СОДЕРЖАНИЕ

1. Описание двигателя 6ДН 23/30

2. Расчет рабочего цикла двигателя

2.1. Исходные данные

2.2. Расчет процесса наполнения

2.3. Расчет процесса сжатия

2.4. Расчет процесса сгорания

2.5. Расчет процесса расширения

2.6. Определение индикаторных показателей

2.7. Определение эффективных показателей

3. Расчет и построение теоретической индикаторной диаграммы

3.1 Нахождение точек политропы сжатия и расширения

3.2. Проверка правильности построения индикаторной диаграммы

4. Анализ конструкций втулок цилиндров

5. Описание втулки двигателя 6ДН 23/30

6. Определение основных размеров втулки

7. Прочностной расчет втулки

Литература

Приложение.

ОПИСАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ 6ДН 23/30

Дизель типа ДН 23/30 предназначен для использования в качестве главного судового двигателя и для привода электрогенераторов.

Дизель - двухтактный V образный двенадцати цилиндровый с прямоточно-клапанной продувкой, газотурбинным наддувом, реверсивный и не реверсивный.

Мощность дизеля 12 ДН 23/30 составляет 2000 л. с.

Блок цилиндры - сварные. Коренные подшипники коленчатого вала подвешены снизу к блоку. Вкладыши подшипников - стальные тонкостенные и залиты свинцовой бронзой. Судовой дизель типа 40ДМ имеет сухой картер . Втулка цилиндра - чугунная литая.

Крышка - составная: днище отлито из высокопрочного чугуна, а верхняя часть изготовлена из алюминиевого сплава. В крышке расположены четыре выпускных клапана, форсунка и индикаторный кран.

Коленчатый вал из легированной стали с азотированной рабочей поверхностью, снабжен антивибрационным устройством. Главный и прицепной шатуны имеют центральные отверстия для подвода масла к поршню.

Поршень составной , охлаждаемый маслом; внутри поршня находиться алюминиевая вставка. Система наддува - двухступенчатая ; предусмотрено промежуточное охлаждение воздуха. Топливный насос ВД - золотниковый блочного типа.

2 РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ

2.1 Исходные данные

Эффективная мощность N_e=1620 кВт;

Частота вращения n=750 об/мин;

Давление окружающей среды P_o=0.103 МПа;

Температура окружающей среды Т_о=300 К;

Давление наддува Р_к=0,167 МПа;

Коэффициент избытка воздуха =2;

Коэффициент продувки _а=1,4;

Коэффициент остаточных газов _r=0,08;

Коэффициент использования тепла в точке z - _z=0.85;

Коэффициент использования тепла в точке b - _b=0.97;

Степень сжатия Е=16;

Степень повышения давления =1,4;

Подогрев заряда от стенок цилиндра Та=15 К;

Доля хода потерянная на продувку _п=0,1;

Коэффициент скругления индикаторной диаграммы =0,96;

Механический КПД двигателя _m=0.9;

Адиабатный КПД компрессора _k=0.77;

Потеря давления в воздухоохладителе P_охл=0,004 МПа

Снижение температуры в воздухоохладителе Т_охл=30 К;

Температура остаточных газов Т_г=750 К;

Массовый состав топлива:

С=0,877 кг/кг;

Н=0,12 кг/кг;

О=0,001 кг/кг;

S=0,002 кг/кг;

Низшая теплота сгорания топлива Q_н=42170 кДж/кг;

Показатель политропы сжатия в компрессоре n_k=1.7;

Диаметр цилиндра D=0,23 м;

Ход поршня S=0,30 м;

Количество цилиндров i=12;

Коэффициент тактности z=1.

2.2 Расчет процесса наполнения

Температура воздуха за компрессором

== 300= 366,051 К;

Температура воздуха перед двигателем

=366,051-30 = 336,051 К;

Давление воздуха перед двигателем.

= 0,167 - 0,004 = 0,163 МПа;

Давление заряда к концу процесса наполнения.

0,97 * 0,163 = 0,158 МПа;

Температура заряда к концу процесса наполнения.

