки и корпуса выпускных клапанов, отводится при температуре 6065 °С через патрубки в магистраль. Забортная вода на охлаждение воздухоохладителей поступает под давлением 0,8 атм. и отводится при температуре 40-45 °С по трубопроводам.

Циркуляционная система смазки обслуживается насосами с приводом от электродвигателя. Масло для кривошипно-шатунного механизма, приводного отсека упорного механизма, приводного отсека, упорного подшипника и привода выпускных клапанов поступает под давлением 1,8атм. по магистрали.

Втулка цилиндров, выполнена из легированного чугуна, имеет 18 продувочных окон высотой 9,8 мм с суммарной 1008 мм. В горизонтальной плоскости окна имеют тангенциальное направление. Втулка уплотняется по рубашке вверху притиркой опорных поверхностей, внизу - одним красномедным пояском. На зеркало втулки смазка поступает над продувочными окнами по двум штуцерам с шариковыми невозвратными клапанами. Крышка цилиндра из жаростойкой легированной стали уплотняется по торцу втулки притиркой, в крышке размещены, выпускной клапан со средним диаметром 250 мм при ходе 66 мм, две форсунки, предохранительный клапан и индикаторный кран. Из цилиндра в крышку охлаждающая вода переходит к двум патрубкам и по двум патрубкам из крышки в корпус выпускного клапана поршень - двигателя составной. В головке из легированной стали размещаются три верхних уплотнительных кольца высотой 10 мм и шириной 17 мм. Короткая направляющая выполнена из легированного чугуна.

Сварной вытеснитель и радиальные отверстия в цилиндрической части днища поршня способствует лучшему отводу тепла от стенок к маслу. Масло подводится по трубке. Шток диаметром 170 мм из углеродистой стали крепится к головке поршня через направляющую фланцем при помощи шпилек. С поперечиной крейцкопфа шток соединяется торцевой кольцевой поверхностью посредствам направляющего цилиндрического хвостовика с чайкой. В нижней части штока масло подводится трубка, уплотнена втулкой, разделяющей подводящую полость от сливной. Сальник штока с чугунным корпусом из нескольких частей имеет два маслосъемных и два уплотнительных кольца.

Крейцкопф двигателя двухсторонний, с 4-я ползунами из литой стали, которые шпильками закреплены к горцам стальной кованой поперечины. Рабочие поверхности ползунов залиты баббитом. Шатун с отъемными головными и шариковыми подшипниками, изготовленными из литой стали и залиты баббитом. Головные подшипники диаметром 280 мм и шириной 170 мм имеют по два шатунных болта и Мотылевым диаметром 400 мм с шириной верхней половинки 240 мм ширина нижней головки подшипника 170 мм имеют два полных шатунных болта. Болты выполнены из легированной стали, не имеют центрирующих поясов. Стержень шатуна диаметром 190мм с жесткой без вильчатой головкой полый, изготовленный из легированной стали. Стержень шатуна и подшипники имеют отверстия для подвода масла от мотылевого подшипника к головным.

Коленчатый вал составной: рамовые и мотылевые шейки из углеродистой стали имеют диаметр 400 мм, длину по 254 мм; шени из литой стали шириной 660 мм при толщине 185 мм; полые шейки закрыты по торцам крышки и на винтах. По условиям смазки и прочности радиальные отверстия б Мотылевых шейках смещены от плоскости коленчатого вала.

По условиям уравновешивания двигателя некоторые щеки отлиты с противовесами. Упорный подшипник двигателя одногребенчатый, с шестью качающимися упорными сегментами переднего и заднего хода, которые размещены в 2-ух секторах, и закрепляющихся в сварном корпусе двумя крышками. Валоповоротное устройство включает электродвигатель, соединенный с колесом на упорном валу через две червячные передачи.

Из поддона при температуре 45-52 °С масло отводится в сточную цистерну.

