Расчет двигателя MAN B&W 5L70MC-C (5ДКРН70/236)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное Морское Агенство Морского и Речного Транспорта

ГМУ им. Адм. Ф.Ф. Ушакова

Кафедра: Судовые энергетические установки.

Расчет двигателя MAN B&W 5L70MC-C (5ДКРН70/236)

К У Р С О В О Й П Р О Е К Т

по предмету «Судовые двигатели внутреннего сгорания»

Выполнил:

курсант 241 группы

Хаков Камиль

Проверил преподаватель

Полковников А. К.

Новороссийск, 2020 г



Содержание

Введение

Анализ конструкции двигателей фирмы MAN B&W

Анализ рабочего цикла

Оценка параметров газообмена и наддува

Оценка тепловой напряжённости цилиндра

Динамика, условия работы подшипников, уравновешенность дизеля

Проверка прочности основных деталей ДВС

Выбор режима работы дизеля. Регулировка.

Список использованной литературы

двигатель рабочий подшипник



Введение

Судовые двигатели внутреннего сгорания имеют самое широкое применение на морском флоте. Свыше 90% имеют ДВС в качестве главных двигателей, кроме этого на любом судне обязательно имеется дизель-генератор.

Задачей судомеханика является надёжная безаварийная эксплуатация двигателей внутреннего сгорания на рабочих режимах.

Необходимость расчетов судового дизеля может возникнуть при анализе работы двигателя и его узлов в различных условиях эксплуатации (в первую очередь при работе в неспецификационных условиях - при демонтированных элементах движения, отключенных цилиндрах, демонтированных турбокомпрессорах, при работе на тяжелый винт, регулировке топливной аппаратуры, а также ремонтах - когда протачиваются элементы движения).

В связи с этим данный курсовой проект представляет значительный интерес в процессе подготовки судовых механиков. Выполнение этой работы позволяет провести анализ работы и состояние судовых дизелей. Осуществить выбор режима эксплуатации с учётом технического состояния дизеля, изменением внешних условий, освоить навыки проверочного расчёта. Приобретаются навыки построения характеристик дизеля.

Расчёт позволяет разобраться во взаимосвязи рабочих параметров и носит поверочный характер, что отвечает потребностям анализа конкретных ДВС в условиях эксплуатации.

В данный курсовой проект входят следующие разделы, в которых проводятся расчеты или оценка:

1. рабочего цикла в цилиндре;

2. газообмена и наддува 2-тактного дизеля;

3. тепловой напряженности крышки, поршня;

4. динамики кривошипо-шатунного механизма, подшипников коленчатого вала, уравновешенности двигателя.



Анализ конструкции двигателей фирмы MAN-Burmeister&Wain

Двигатель Man B&W 5L70MC-это 2-тактный крейцкопфный реверсивный дизель с одноступенчатым газотурбинным наддувом при постоянном давлении. Малые хода двигателя обеспечивается вспомогательными компрессорами с электрическим приводом. При набросе нагрузки компрессоры автоматически отключаются при избыточном давлении наддува 0,65-0,70 бар, при сбросе нагрузки двигателя компрессоры включаются при давлении продувочного воздуха 0,45-0,40 бар. На полных ходах двигателя продувочный воздух сжимается до давления 2,6-3,5 бар. Газовыхлоп из всех цилиндров производится в один общий выхлопной ресивер, что и определяет систему наддува при постоянном давлении. Однако диффузорная конфигурация выхлопного канала из каждого цилиндра позволяет использовать и энергию импульса при выпуске газа. Газотурбонагнетатели - с валом на шарикоподшипниках, с автономными системами смазки для турбинной и компрессорной частей.

Фундаментная рама (bedplate) двигателя имеет повышенную жесткость по сравнению с более ранними конструкциями за счет ее коробчатой формы. У двигателя фундаментная рама цельная сварная. В поддоне предусматривается 2 отверстия для стока смазочного масла из картера в циркуляционную масляную цистерну, расположенную под двигателем. В фундаментной раме вварены поперечные стальные литые опоры для рамовых подшипников, где расположены стальные тонкостенные вкладыши, залитые белым металлом. С кормы двигателя расположен отсек цепного привода, где размещен и встроенный в двигатель упорный подшипник. С носа двигателя имеется небольшой отсек для размещения поршневого демпфера осевых колебаний и цепного привода противовесов для уравновешивания моментов 2-го порядка.

Станина стальная цельносварная со входными дверями в каждый отсек цилиндров и в отсек приводов со стороны управления. Отсек приводов имеет дверь и с противоположной стороны. Предохранительные клапаны картера расположены в верхней части станины со стороны газовыхлопа и с носового торца. Каждый цилиндр имеет по 4 стальных направляющих крейцкопфа, приваренных к конструкции станины.

Сальник штока поршня по наружному диаметру уплотняется одним резиновым кольцом. Уплотнение штока - с помощью 1 грязевого кольца, 2-х составных уплотнительных и 4-х маслосъемных колец, стянутых пружинами. Все кольца изготовлены из бронзы.

Блок цилиндров собран в единый моноблок на призонных болтах из отдельных литых чугунных блоков, в каждый блок запрессована цилиндровая втулка. Материал втулки - модифицированный чугун. В верхнем бурте нижней части втулки просверлены отверстия для 8 штуцеров цилиндровой смазки. Верхняя часть втулки снаружи закрыта пустотелой чугунной рубашкой охлаждения. В районе камеры сгорания втулка имеет косые сверления для прохода охлаждающей воды. Уплотнение втулки обеспечивается: в нижней части - 4-мя резиновыми кольцами; в верхней части в районе рубашки охлаждения - 2-мя резиновыми кольцами (по одному сверху и снизу рубашки). Уплотнение посадочного места между втулкой и блоком обеспечивается притиркой посадочных мест (без прокладок), между втулкой и крышкой - уплотнительным кольцом из мягкого железа. Перепуск охлаждающей воды из блока в рубашку охлаждения осуществляется по 4-ем перепускным патрубкам, из рубашки в крышку цилиндров - по таким же перепускным трубкам. Крышка цилиндра - стальная литая, колпачкового типа со сверлениями для прохода охлаждающей воды. В крышке расположены 2 форсунки, выхлопной клапан, индикаторный кран и предохранительный клапан. Крышка крепится к блоку цилиндра с помощью гидравлического кольца на 16 шпильках, проходящих через пустотелую рубашку охлаждения верхней части втулки.