= К;

Коэффициент наполнения

;

2.3 Расчет процесса сжатия

Средняя мольная изохорная теплоемкость воздуха.

19,26+0,0025 Т, кДж/(моль * К);

Средняя мольная изохорная теплоемкость чистых продуктов сгорания.

20,47+0,0036 Т, кДж/(моль*К);

Теплоемкость смеси воздуха и остаточных газов на ходе сжатия.

+19,305 +0.00254 * , кДж/(моль*К);

Средний показатель политропы сжатия.

Находим методом последовательных приближений из следующего уравнения:

принимаем = 1,356

Давление в конце сжатия.

0,158*16^1.356=6,78 МПа;

Температура в конце сжатия.

380,603*16^1.356-1=1020,097 К;

2.4 Расчет процесса сгорания

Действительное количество воздуха для сгорания.

кмоль/кг;

Химический коэффициент молекулярного изменения.

 ;

Действительный коэффициент молекулярного изменения.

;

Доля топлива сгоревшего в точке Z.

;

Коэффициент молекулярного изменения в точке Z.

1,025 ;

Средняя мольная изохорная теплоемкость в точке Z.

19,8119+0,003*Т кДж/(моль*К) ;

Средняя мольная изохорная теплоемкость в точке B.

19,8815+0,003*Т кДж/(моль*К) ;

Максимальная температура сгорания.

Находим из следующего уравнения:

Сократив уравнение, получим

0,00332*Т_z²+31,1297*T_z-73248,721=0

откуда:

T_z=1948,022 К;

Максимальное давление сгорания.

1,4*6,78 = 9,492 К;

2.5 Расчет процесса расширения

Степень предварительного расширения.

;

Степень последующего расширения.

;

Средний показатель политропы расширения и температура в конце процесса расширения (находим из следующей системы уравнений, методом последовательных приближений):

К

Давление в конце процесса расширения.

МПа ;

2.6Определение индикаторных показателей.

Теоретическое индикаторное давление.



Действительное среднее индикаторное давление

МПа;

Индикаторный удельный расход топлива

кг/(кВт*час);

Индикаторный КПД.

;

2.7 Определение эффективных показателей

Среднее эффективное давление.

P_i*_м=0,936*0,9=0,84 МПа;

Удельный эффективный расход топлива.

МПа;

Эффективный КПД двигателя

_i*_н=0,493*0,9 = 0,444 МПа;

Эффективная мощность двигателя

13,1*0,23²*0,30*1*0,84*750*12=1572,119 кВт;

Сравнение заданной и полученной мощности двигателя.

;

Ошибка не превышает допустимую (5%).

3. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ТЕОРЕТИЧЕСКОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ.

3.1 Нахождение точек политропы сжатия и расширения

для процесса расширения:

, МПа;

- для процесса сжатия:

, МПа;

Результаты расчетов заносим в табл.1.

3.2 Проверка правильности построения индикаторной диаграммы

где Р_id - среднее индикаторное давление по индикаторной диаграмме.

P_id = F_i*m_p/l_d , МПа;

где: F_i= 2751,5 мм² -площадь индикаторной диаграммы ;

m_p = 0,0562 МПа/мм - масштаб по оси давлений ;

l_d = 167 мм - длина индикаторной диаграммы ;

P_id = 2751,5*0,0562/167 = 0,927 МПа ;

;

Ошибка не превышает допустимую (5%).

Ординаты политропы сжатия и расширения. Таблица 1.

4. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ ВТУЛОК ЦИЛИНДРОВ

Втулка вместе с крышкой цилиндра и движущимся поршнем образуют переменный объем, в котором осуществляется рабочий цикл. В тронковых двигателях втулка является направляющей ля поршня.

Для четырехтактных двигателей втулку делают в виде тонкостенного цилиндра с переменным сечением по высоте (рис.1, а). Конструкция втулок двухтактных двигателей (рис.1, в) отличается наличием окон, необходимых для газообмена. Внутреннюю поверхность втулок (зеркало) тщательно обрабатывают, чтобы уменьшить трение поршня и колец. Втулку выполняют вставной, что упрощает ее изготовление и замену при ремонте.