Смазка втулок рабочих цилиндров производиться от лубрикаторов с приводом распределительного вала. Подшипники газотурбонагнетателей получают смазку от самостоятельной системы с шестеренчатым насосом, имеющим привод от электродвигателя.

Привод распределительного вала топливных насосов и распределительного вала выпускных клапанов выполнен одинарной рашковой цепью с шагом 89 мм. От эксцентрика по распределительному валу выпускных клапанов получает движение индикаторный привод для каждого цилиндра, состоящий из рычага и корончатой тяги. Кулачковый валик золотникового воздухораспределителя в блочном исполнении имеет цепной привод от распределительного вала, топливных насосов.

Пост управления двигателя имеет пускореверсивную и топливную рукоятку. Пуск двигателя осуществляется сжатым воздухом давление ЗО кг/см с одновременной подачей топлива. Изменение направления вращения вала двигателя производится после реверсирования воздухораспределителя автоматически в пусковые состояния проворачиванием коленчатого вала относительно застопоренных распределительных валов топливных насосов и выпускных клапанов.

На месте у поста управления установлены: механический тахометр, указатель направления вращения, суммарный счетчик оборотов двигателя, манометры давления масла, топлива, продувочного воздуха, пресной и забортной воды, масла и выпускных газов. У поста управления размещены так же дистанционные тахометры для каждого газотурбонагнетателя и маховик запорного пускового воздуха.

Фундаментная рама, станина с А-образными полотнами, подставка, состоящая из двух секций, и остов, приводного отсека - сварной конструкции.



Рама со станиной соединены короткими болтами. На стойках закреплены двухсторонние чугунные параллели. Отсеки картера закрыты стальными съемными щитами со смотровыми окнами и предохранительными пластинчатыми пластинами, нагруженными пружинами. Блок цилиндров состоит из отдельных крупных рубашек. Для повышения скорости воды в охлаждающей полости уменьшено проходное сечение - особенно в районе верхней чести втулки. Рубашки имеют люки для осмотра полостей охлаждения. Короткие анкерные связи из легированной стали соединяют рубашки цилиндров через подставку с верхней усиленной плитой стояк картера. Связи размещены в полостях разъема рубашек.



2. Тепловой расчет

Основной задачей поверочного расчета является оценка параметров рабочего цикла на эксплуатационном режиме работы двигателя. При этом используются значения параметров контролируемых в эксплуатации с помощью штатных приборов.

2.1 Процесс наполнения

Давление воздуха на входе в компрессор.

P0? = P0-Дрф кгс/см (1)

Где, P0-барометрическое давление,720 мм.рт.ст.(задано)

Дрф-перепад давления на воздушных фильтрах ГТК,93 мм вод.ст(задано)

1мм.рт.ст.=0,00136 кгс/см

1мм.вод.ст=0,0001 кгс/см

P0?=720*0,000136-95* 0,0001=0,96

Давление воздуха после компрессора

рк=рs + Дрх кгс/см (2)

где, рs - давление воздуха в ресивере(после холодильника),1,42 кгс/см

Дрх -перепад давления на воздухоохладителях 250 мм.вод.ст.(задано)

рк=1.6+140*0,0001=1.614

Степень повышения давления в компрессоре

р к= рк/ P0? (3)



р к=1.614/0.96=1.68

Давление в цилиндре в конце наполнения

Для двухтактных двигателей с прямоточно-клапанной продувкой и с контурно-петлевой фирмы Зульцер.

ра=(0.96-1.05) рs (4)

Для расчета принимаем 1.01

Ра=1.01*1.6=1.616

Температура надувочного воздуха в ресивере(после холодильника)

Тк=Т? с * рк ^(nk-1/nk) K (5)

где Т? с= Т0= 273 +t0- температура воздуха на входе в компрессор

nk- показатель политропы сжатия в компрессоре. Для центробежных насосов с охлаждаемым корпусом nk=1.6-1.8. Для расчета принимаем nk=1.7

Т? с=273+35=308

Тк =308*1.616^(1.7-1/1.7)=375.76

Температура воздуха в ресивере

Тs=273+ tз.в. +(15-20) К (6)

где tз.в - температура забортной воды (tз.в =17С)

Тs=273+10+17=300

Температура воздуха в рабочем цилиндре с учетом подогрева (Дt) от стенок камеры сгорания.