Выхлопной клапан имеет чугунный литой корпус, шпиндель с импеллером для проворачивания потоком газов, охлаждаемое седло. Охлаждающая вода по сверлениям в крышке проходит через сверления в седле близко от посадочного пояса, затем направляется в полость охлаждения корпуса клапана и выходит из верхней части корпуса в отливную трубу. Посадочные пояски шпинделя и седла обычно наплавлены стеллитом. В последние годы для наплавки посадочных поясков используется более прочный и более дорогой сплав - нимоник. Открывается клапан гидравлическим поршнем, закрывается, расположенным ниже пневматическим поршнем. Крепится клапан к крышке с помощью 4-х шпилек, затягиваемых гидравлическими домкратами. Анкерные болты двигателей - стальные составные, состоят из 2-ух частей, стягивают воедино блок, станину и фундаментную раму. Гайки анкерных болтов затягиваются гидравлически на 900 бар.

Поршень имеет стальную головку и укороченную чугунную юбку. В поршне размещены 4 компрессионных кольца (на одно кольцо меньше, чем в более ранних конструкциях, чем снижаются механические потери в цилиндре). Поршень охлаждается маслом, которое подводится и отводится с помощью сверлений в поперечине крейцкопфа и стальной трубки внутри штока аналогично использованной схеме в более ранних моделях.

- стальная кованая со сверлеными каналами для прохода масла. К поперечине крепиться резьбовым соединением подпятник штока поршня, колено телескопа подвода смазки и сливная труба масла охлаждения поршня.

Вкладыши головного и мотылевого подшипников имеют тонкостенные стальные вкладыши, залитые белым металлом. Внутри шатун имеет сверление для прохода смазки от головного к мотылевому подшипнику. Использование безвильчатого шатуна увеличило опорную площадь головного подшипника, что позволило снизить удельное давление в подшипнике и повысить его надежность.

Коленчатый вал стальной полусоставной, кривошипы литые, рамовые шейки запрессованы. С кормы двигателя к коленчатому валу крепится 2-рядная звездочка привода распределительного вала. Упорный гребень с упорным подшипником размещен в отсеке приводов.

Распределительный вал приводится 2-рядной цепью. Две промежуточные звездочки используются для размещения противовесов -- таких же, как и с носа двигателя, для уравновешивания моментов от сил инерции 2-го порядка. От распределительного вала приводится валик лубрикаторов цилиндровой смазки и регулятор частоты вращения. С кормового торца к распределительному валу крепится валик воздухораспределителя. Кулаки топливо и газораспределения и соединительные фланцы участков распределительного вала насажены на вал горячепрессовой посадкой.

Двигатель имеет общепринятую систему пуска, включающую в себя главный пусковой клапан, пусковые клапаны цилиндров и золотниковый воздухораспределитель. На ранних моделях использовался ротационный воздухораспределитель, однако затем от него отказались. При реверсе двигателя реверсируются только воздухораспределитель и толкатели ТНВД (с помощью воздушных цилиндров на каждом насосе).

Системы циркуляционной смазки коленчатого вала и распределительного вала разделены. Насосы смазки коленчатого вала (2 единицы) - центробежного типа, с электроприводом. Смазка подается к двигателю по 2-ум трубам: от нижней трубы - на смазку рамовых и упорного подшипников и на отсек приводов, от верхней - к телескопам на смазку головных, крейцкопфных и мотылевых подшипников и на охлаждение поршней. Смазка подшипников распределительного вала и питание гидравлической системы открытия выхлопных клапанов обеспечивается автономной системой с 2-мя электроприводными винтовыми насосами. Цилиндровая смазка включает в себя лубрикаторы с 8 точками смазки на каждом цилиндре с подачей масла на каждом ходе поршня. Охлаждение цилиндров обеспечивается одним из 2-ух центробежных насосов с электроприводом, подающих пресную воду на охлаждение диафрагм, цилиндровых втулок, крышек и выхлопных клапанов цилиндров. Верхний бурт втулки, крышка и седло выхлопного клапана имеют сверления для прохода охлаждающей воды.

Расчет Дизеля 5l70mc (5дкрн 70/236)

1 Анализ рабочего цикла

1. Исходные данные:

марка двигателя 5ДКРН 70/236

эффективная мощность

частота вращения

число цилиндров

диаметр цилиндра

ход поршня

2. Среднее эффективное давление по данным индицирования:

где, m = 1 - коэффициент тактности

D - диаметр цилиндра

S - ход поршня

3. Давление и температура окружающей среды:

4. Давление сжатия воздуха в компрессоре (абсолютное):

5. Показатель политропы сжатия воздуха:

6. Коэффициент избытка воздуха на сгорание:

7. Относительная доля потерянного хода поршня:

8. Действительна степень сжатия в цилиндре:

9. Показатель политропы сжатия воздуха:

10. Максимальное давление сгорания принимаем из Service Performance:

11. Коэффициент использования теплоты в точке z:



12. Показатель политропы расширения газов в цилиндре:

13. Коэффициент остаточных газов:

14. Температура остаточных газов:

15. Механический КПД:

16. Характеристика топлива:

содержание углерода

содержание водорода

содержание кислорода

содержание серы

содержание воды

Теплотворная способность

Процесс наполнения

17. Давление в продувочном ресивере принимаем из Service Performance:



18. Давление в цилиндре в начале процесса сжатия:

19. Температура воздуха на выходе из компрессора принимаем из Service Performance:

20. Температура воздуха в продувочном ресивере принимаем из Service Performance:

21. Подогрев воздуха о стенки цилиндра:

22. Температура заряда в цилиндре в конце процесса наполнения:

23. Коэффициент наполнения, отнесенный к полному ходу поршня :

Процесс сжатия

24. Давление в цилиндре в конце сжатия принимаем из Service Performance:

25. Температура в конце сжатия:

Термохимия процесса горения

26. Теоретически необходимо количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

27. Действительное количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

28. Химический коэффициент молекулярного изменения:



29. Действительный коэффициент молекулярного изменения:

30. Средне мольная изохорная теплоемкость воздуха в конце сжатия (точка С):

31. Средняя мольная изохорная теплоёмкость остаточных газов при температуре (в точке C):

32. Средняя мольная изохорная теплоёмкость смеси продуктов сгорания и воздуха при температуре :

33. Средняя мольная изобарная теплоемкость смеси газов при температуре :

34. Степень повышения давления при сгорании:

35. Температура рабочего тела в конце процесса (точка z):

Решаем квадратное уравнение вида:

36. Степень предварительного расширения:

Процесс расширения

37. Степень последующего расширения:

38. Давление в цилиндре в конце расширения:



39. Температура газов в конце расширения:

Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла

40. Среднее индикаторное давление, отнесенное к полезному ходу поршня:

41. Среднее индикаторное давление скругленного цикла, отнесенное к полному ходу поршня:

42. Среднее эффективное давление:

43. Расхождение требуемого по условиям задания и полученного в результате расчета значений среднего эффективного давления:

44. Удельный индикаторный расход топлива:

45. Удельный эффективный расход топлива:

принимаем

46.Индикаторный КПД:

47. Эффективный КПД:

Определение мощности двигателя

48. Рабочий объем цилиндра:



49. Индикаторная мощность цилиндра:

50. Расчетная индикаторная мощность двигателя:

51. Расчетная эффективная мощность двигателя:

Построение расчетной индикаторной диаграммы

52. Полезный ход поршня:

53. Высота камеры сжатия:

54. Полезный объем цилиндра:



55. Объем цилиндра в точках c, z, a цикла и в нижней мертвой точке (точке m):

56. Масштаб оси абсцисс расчетной индикаторной диаграммы в размерности линейных размеров двигателя:

57. Масштаб оси абсцисс в размерности объема:

5 8. Абсциссы индикаторной диаграммы, соответствующие объемам в точках c, z, a, m цикла:

59. Масштаб оси ординат:

60. Построение характерных точек индикаторной диаграммы в точках a, c, z, b.

61. Промежуточные значения давления:

На линии сжатия

На линии расширения

Va/Vx	Vx,m3	Vx, см чертеж	P`x, МПа	P``x, МПа
1	0.885	22.12	0.362	1.03
1.5	0.59	14.75	0.62	1.74
2	0.442	11.06	0.93	2.53
3	0.295	7.37	1.61	4.29
4	0.221	5.53	2.38	6.24
6	0.147	3.68	4.14	10.57
8	0.11	2.76	6.12	15.37
10	0.088	2.2	8.29	-
12	0.073	1.84	10.62	-



63. Скругление теоретической индикаторной диаграммы

Истинные объём и давление в цилиндре в момент начала газовыпуска:

где, - ход поршня от ВМТ до момента начала газовыпуска.

=1.69 м

-угол предварительного газовыпуска до НМТ

- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимаем 0,4

64. Определяется площадь скругленной индикаторной диаграммы:

65. Рассчитывается среднее индикаторное давление по индикаторной диаграмме:

66. Расхождение среднего индикаторного давления, найденного по индикаторной диаграмме, и расчетного значения :

67. Вывод по результатам расчетов:

Итоги расчета рабочего цикла с высокой точностью совпадают с данными индицирования ГД, что позволяет аргументировано использовать эти данные для дальнейшего анализа: газообмена и наддува, тепловой напряженности цилиндра, динамики.

Параметры газообмена и наддува

Определение располагаемого время - сечения

1. Размеры органов газообмена:

количество окон

высота окон

ширина окон

угол наклона окон к оси цилиндра

угол наклона окон к радиусу цилиндра

количество клапанов

средний диаметр клапана

макс высота подъема клапана

угол наклона посадочного пояса клапана к оси

2. Fпр= i bi hi Sin вi Cos гi = 1.821 м2

Fкл = р dкл cosб hкл = 0,083 м2

3. Масштаб линейных размеров двигателя и масштаб открытия клапана:

4. Масштабы площадей:



MFпр = MR *Fпр =0,1*1.649 =0,1649 м/см

5. Масштаб оси абсцисс диаграммы угол-сечение:

6. Масштаб времени оси абсцисс:

7. Масштаб площадей диаграммы время сечение:

МFпр-ф = МFпр? Мф = 0,1649*0,0154= 0,0025 м2 •с/см2

8. Поправка профессора Ф.А. Брикса на конечную длину шатуна:

9. Линейные размеры двигателя в масштабе чертежа:

радиус кривошипа 11.8 см

поправка профессора Брикса

высота окон

потерянный ход поршня по окнам

10. Площади диаграммы время сечения:

свободного выпуска

принуждённого выпуска

продувка

11. Располагаемое время сечения:

Определение теоретически необходимого время - сечения

14. Параметры газа в момент открытия газовыпускного органа (точка в):

давление

объём

температура

15. Объем цилиндра в момент открытия продувочных окон:

16. Давление в выпускном коллекторе (перед газовой турбиной):

17. Коэффициент расхода при истечении газа за фазы:

свободного выпуска

принужденного выпуска

продувки

18. Давление в цилиндре в конце фазы свободного выпуска (точка H)



19. Средний объем цилиндра за фазу свободного выпуска:

20. Расчетное давление в цилиндре в точке d (в момент открытия продувочных окон ):