Втулка рабочего цилиндра работает в сложных условиях. Действие высокого давления газов, нормальной силы КШМ в тронковых двигателях и силы заедания поршня (в экстремальных случаях) вызывают в элементах втулки механические напряжения. Силы трения от действия нормальной силы в тронковых двигателях и давления поршневых колец вызывают износ рабочей поверхности втулки. При использовании тяжелых высокосернистых топлив из-за коррозионного воздействия прогрев газами температуры вызывает в ее стенках температурные напряжения,

которые в сумме с механическими могут привести к деформации или разрушению втулки. Со стороны водяной полости поверхности втулки и рубашки подвергаются коррозионному разрушению и кавитационной эрозии, являющейся следствием вибрации втулки.

В судовых ДВС в основном применяются мокрые втулки, омываемые водой со стороны зарубашечного пространства. Такие втулки обеспечивают лучший теплоотвод и легко заменяются при необходимости. Устанавливаются втулки в расточенные отверстия верхней и нижней плит рубашки и центрируется в них опорными поясами. Втулка (рис.1,а) фиксируется только в верхней части с помощью бурта (фланца) 2, прижимаемого крышкой 1 к верхней плите блока, поэтому при нагревании она может свободно расширяться в осевом направлении. Уплотнение верхнего пояса 3 втулки производится в ВОД по притерным опорным поверхностям, а в СОД и МОД - с помощью герметизирующих паст. Чтобы исключить протечки воды в картер средний 4 и нижний 5 посадочные пояса уплотняются резиновыми кольцами 6 круглого или прямоугольного сечения, которые устанавливаются в канавки на поверхности втулки.

В двухтактных двигателях средний пояс 1 втулки, где находятся окна 2 для газообмена, уплотняется резиновыми 3 и медными 4 кольцами. Последние устанавливаются на втулке ближе к горячим каналам выпускных окон, а резиновые - ближе к водяной полости (рис.1, в).Газовый стык между втулкой и крышкой уплотняется путем притирки сопрягаемых поверхностей либо установкой в кольцевую проточку верхнего торца втулки медной или стальной омедненной прокладки.

В некоторых СОД с пониженной удельной массой применяют подвесные втулки 3, которые крепятся к крышке цилиндра 1 отдельными шпильками 2, а крышка - к блоку крышечными шпильками (рис. 1, б). Такое крепление втулки позволяет снизить влияние монтажной деформации блока цилиндров на геометрическую форму втулки и допускает увеличение размера нижней головки шатуна, необходимого для выемки его через цилиндр, до величины наружного диаметра втулки. Снабжение подвесной втулки охлаждающей рубашкой 4 позволяет защитить сварной блок 5 от коррозии.

При проектировании втулок необходимо обеспечить хорошее охлаждение их верхнего пояса, чтобы сохранить слой смазочного масла в зоне верхнего поршневого кольца. Практика конструирования показывает, что в СОД с D400 мм и р_е до 1,8 МПа достаточно обычного опорного бурта, если зона охлаждения в рубашке доведена до опорной части бурта (рис. 1, г). Применение оребренной втулки с охватывающем ее бандажом позволяет повысить прочность и жесткость детали без увеличения толщины стенки, снизить температуру стенки за счет увеличения скорости воды в каналах между ребрами 1 и бандажом 2 (рис.1, д).Охлаждение верхней части втулки путем прокачки охлаждающей воды через глухие радиальные сверления 1 , выполнение в опорном бурте 2 втулки (рис.1, е), обеспечивает боле стабильное температурное поле при различной нагрузке двигателя. В высокофорсированных СОД и МОД применяют втулки с высоким толстостенным буртом. В нем по касательным выполнены наклонные сверления 2, пересекающиеся с радиальными 1 (рис.1, ж). В таких втулках уровень механических напряжений определяется толщиной бурта, а тепловых напряжений - расположением охлаждающих отверстий относительно зеркала цилиндра.

С целью повышения коррозионной и кавитационной стойкости втулок осуществляют специальную водоподготовку, регулярно очищают поверхности от продуктов коррозии и накипи, окрашивают, хромируют или кадмируют ее наружную поверхность. Уменьшают вибрацию втулки, повышают температуру охлаждающей воды.