Т?s= Тs + Дt К (7)

Где Дt=5-10С для расчета принимаем Дt=7С

Т?s=300+7=307

Температура смеси воздуха и остаточных газов в конце наполнения

Та= (Т?s+ r Tr) /1+r K (8)

где r - коэффициент остаточных газов. Для двухтактных с прямоточно-клапанной продувкой r =0.04-0.08.

Для расчета принимаем r=0,06

Tr-температура остаточных газов Tr=600-900.Для расчета принимаем Tr=750

Ta=(307+0.06 *750) /1+0.06=332

Коэффициент наполнения отнесенный к полезному ходу поршня

з н= ( / -1)* (pG/ps)* (Ts/Ta)*(1/1+r) (9)

где -значение степени сжатия. Для малооборотных двигателей =10-13. Для расчета принимаем =12

з н=(12/12-1)*(1.616/1.6)*(301/332)*(1/1+0,06)=0.94

Коэффициент наполнения отнесенный к полному ходу поршня.

з ? н= з н(1- s) (10)

где s - относительный потерянный ход поршня. Для двигателей с прямоточно-клапанной продувкой s=0.08-0.12. Для расчета принимаем s=0.1

з ? н=0.94(1-0.1)=0.85

Полный рабочий объем цилиндра.

V?s= рD^2/4*S m



V?s=0.785*0.62^2*1.4=0.24

Плотность надувочного воздуха

s=10^4*Ps/R*Ts кг/м

где R=29.3 кгм/кг град(287 Дж/кг рад)-газовая постоянная

s=10^4*1.6/29.3*301=1.8

Заряд воздуха, отнесенный к полному рабочему объему цилиндра.

(кг/цикл) (11)

где d - влагосодержание воздуха, определяемое в зависимости от температуры и относительной влажности (табл. 1)

=0.35

2.2 Процесс сжатия

(12)

Для мало- и среднеоборотных двигателей n1 =1.34+1.38. Для расчёта принимаем 1,36

Первое приближение n1 =1,36

=0.377

Второе приближение n1 =1,377

0.377==0.377

Принимаем n1 =1,375

Давление в конце процесса сжатия.

Рс = р_а* кгс/см (13)

Pc= 1.616-12'³⁷⁷ =49.48

Температура в конце процесса сжатия.

Тс = Та* К (14)

Тс = 333 -12⁰-³⁷⁷ =849.7

Для надёжного самовоспламенения топлива Тс должно быть не ниже 480+ 580"С или 753 +853 "К.

2.3 Процесс сгорания

Максимальное давление сгорания.

р_: = рс *л кгс/см (15)

где, л=Pz/Pс - степень повышения давления. Для малооборотных двигателей л = 1.2 /1.35. Для расчёта принимаем л = 1,3

р_z = 49.48 *1.3 = 64.32

Максимальная температура сгорания определяется из уравнения сгорания, которое можно привести к виду.

+ (16)

АТz²+ВТz -C=о

Решая квадратное уравнение, получим:



где, жz - коэффициент использования теплоты к моменту начала расширения; Для малооборотных двигателей жz = 0.80 0.86.

Для расчёта принимаем жz=0.83

Низшая теплота сгорания

Qн = 81С + 300Н -26(0-S)- 6(9 Н + W) ккал/кг, (17)

где, С, Н, 0,W, - содержание углерода, водорода, серы и воды % Для расчёта нам задан флотский мазут Ф-12. Из таблицы 2 принимаем С=86,5%, Н=12,2%, S=0,8%, О=0,5%, Qн =9885ккал/кг.