21. Время-сечение свободного выпуска, обеспечивающее снижение давления в цилиндре до величины :

22. Объем цилиндра в момент конца фазы свободного выпуска (точка H):

23. Температура газов в цилиндре в конце фазы свободного выпуска:

24. Вес газов, вытекающих из цилиндра за фазу свободного выпуска:

25. Весовой коэффициент избытка продувочного воздуха:

.12\1,5=1,12

26. Коэффициент продувки:

27. Геометрический коэффициент избытка продувочного воздуха:

28. Удельный объем воздуха при параметрах :

29. Вес воздуха поступающего в цилиндр за цикл:

30. Вес газов и воздуха, вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска и продувки:

31. Средняя температура газов в цилиндре в период принуждённого выпуска:

32. Средний удельный объем газов в цилиндре за период принужденного выпуска:

33. Функция перепада давления в цилиндре и выпускном коллекторе:

34. Теоретически необходимое время - сечения принужденного выпуска:



35. Функция перепада давления в продувочном ресивере и цилиндре:

36. Удельный объем воздуха в продувочном ресивере:

37. Теоретически необходимое время - сечения продувки:

В. Проверка достаточности проходных органов газообмена.

38. Условные скорости истечения газов за фазы:

свободного выпуска

принужденного выпуска



Продувка

39. Отношение располагаемых и теоретических необходимых время-сечение:

Расчет энергетической системы баланса наддува

40. Выбираем газотурбинный изобарный наддув

- в фильтре компрессора: оф=(0,93ч0,99) =0.99
- в воздухоохладителе: оs = (0,97ч0,98) =0.98
- при продувке цилиндра: оп=(0,88ч0,96)=0.88
- в выпускном трубопроводе (до турбины): от = (0,96ч0,98)=0.98
- в выпускном трубопроводе после турбины: оR=(0,97ч0,98)=0.98 42. Степень повышения давления в компрессорах

43. Давление газов за турбиной

44. Степень снижения давления газов в турбине



45. Часовой расход топлива

46. Расход воздуха на двигатель

47. Расход газа через турбину

48. Средняя температура газов за фазу свободного выпуска

49. Средняя мольная теплоемкость газов за фазу свободного выпуска:

50. Средняя мольная теплоемкость газов за фазу принужденного выпуска

51. Средняя мольная теплоемкость воздуха за фазу принужденного выпуска

52. Количество воздуха, вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска

53. Количество отработавших газов, вытекающих из цилиндра при принужденном выпуске

54. Средняя температура газов перед турбиной

55. Адиабатная работа сжатия 1кг воздуха в турбине

где К=1.4

56. Располагаемая работа газов перед турбиной

где =1.34

57. Адиабатный КПД компрессора

58. КПД турбины

59. Коэффициент импульсивности

60. Мощность, требуемая для привода компрессора

61. Располагаемая мощность газовой турбины

Оценка тепловой напряженности цилиндра

1.Температура:

в водяной системе охлаждения зарубашечного пространства и крышки цилиндра

в системе охлаждения поршня

2. Материал:

крышка цилиндра - сталь

поршня - сталь

3. Толщина стенок расчетная:

крышки

снимаем с чертежа

поршня

снимаем с чертежа

нагар со стороны газов

накипь со стороны охлаждения

4. Коэффициенты теплопроводности:

материал крышки

материал поршня

Нагар

Накипь

5. Коэффициенты теплоотдачи охлаждающей среде:

в крышке

в поршне

6. Весовой заряд воздуха и остаточных газов в цилиндре на линии сжатия:



7. Всего газов в цилиндре на линии расширения:

8. Определяем давление на линии сжатия расширения и соответствующие объемы цилиндра для каждого расчетного положения коленчатого вала с выбранным шагом :

9. Расчетная температура в цилиндре:

на линии сжатия (участок a-c)

рассчитывается для каждого положения коленчатого вала

на линии расширения (участок z-b)

рассчитывается для каждого положения коленчатого вала

10. Расчетная температура в цилиндре на линии расширения ( участок bн фазы свободного выпуска газов):

11. Температура газов в цилиндре в момент нахождения поршня в НМТ:

12. Строится расчетная диаграмма температуры газов в цилиндре, производится её скругление, оценивается температура газов на расчетных интервалах в период продувки.

13. Коэффициент теплоотдачи от газов к стенкам цилиндра:

- рассчитывается для каждого расчетного интервала на линиях сжатия и расширения и заносится в таблицу ....

14. Произведение рассчитывается для каждого положения коленчатого вала

15. Среднее значение параметров:

температуры газов в цилиндре

684

коэффициент теплоотдачи

произведение

16. Результирующая температура газов в цилиндре:

17. Расчетные коэффициенты теплоотдачи:

для крышки цилиндров

для головки поршня

18. Удельный тепловой поток:

через крышку

через головку поршня

19. Расчетные температуры стенок со стороны газов:

крышки

oпкв	Vx*103 m3	Сжатие	Расширение
		P`x МПа	T`x K	a`г кДж/м2ч.к	a`гT`x10-3 кДж/м2ч	P``x МПа	T``x K	a``г кДж/м2ч.к	a`гT`x10-3 кДж/м2ч
0	68	11,84	967,39	8628,8	8347,4
10	78	9,68	907,216	7555,57	6854,5
20	107	6,3	809,963	5759,39	4664,9		0	0	0
30	154	3,87	716,098	4244,39	3039,4	9,88	1743,9	10583	18455,9
40	216	2,45	635,859	3182,27	2023,5	6,41	1586,92	8131,7	12904,4
50	289	1,65	572,958	2479	1420,4	4,4	1457,45	6456,5	9410,07
60	369	1,17	518,744	1986,29	1030,4	3,19	1349,15	5289,3	7136,11
70	453	0,89	484,428	1674,11	810,98	2,44	1266,87	4482,7	5678,94
80	536	0,7	450,821	1432,27	645,7	1,96	1204,11	3916,8	4716,28
90	616	0,57	421,887	1250,29	527,48	1,64	1157,89	3513,4	4068,17
100	690	0,48	397,953	1114,32	443,45	1,49	1178,37	3378,4	3980,95
110	757	0,42	382,02	1021,27	390,15	1,42	1232,05	3372,3	4154,91
120	816	0,38	372,576	959,341	357,43	1,32	1234,55	3254,7	4018,13
130	865	0,36	374,16	935,739	350,12	1,13	1120,3	2868,7	3213,82
140	905	0,36	391,46	957,13	374,68	0,89	923,17	2311,1	2133,5
150	936	0,36	404,87	973,385	394,1	0,67	718,78	1769,3	1271,76
160	958	0,36	414,39	984,758	408,07	0,5	549,01	1335,8	733,38
170	971	0,36	420,01	991,417	416,41	0,4	445,17	1075,9	478,949
180	976	0,36	422,18	991,417	418,55	0,36	402,71	970,79	390,949

Поршня

20. Расчетные температуры со стороны охлаждения:

Крышки

Поршня

21. Градиенты температур:

в стенке крышки

в стенки головки поршня

Выводы:

Уровень тепловой напряженности поршня и крышки находятся в допустимых пределах, дальнейшее увеличение нагрузки на двигатель возможно.

Динамика, условия работы подшипников, уравновешенность дизеля

Исходные данные

1. Основные размеры:

диаметр цилиндра

ход поршня

диаметр рамовой шейки

диаметр мотылевой шейки

диаметр головного подшипника

длина рамового подшипника

длина мотылевого подшипника

длина головного подшипника

длина шатуна

межосевое расстояние цилиндров

толщины щек коленчатого вала

2. Среднее индикаторное давление:

3. Частота вращения коленчатого вала:



4. Индикаторная мощность двигателя:

5. Порядок работы цилиндров:

1-4-3-2-5

Определение масс движущихся деталей

6. Масса шатуна с головками:

7. Масса поршня со штоком:

8. Масса крейцкопфа:

9. Масса элементов коленчатого вала:

мотылёвой шейки

рамовой шейки

щеки кривошипа

10. Расстояние от оси коленчатого вала до центра тяжести щеки:

11. Расстояние от центра тяжести шатуна до оси мотылевой щеки, отнесенное к длине шатуна:

12. Масса частей шатуна:

поступательно движущиеся части

врашательно движущейся части

13. Приведенная к радиусу кривошипа масса вращающихся деталей цилиндра:

14. Приведенная к радиусу кривошипа масса вращающихся деталей цилиндра:

15. Удельные массы:

поступательно движущихся частей

вращательно движущихся частей



вращающейся части шатуна

Расчет сил динамики

16. Поправка профессора Ф.А. Брикса:

17. Определение радиуса кривошипа к длине шатуна:

18. Угловая скорость вращения коленчатого вала:

19. Силы инерции поступательно движущихся частей:

в ВМТ

в НМТ

ордината EF

20. Силы веса поступательно движущихся частей, отнесенные к единице площади поршня:

21. Строим график « Диаграмма сил инерции Толле»

22. Угол заклинки кривошипов:

23. Разбиваем диаграмму профессора Ф. А. Брикса на равномерное число участков с шагом , снимаем для каждого положения коленчатого вала:

давление газов ( с индикаторной диаграммы)

силу (с диаграммы сил инерции Толле).

24. Определяем с выбранным шагом движущую силу , величины нормальной N , радиальной R и касательной T сил в первом цилиндре:



где

25. Строим рисунок « Кривые сил динамики».

26. Определяем среднее касательное усилие:

где - число ординат, приходящиеся на 1 период кривой

27. Индикаторная мощность двигателя по данным расчета динамики:

28. Расхождение расчетных значений (по данным индикаторной диаграммы и по результатам расчета сил динамики):

29. Выводы:

Полученные расхождения и можно объяснить

погрешностью при скруглении индикаторной диаграммы

неточность в методике Гринивецкого - Мазинга.

Расчет степени неравномерности вращения коленчатого вала

30. Моменты инерции элементов коленчатого вала:

мотылевой шейки с вращающейся массой шатуна



щеки коленчатого вала

рамовой шейки

31. Суммарный момент инерции вращающихся частей:

32. Площадь наибольшей площадки над или под кривой от линии

33. Площадь под линией на длине

34. Масштабы осей диаграммы суммарных касательных усилий для расчета работы:

оси ординат



оси абсцисс

35. Масштаб площади для расчета работы:

36. Величина избыточной работы:

37. Степень неравномерности вращения коленчатого вала:

38. Степень неравномерности вращения коленчатого вала, найденная через отношение площадей под кривой:

39. Выводы:

Практическое совпадение степеней неравномерности вращения рассчитанных в пунктах 37, 38 совпадают, что подтверждает правильность расчета.

Определение давлений в подшипниках

40. Расчетные площади подшипников двигателя:

Головного

Мотылевого

Рамового

41. Максимальные давления в подшипниках в пусковом положении:

в головном

в мотылевом

в рамовом

42. Центробежная сила, действующая на мотылевую шейку при работе дизеля:

43. Строим график « полярная и векторная диаграмму удельных давлений в мотылевом подшипнике

44. Строим график « развернутая диаграмма удельных давлений на мотылевую шейку», находим величины максимального удельного давления при работе дизеля.

Максимальное удельное давление снимаем с развернутой диаграммы

Среднее удельное давление определяется путем суммирования ординат на периоде изменения

45. Давление , отнесенное к единице расчетной площади мотылевого подшипника:

Максимальное

среднее



46. Отношение давлений

47. Выбираем расчетную рамовую шейку

Расчетной является шейка №3 между 4 и 3 цилиндрами, вспышки в которых смещены друг относительно друга на пкв. В этой шейке следует ожидать наибольших по сравнению с другими рамовыми шейками.