Ресурс втулки во многом зависит от качества смазывания ее рабочей поверхности. В СОД и МОД смазывание втулки обеспечивается масляным туманом, образующимся при разбрызгивании масла, вытекающего из узлов трения. В МОД и некоторых СОД масло подается на зеркало цилиндра дозированными порциями через штуцера, смазочные отверстия а и маслораспределительные канавки b (рис.1, в) специальным насосом-лубрикатором.

Втулки обычно изготавливают из чугуна марок СЧ30…СЧ35, легированные хромом, никелем, а также из жаропрочного чугуна марок ЧН1ХМД, ЧН2ОМ2Ш и стали марок 35ХМЮА и 38ХМЮА. Износостойкость рабочих поверхностей повышается при пористом хромировании чугунных и азотировании стальных втулок.

5. ОПИСАНИЕ ВТУЛКИ ДВИГАТЕЛЯ 6ДН 23/30

В двигателе 6ДН 23/30 применяется мокрые втулки, омываемые водой со стороны зарубашечного пространства устанавливаемые в расточенные отверстия плит рубашки и центрируемые в них опорными поясами. Втулка фиксируется только в верхней части с помощью фланца прижимаемого крышкой к верхней плите блока, поэтому при нагревании она может свободно расширятся в осевом направлении. Уплотнение верхнего пояса производится с помощью герметизирующей пасты.

Средний и нижний пояс уплотняется резиновыми кольцами круглого сечения, для избежания утечек воды и воздуха высокого давления.

Смазка зеркала цилиндра осуществляется масляным туманом.

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ.

Толщина стенки

- в верхней части =(0.06-0.1)*D=0.08*230=18,3 мм ;

- в нижней части ₁=(0.04-0.06)*D=0.06*230=13,8 мм ;

Наибольший диаметр опорного бурта.

D₁=(1.25-1.35)*D=1.3*230=299 мм ;

Наружный диаметр пояса

D₂=(1.15-1.2)*D=1.2*230=276 мм ;

Длина втулки.

L=(1.7-2)*S=1.7*300 = 510 мм ;

7. Прочностной расчет втулки

Наибольшие нормальные напряжения растяжения в тангенциальном направлении на внутренней поверхности цилиндровой втулки.

МПа;

Напряжения сжатия на внутренней поверхности втулки.

МПа;

Эквивалентное напряжение.

МПа;

где: _s=(0,25-0,3)-коэффициент характеризующий неодинаковость прочности чугуна на растяжение и сжатие.

Допускаемое эквивалентное напряжение - (30-60) МПа.

Наименьшие нормальные напряжения растяжения в тангенциальном направлении у наружной поверхности цилиндровой втулки

МПа;

Эквивалентное напряжение на наружной поверхности.

МПа;

Допускаемое эквивалентное напряжение - (30-60) МПа.

Усилие от затяжки крышечных шпилек.

Н;

Нормальная составляющая Р_d.

P_n = P_d*Cos(89.6)= 847039*Cos(89.6) = 5913.403 H;

Тангенциальная составляющая Р_d.

P_t = P_d*Sin(89.6)= 847039*Sin(89.6) = 847018.861H;

Напряжения в сечении опорного бурта:

Растяжения

МПа;

Скалывания

МПа;

Изгиба от пары сил

МПа;

Суммарные напряжения в опорном бурте.

МПа;

Допускаемые суммарные напряжение - (40-60) МПа.

Напряжения смятия в опорном бурте фланца втулки.

МПа;

Допускаемые напряжения смятия в опорном бурте фланца втулки - (80-100) МПа.

Удельное давление на опорной кольцевой заточке шириной b.

МПа.

Допускаемое давление - (40-80) МПа.

ЛИТЕРАТУРА

Фомин Ю.Я., Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л., Судостроение, 1989 ;

Ваншейдт В.А., Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л., Судостроение, 1977 ;

Дизели. Справочник под ред. В.А. Ваншейдта - Л. Машиностроение, 1964;

Ваншейдт В.А., Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей, Л., Судостроение, 1969.