Количество воздуха теоретически необходимое для полного сгорания 1кг топлива:

в объёмных единицах

Lo= кмоль/кг (18)

Lo=.485

в единицах массы

Go=Lo *мo кг/кг (19)

где мо =28,97 кг/кмоль - масса 1 кмоля воздуха

G0 = 0.485 * 28.97 = 14

Количество воздуха, действительно подаваемое в цилиндр для полного сгорания 1кг топлива:

в объёмных единицах

L=d*L0 кмоль/кг (20)



в единицах массы

G = d * G 0 кг/кг (21)

где d- коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива. Для малооборотных двигателей d= 1.8 + 2.2. Для расчёта принимаем d=2.

L = 2*0.485 = 0.97

G = 2*14 = 28

Теоретический коэффициент молекулярного изменения. (22)

Действительный коэффициент молекулярного изменения.

(23)

Средняя мольная изохорная теплоёмкость смеси свежего заряда воздуха и остаточных газов, в конце процесса сжатия.

(мС v)^с_см = (мCv)^с_воз = 4.6 + 0.0006 * Тс ккал/кмоль град (24)

(мС v)^с_см =4.6 + 0.0006-849.7 = 5.11

Средняя мольная изобарная теплоёмкость смеси «чистых» продуктов сгорания с оставшимися в цилиндре после сгорания избыточным воздухом и остаточными газами.

(25)

Подставим полученные значение в уравнение (25).

2.4 Процесс расширения

Степень предварительного расширения.

(26)

Степень последующего расширения.

(27)

Средний показатель политропы расширения з2 определяется методом последовательного приближения из уравнения:

(28)

Так как нам не требуется большая точность при расчётах з2 по формуле (28), то значение з2 для малооборотных двигателей з2 = 1.27/ 1.29, выбираем з2 =1.28

Давление в конце расширения. (29)

кгс/см

рb = 64.32*1/6.59¹'²⁸ = 5.75

Температура в конце расширения. (30)

Тb =

2.5 Параметры газа в выпускном тракте

Среднее давление газов за выпускными органами цилиндров.

рr- = рs-жn кгс/см (31)

где жn=(0.88/0.96) - коэффициент потери давления при продувке во впускных и выпускных органах. Для расчёта принимаем жn =0.92.

Pr=1.6*0.92 = 1.47

Среднее давление газа перед турбинами

PТ=Pr*жr кгс/см (32)

где, жг = 0.97 + 0.99) - коэффициент потери давления при продувке в выпускном от цилиндра до турбин. Для расчёта принимаем жг =0.98.

PТ = 1.47 *0.98 = 1.44

Средняя температура газов перед турбинами. (33)

где, qг = (0.40 + 0.45) - относительная потеря теплоты с выпускными газами перед турбинами. Для расчёта принимаем qr=0.43. ц_а - коэффициент продувки. Для двухтактных с ГТН цa = 1.6 / 1.65. Для расчёта принимаем ца =1.63.

С_Рг = (0.25 / 0.26) - средняя изобарная теплоёмкость газов. Для расчёта принимаем Сpr=0.26.

2.6 Энергетические и экономические показатели двигателя

Среднее индикаторное давление теоретического цикла, отнесённое к полезному ходу поршня, по формуле Мазинга- Синецкого.

Pн=кгс/ (34)

Среднее индикаторное давление теоретического цикла, отнесённое к полному ходу поршня.

(35)

Среднее индикаторное давление предполагаемого действительного цикла.

(36)

Где, -коэффициент скругления диаграммы. Для двухтактных с прямоточно-клапанной продувкой . Для расчёта принимаем

P=12.14*0.97=11.77

Индикаторная мощность двигателя на эксплуатационном режиме.

(37)

Где, z- коэффициент тактности. Для двухтактных двигателей z=1

Номинальная индикаторная мощность двигателя.