48. Удельное давление от центробежных сил на рамовые шейки цилиндра:

49. Рассчитываются составляющие суммарного вектора удельного давления на рамовый подшипник по формулам:

50. Строим график « полярная диаграмма удельных давлений на рамовый подшипник»

51. Строим график « развернутая диаграмма удельных давлений на рамовую шейку», находим значения максимального и среднего удельных давлений.

максимальное удельное давление снимается с развернутой диаграммы

среднее удельное давление определяется путем суммирования ординат на периоде изменения

52. Давление, отнесенное к единице расчетной площади рамового подшипника:

Максимальное

Среднее

53. Отношение давлений :

54. Удельное давление на головной подшипник при работе дизеля:

максимальное

среднее

55. Давление, отнесенное к единице площади головного подшипника:

максимальное

среднее

56. Отношение давлений :

57. Выводы.

Условие работы подшипников при пуске дизеля являются нормальными, давление возникающие в начальный момент времени находится в допустимых пределах.

Наблюдаются завышенные максимальные давления к единице расчетной площади в головном подшипнике, и как следствие завышенные отношения максимального к среднему давлению.

Анализ уравновешенности двигателя

58. Величины сил инерции, определяющих уравновешенность цилиндра:

Центробежных

поступательно движущихся масс 1-го порядка

поступательно движущихся масс 2-го порядка

где - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

59. Масштаб сил инерции для построения многоугольников сил:

60. Строим график « схемы кривошипов 1 и 2 порядка»

Схема кривошипов 1 порядка строится путем проекции кривошипов коленчатого вала на плоскость, перпендикулярную оси вала.

порядка получается из схемы 1 порядка путем поворота кривошипа каждого цилиндра на угол , в 2 раза больше действительного угла смещения этого кривошипа относительно 1-го цилиндра.

61. Строим силовые многоугольники сил инерции определяем неуравновешенные суммарные силы:

УPцj=794262.47

УP1j =678236.49

У P2j=271294.6

62. Выбираем плоскость отсчёта моментов от сил инерции при анализе уравновешенности по моментам, определяем плечи действия сил инерции цилиндров относительно плоскости отсчёта

l1 = 3.204 см;

l2 = 2.136 см;

l3 = 1.068 см.

l4=2.136см.

l5=3.204 см.

63. Величины моментов от сил инерции цилиндров относительно плоскости отсчёта:

Ї моменты от центробежных сил

Mцj1 = Pцj l1 = 0 Hм;

Mцj2 = Pцj l2 = 922925.5 Hм;

Mцj3 = Pцj l3 =461462.8 Нм.

Mцj4 =Pцj l4 = 461462.8 Нм.

Mцj5 =Pцj l5 = 922925.5 Нм.

Ї моменты от сил инерции 1-го порядка

M1j1 = P1j l1 = 678236.5 Hм;

M1j2 = P1j l2 = 209586.6 Hм;

M1j3 = P1j l3 = -548705 Hм.

Mцj4 =Pцj l4 = 209586.6 Нм.

Mцj5 =Pцj l5 = 678236.5 Нм.

Ї моменты от сил инерции 2-го порядка

M2j1 = P2j l1 = 869227.9 Hм;

M2j2 = P2j l2 = 579485.3 Hм;

M2j3 = P2j l3 = 289742.6 Hм.

Mцj4 =Pцj l4 =579485.3 Нм.

Mцj5 =Pцj l5 =869227.9 Нм.

64. Масштаб моментов от сил инерции для построения силовых многоугольных моментов:

Нм/см

65. Строим силовые многоугольники моментов от сил инерции, находим результирующие моменты:

66. Усиление от максимальной суммарной касательной силы, определяющей нагрузку на фундамент двигателя:

67. Максимальное значение крутящего момента двигателя:

68. Увеличение нагрузки на фундамент двигателя из-за неуравновешенных сил инерции:

Центробежных

1-го порядка

2-го порядка

70. Выводы.

Двигатель не уравновешен по всем силам инерции и по моментам от центробежных сил и сил инерции 2 порядка.

Двигатель не уравновешен по моментам от сил инерции 1 порядка

Проверка прочности основных деталей ДВС

диаметр рамовой шейки

длина мотылевого подшипника

межосевое расстояние цилиндров

толщина щек коленчатого вала

ширина щек коленчатого вала

длина половины шейки

половина длины шейки и толщины щеки

2. Минимальный диаметр рамовых и мотылевых шеек по требованию Регистра:

где

- предел прочности материала коленчатого вала при растяжении, ; для малоуглеродистой стали 35

D - диаметр цилиндра, см

S - ход поршня, см

L - расстояние между серединами рамовых шеек (межосевое расстояние цилиндров L=A ), см

- максимальное давление в цилиндре,

- коэффициент учитывающий степень форсировки двигателя

- среднее индикаторное давление,

- коэффициент, учитывающий число цилиндров.

3. Определить расчетное колено в 1-ом расчетном положении коленчатого вала, найти максимальное значение касательного усилия, подводимого от расположенных выше цилиндров.

Для определения расчетного колена в 1-м положении кривошип каждого цилиндра мысленно устанавливается в ВМТ и определяется величина суммарного касательного усилия, подводимого к этому кривошипу от выше расположенных цилиндров. То колено, к которому подводится наибольшее по абсолютной величине суммарное касательное усилие, будет являться расчетным. Расчетное колено определяется с помощью вспомогательной таблицы 5.1.

Расчетное колено принимаем №4.

Таблица 2 - определение расчетного колена в 1-м положении

№ цилиндра	Усилия в колене при различных положениях коленчатого вала
	00	360	720	1080	1440	1800
1	0	4,59	2,64	2,18	0,8	0
2	0,8	0	-0,63	-1,37	-1,05	-0,96
3	-0,63	-1,37	-1,05	-0,96	0	4,59
4	-1,05	-0,96	0	4.59	2,64	2,18
5	2,64	2,18	0,8	0	-0,63	-1,37

Моменты сопротивления изгибу:

Ї рамовой шейки

Wрам = 0,1?d3р=0,029 м3;

Ї мотылёвой шейки

Wм = 0,1?d3м=0,009 м3;

Ї щеки (от усилия Pz)

W`щ =b•h2/6 =0,025 м3;

Ї щеки (от усилия крутящего момента)

=0.01008м3

Моменты сопротивления кручению:

Ї рамовой шейки

=0,0591 м3;

Ї мотылёвой шейки

=0,0591 м3;

Скручивающий момент на расчетном колене в 1-м положении

=2.912 МНм.

Изгибающий момент:

Ї на рамовой шейке

Мир=0,5РzFп а=0.206 МНм;

Ї на мотылёвой шейке

= 0.969 МНм;на щеки колена (от реакции )

=0.453 МНм.

Напряжения кручения:

Ї в рамовой шейке

=49.28 МПа;

Ї в мотылёвой шейке

=49.28 МПа

Напряжения изгиба:

Ї на рамовой шейке

= 6.69 МПа;

Ї в мотылёвой шейке

=32.77 МПа;

в щеке

=49.19 МПа.

Напряжения сжатия в щеке

=8.92 МПа.

Максимальное суммарное напряжение в щеке

=172.95 МПа.

Сложное напряжение:

Ї в рамовой шейке

=98.81 МПа;

Ї в мотылёвой шейке

=103.87 МПа.

13. Определяем расчетное колено во 2- м расчетном положении коленчатого вала. 2-му расчетному положению соответствует тот угол поворота кривошипа, при котором касательное усилие в цилиндре максимальное. Расчетное колено определяется табличным методом таблица 6. Расчетным будет то колено, к которому подводится наибольшее суммарное усилие от выше расположенных цилиндров.

Таблица 3 - Определение расчётного колена во 2-м положении

№ цилиндра	Усилия в колене при различных положениях коленчатого вала
	360	720	1080	1440	1800	2160
1	4,59	2,64	2,18	0,8	0	-0,63
2	0	-0,63	-1,37	-1,05	-0,96	0
3	-1,37	-1,05	-0,96	0	4,59	2,64
4	-0,96	0	4.59	2,64	2,18	0,8
5	2,18	0,8	0	-0,63	-1,37	-1,05

Расчётным коленом является колено № 1, т.к. в нём максимальное значение касательного усилия УTmax =1.59 МПа.

R =5,95 МПа.

Усилие, действующее на кривошип во 2-м расчётном положении

=12.01 МПа.

Крутящий момент на расчетном колене:

Ї в кормовой рамовой шейке

=4.468 МНм;

Ї в мотылевой шейке

=3.69 МНм;

Ї в щеке

=0,143 МНм.

Изгибающий момент:

Ї на рамовой шейке

=0,248 МНм;



Ї на мотылёвой шейке

=1.16 МНм;

Ї на щеке колена (от реакции R/2)

=0,526 МНм.

Полярный момент сопротивления щеки кручению:

Ї на середине широкой стороны

=0,0143 м3,

где k - коэффициент, который определяется соотношением размеров щеки (соотношением b/h) , k =0,246 [3];

Ї на середине узкой стороны

=0,0393 м3.

Напряжения кручения:

Ї в рамовой шейке

=75.6 МПа;

Ї в мотылевой шейке

=62.4 МПа;



Ї в щеке (на середине широкой стороны)

=10 МПа;

Ї в щеке (на середине узкой стороны)

=3.63 МПа.

Напряжения изгиба:

Ї в рамовой шейке

=8.37 МПа;

Ї в мотылевой шейке

=39.32 МПа;

Ї в щеке (от реакции R/2)

=57.17 МПа;

Ї в щеке (от крутящего момента)

=145.27 МПа.

Напряжение сжатия в щеке:



=10.33 МПа.

Сложные напряжения:

Ї в рамовой шейке

=151.43 МПа;

Ї в мотылёвой шейке

=130.91 МПа;

Ї в щеке (на середине широкой стороны)

=70.41 МПа;

Ї в щеке (на середине узкой стороны)

=155.78 МПа.

Выводы по результатам расчёта коленчатого вала:

1) Диаметр шеек коленчатого вала соответствует требованиям Российского Морского Регистра Судоходства.

2) Условие прочности элементов коленчатого вала в 1-ом и во 2-ом расчетных положениях выполнено.

Расчёт шатуна.

Площадь поперечного сечения стержня шатуна

fш = р?d2ш / 4 =0,118 м2,

Момент инерции расчётного сечения шатуна

Jш = р d4ш / 64 =0,0011 м4.

Радиус инерции сечения шатуна:

i = = 0,091 м.

Степень гибкости шатуна

=35.01

где L Ї длина шатуна, м.

Момент сопротивления сечения шатуна на расстоянии от головного подшипника

Wш = 0,1?d3= 0,0058 м3.

Критическая сила, ломающая шатун

= 35.31 МН.

Степень надежности стержня шатуна при продольном изгибе

= 9.7

Напряжения сжатия в стержне



=36.6 МПа.

Максимальная сила инерции, действующая на единицу длины шатуна при работе дизеля

=127144 Н/м,

где Ї плотность материала шатуна, кг/м3;

Максимальный изгибающий момент, действующий на стержень шатуна

=0,091 МНм.

Максимальное напряжение изгиба в стержне

=15.65 МПа.

Суммарное условное напряжение в стержне шатуна

= 46.26 МПа.

Выводы по результатам расчёта стержня шатуна:

Суммарное условное напряжение в стержне не выходит за указанные пределы, но дальнейшая форсировка двигателя может привести к уменьшению степени надёжности его работы. Степень надежности шатуна удовлетворяет требованиям, предъявляемым к МОД.



Расчёт шатунных болтов

Количество шатунных болтов iб=2.