(38)

Где, механический КПД двигателя на номинальном режиме. Для двухтактных

Для расчёта принимаем

Механический КПД двигателя нВ эксплуатационном режиме.

(39)



Среднее эффективное давление на эксплуатационном режиме.

кгc/см (40)

Pc = 11.77-0.92 =10.82

Эффективная мощность двигателя на эксплуатационном режиме.

Nc=Ni*зm л.с. (41)

Nс=7439 -0.92* 6843.88

Удельный индикаторный расход топлива на эксплуатационном режиме.

кг/л.с.ч. (42)

Удельный эффективный расход топлива на эксплуатационном режиме.

кг/л.с.ч. (43)

кг/л.с.ч.

Часовой расход топлива на эксплуатационном режиме.

(44)

Цикловая подача топлива на эксплуатационном режиме.

(45)

Индикаторный КПД на эксплуатационном режиме.

(46)

Эффективный КПД на эксплуатационном режиме.

(47)

з= 0.49-0.92 = 0.45

2.7 Построение индикаторной диаграммы

Принимаем объём цилиндра Va в масштабе равном отрезку А=120мм.

Тогда:

На оси абсцисс откладываем найденные объёмы. Определим масштаб ординат:

мм/кгс/см

В - длина отрезка в 1,3-1,6 раза меньше отрезка А. Принимаем В в 1,5 раза. В=80мм.

Определяем промежуточные объёмы и соответствующие им давления сжатия и расширения. Расчёт выполнен в табличной форме.

По данным таблицы наносим на диаграмму характерные точки и строим политропы сжатия и расширения. Построенная диаграмм является теоретической (расчётной).

Для построения предполагаемой индикаторной диаграммы округляем углы теоретической диаграммы в точках С. Z и Z. Действительный процесс выпуска начинается в т. Ь, положение которой на диаграмме найдём с помощью диаграммы Ф.А. Брикса.

Радиус кривошипа в масштабе Чертежа.

Поправка Брикса.

где л- простейшая кривошипно-шатунного механизма. Принимаем л =0,25. Угол (ць начала открытия выпускного клапана принят равным 90 П.К.В. до Н.М.Т.

Из т. О с помощью транспортира от оси абсцисс откладываем угол (ць, проводим вертикаль до пересечения с кривой расширения и находим положение точки Ь. > Точки Ь и а соединяем кривой.



Таблица 1

	Vх мм		Pх1=Pа		Pх1=P
1.00	120	1,00	2,01	1,00	6,8
1.25'	96	1,35	2.72'	1,33	9,4
1.5	80	1,74	3,5	1,68	11,4
1.75	68,6	2,15	4,32	2,04	13,8
2.00	60	2,59	5,2	2,42	16,4
2.50	48	3,52	6,53	3,2	21,7
3.00	40	4,52	9,08	4,08	27,7
4.00	ЗО	6,72	13,5	5,8	39,4
5.00	24	.9,14	18,3	7,8	53,04
6.00	20	11,7	23,5	9,9	67,32
6.85	17,5	-	-	11,7	79,56
9.00	13,3	20,5	41,2	-	-
11.00	10,09	27,03	54,63	-	-
12.00	10	30,4	61,1	-	-



3. Динамический расчёт двигателя

3.1 Задачи кинематического и динамического анализа движения кривошипно-шатунного механизма (КШМ)

Детали двигателя внутреннего сгорания при его работе находятся под действием различных сил. Наиболее ответственным узлом ДВС является КШМ.

В КШМ двигателя во время его работы действуют следующие силы:

1} Давление газов на поршень:

(МН)

где: р_г - давление газа в цилиндре двигателя, МПа;

F- площадь днища поршня с ();

2) Инерция поступательно движущихся масс

где: m пд - масса поступательно движущихся частей, кг;

а - ускорение поршня м/ ;

3) Силы тяжести поступательно движущихся масс:

4) Силы трения.

Они не поддаются точному теоретическому определения и включаются в механические потери двигателя. Силы веса (тяжести) малы по сравнению с другими силами и поэтому их обычно не учитывают в приближенных расчетах.

Суммарная движущаяся сила:

(МПа)

Поскольку мы ещё не знаем массы деталей проектируемого ДВС, то для расчета используют удельные силы, отнесенные к единице поршня на см² (м¹). Таким образом:

(МПа)

3.2 Определение движущей силы

Способ построения

Индикаторная диаграмма, построенная на основе расчета рабочего процесса, дает зависимость р_г от хода поршня. Для дальнейших расчетов необходимо связать силы, действующие на ДВС, с углом поворота коленвала.

Параллельно оси абсцисс индикаторной диаграммы, построенной по результатам расчета параметров цикла ДВС, проводят прямую АВ. Отрезок АВ делят точкой О пополам и из этой точки радиусом OA описывают полуокружность. От центра окружности (точки О) в сторону НМТ откладывают отрезок 00₁ = 0,5г - поправка Брикса, где г =ОА (для сохранения масштаба).

- постоянная КШМ;

где: R - радиус кривошипа;

L - длина шатуна между осями подшипников.

Величину I принимают в следующих пределах:

-для малооборотных крейцкопфных двигателей 1/4.2 - 1/3.5;

В нашем случае принимаем X = 0.25.

Из O1 (полюс Брикса) описывают произвольным радиусом вторую окружность (больше первой) и делят ее на равные части (обычно через 5-15°). Из полюса Брикса проводят лучи через точки деления второй окружности.

Для построения диаграммы принимаем -п.к.в.

Для развернутой индикаторной диаграммы Р_г = (а) принимаем масштаб по оси ординат М_орд= 10 мм. I МПа и по оси абсцисс М_абц= 20 град, 1см.

Т.к. принятый масштаб по оси ординат в 1,5 раза меньше масштаба диаграммы р - V, поэтому снимаемые с нее ординаты делятся на 1,5 и откладываются для соотв. а на диаграмме Р_г = (а).

Для построения диаграммы сил инерции Р_г= ѓ (а) принимаем т_пд = 7000

кг/

Диаграмма движущихся сил строиться суммированием ординат диаграмм Р, =/(а) и Р_ы =/(а) с учетом их знаков.

3.3 Построение диаграммы касательных сил

1. Способ построения диаграммы для одного цилиндра:

Диаграмму касательных сил строим в тех же масштабах, что и диаграмму движущихся сил: М_абц = 20 град /см, М_орд= 10 мм/ МПа.

Составляем таблицу 3. Тригонометрическую функцию: определяем для = 1 / 4 из таблицы 2; Р_д - на основании рис. 3 в мм.

Касательную силу (тангенсальную) определяем по формуле:

где:



Ра - движущая сила (см. выше).

-тригонометрическая функция, которая определяется по таблице 3 в зависимости от а п.к.в. и :

- угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра.

Определенные величины - , Р₀, Р_К сводятся в таблицы 3 и 4, на основании которых строится диаграмма касательных сил для одного цилиндра (рис. За).

Таблица 3

Такты
Рабочий ход (расширение)	Сжатие
a0	Р0, мм		Рк, мм	0а	Р0, мм		Рк, мм
0	+43	0,00	0	180	-10	0,000	0
10	+64	0,216	+ 14	190	-9	0,131	-1
20	+61	0,423	+26	200	-9	0,261	_2
30	+42	0,609	+26	210	-9	0391	-4
40	+28	0,768	+22	220	-9	0,318	-5
50	+ 19	0,892	+ 17	230	-8	0,641	-5
60	+14	0,977	+14	240	-8	0,755	-6
70	+12	1,022	+12	250	-9	0,857	-8
80	+11	1,029	+11	260	-7	0,941	-7
90	+11	1,000	+11	270	-6	1,000	-6
100	+ 12	0,941	+11	280	-5	1,029	-5
110	+13	0,857	+11	290	-3	1,022
120	+14	0,755	+11	300	-2	0,977	-2
130	+15	0,641	+ 10	310	-1	0,892	-1
140	+13	0,518	+7	320	-3	0,768	-2
150	+11	0391	+4	330	-10	0,609	-6
160	+9	0,261	+2	340	-19	0,423	-8
170	+9	0,131	+1	350	-30	0,216	-6
180	+10	0,000	0	360	-43	0,000	0

Таблица 4. Расчёт сил инерции поступательно движущихся масс Р_и=ѓ(a) МПa

а0	Двигатель 5 ДКРН 62/140
0	360		720	-1,49
10	350	370	710	-1,46
20	340	380	700	-135
30	330	390	690	-1,19
40	320	400	680	-0,97
50	310	410	670	-0,71
60	300	420	660	-0,44
70	290	430	650	-0,18
80	280	440	640	+0,08
90	270	450	630	+0,3
100	260	460	620	+0,49
ПО	250	470	610	+0,54
120	240	480	600	+0,75
130	230	490	590	+0,82
140	220	500	580	+0,86
150	210	510	570	+0,89
160	200	520	560	+0,895
170	190	530	550	+0,896
180		540		+0,898

2. Способ построения суммарной диаграммы касательных сил.

Суммарная диаграмма касательных сил строится в тех же масштабах, что и диаграмма касательных сил одного цилиндра (Рис.36)

Определяем удельную силу сопротивления



И среднюю касательную силу

Масштаб оси ординат =10 мм/МПа, следовательно

Погрешность построения диаграммы

Что допустимо

3.4 Расчет маховика

судовой двигатель шатунный маховик

Для расчета маховика в начале задаются величины неравномерности вращения коленвала:

Рекомендуемые значения д для главных двигателей, работающих на гребной винт - 1/20/1/50. Принимаем д = 1/20 ГД.

Определяем масштаб площади суммарной диаграммы

Касательно

Планируем площадь избыточной работы:

Определяем удельную избыточную работу:

Тогда избыточная работа:

где: R - радиус кривошипа (м); момент инерции движущихся частей двигателя и маховика:

Момент движущихся частей ДВС:

Рассчитываем момент инерции маховика:

4=1483.08(кг/)

Принимаем приведённый диаметр маховика:



где: S - габаритные размерь; двигателя-прототипа, м; Тогда:

Рассчитываем массу обода:

Определяем полную массу маховика:

= 0.88 -= 0,8 - 7 3 5,21 = 572,2 (кг)

Определяем размеры обода маховика из выражения:

где: р- плотность. Для стали p = 7800 (кг/м). Ь и h - соответственно ширина и толщина обода, м. Принимаем толщину обода равную h = 0.2 м, тогда:

Диаметр максимальный маховика:

= 2,88 + 0,04 = 2,92 (м)



Проверяем окружную скорость обода маховика:

Полученное значение является допустимым для проектируемого двигателя.



Список литературы

1. Метод указания

2. Михеев В.Г. «Главные судовые энергетические установки». Методические рекомендации к курсовому проектированию для мореходных и арктического училищ Миниморфлота. М., ЦРИЛ «Морфлот», 1981, 104с.

3. Гогин А.Ф. «Судовые дизели», основы теории, устройства и эксплуатации. Учебник для речных училищ и техникумов водного транспорта: 4-е изд. Перераб. И дополненное - М., Транспорт, 1988. 439с.

4. Лебедев О.Н. «Судовые энергетические установки и их эксплуатация». Учебник для вузов водн. трансп. - М.: Транспорт, 1987 - 336с.

5. А.А. Фока, Митрюшкин Ю.Д. «Техническое обслуживание судна в рейсе»

6. А.Н. Неелов «Правила технической эксплуатации судовых технических средств», Москва 1984. - 388с.

Размещено на Allbest.ru

...