Диаметр шатунных болтов 0,156 м.

Угол между плоскостью разъема мотылёвого подшипника и осью цилиндра 90? .

Сила инерции поступательно движущихся масс цилиндра в ВМТ

=0,95 МН.

Сила инерции вращающейся части шатуна за вычетом нижней половинымотылёвого подшипника

= 0,207 МН.

Суммарная сила инерции в ВМТ

= 1.157 МН.

Усилие затяга шатунных болтов

= 1,62 МН.

Усилие, возникающее в паре поршень-втулка при задире цилиндра

= 0,61 МН.

Расчётное усилие при оценке растягивающих напряжений в болтах

Рр= 1,7 МН.

Расчётное напряжение растяжения в шатунных болтах

=44.31 МПа.

Выводы по итогам расчёта:

В качестве расчетного принято усилие затяга шатунных болтов, равное 1,001 МН. Расчётные напряжения не превышают допускаемых значений.

Расчёт поршневого кольца

Размеры поршневого кольца:

Ї высотаh = 2.04 см;

Ї толщина b = 2.04 см;

Ї диаметр в рабочем положенииD =70 см.

Зазор в замке кольца:

Ї в рабочем положении

S = 0,005 · D = 0,005 · 70 = 0,34 см;

Ї в свободном положении

l = 0,12 · D = 0.12 · 70 = 8.16 см.

Стрела прогиба кольца:

Ї при его сжатии до диаметра цилиндра

= 8.16- 0,34 =7.82 см;

Ї при его надевании на поршень

= 16.32 - 7.82= 8.5 см.

Напряжения изгиба кольца:

Ї в рабочем состоянии

=128.56 МПа;

Ї при надевании на поршень

=139.74 МПа.

Давление кольца на стенку за счёт сил упругости:

= 0,039 МПа.

Выводы по результатам расчёта поршневого кольца: напряжения в кольце не превышают рекомендуемых значений [у']=140-150МПа, [у''] = 140-160 МПа. Давление кольца на стенку цилиндра за счет сил упругости также меньше рекомендуемого значения Рц=0,1МПа.

Расчёт анкерной связи

Размеры анкерной связи:

Ї диаметрda= 12.46 см;

Ї длина La= 620 см.

Усилие предварительного затяга анкерной связи

=1.362 МН, где Ї коэффициент предварительного затяга.

Усилие, воспринимаемое анкерной связью при работе двигателя

= 2.27МН.

Максимальное напряжение в анкерной связи при работе двигателя

= 185.993 МПа.

Удлинение связи при ее затяжке

=0,4 см.

Выводы по результатам расчёта:

При расчёте анкерной связи установлено, что максимальные напряжения возникающие при работе дизеля входят в указанные пределы. Для увеличения надёжности необходимо увеличение диаметра анкерной связи, что, в свою очередь, приведёт к увеличению массы и стоимости двигателя. Удлинение связи д так же должно постоянно контролироваться в процессе эксплуатации двигателя.



2. Эксплуатационный раздел

Выбор допустимого режима работы ГД

Практика эксплуатации судов вырабатывала вполне обоснованное требование - при постройке судна оснащать его таким гребным винтом, чтобы у нового судна при чистом корпусе в полном грузу при номинальной частоте вращения мощность ГД составляла не более 85-90% от номинальной, винт должен быть гидродинамически легким. В процессе эксплуатации только за счет шероховатости корпуса через 8-10 лет мощность при той же частоте вращения увеличивается примерно на 10%. С учетом обрастания винта утяжеление характеристики - еще более значительное, режим работы может выйти за пределы ограничительной характеристики, что приводит к перегрузке и поломке двигателя. Во всех случаях необходимо снижать цикловую подачу топлива в рабочие цилиндры при снижении оборотов, чтобы обеспечить допустимые значения среднего эффективного давления в соответствии с ограничительной характеристикой.

Задано что и

Строим таблицу:

n, об %	25%	50%	75%	100%
	0,120	0,483	1.087	1,935
	0,132	0,531	1.195	2.128

Так же учитываем запас по частоте вращения в 1-3% и строим рисунок

По рисунку видно, что допустимые обороты для безопасной работы двигателя равняются 98.15 об/мин.

Регулировка

Современные двигатели MAN-B&Wтипов MC с диаметром цилиндров более 500 мм имеют ТНВД золотникового типа с регулированием концом подачи, но дополнены системой VIT, позволяющей изменять угол опережения подачи автоматически с изменением нагрузки дизеля. Система VIT поднимает или опускает втулку ТНВД относительно плунжера, что изменяет угол опережения подачи без изменения активного хода. Такую систему регулирования фирма назвала «Супер-VIT». В качестве регулирования фирма дает регулировочные параметры - опережение плунжера «а» и опережение кулака «с».

Закон регулирования ТНВД представлен на рисунке. Насос имеет регулировочную характеристику, аналогичную золотниковому насосу с регулированием концом подачи. Закон регулирования подачи определяется характеристикой VIT-системы. Угол опережения подачи ТНВД может быть изменен перестановкой регулировочной рейки VIT в пределах от после ВМТ до пкв перед ВМТ.

Как показали испытания двигателя на режиме полного хода, при неизменном положении топливной рейки, изменение рейки VIT от 0 до 10 приводит к росту давления сгорания на 20 бар и снижению температуры уходящих газов на С. Практически можно считать, что при изменении длины тяги рейки VIT на 1 деление угол опережения подачи изменяется на пкв и давление сгорания на 2 бара.



Список использованной литературы

Васькевич Ф. А. Расчёты судовых дизелей. Методическое пособие

по курсовому и дипломному проектированию. - М.: Мортехинформреклама, 1987. - 154 с.

Васькевич Ф. А. Двигатели внутреннего сгорания. Теория, эксплуатация, обслуживание. - Новороссийск: НГМА, 2001. - 296 с.

3. Ваншейдт В. А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. - Л.: Судостроение, 1977. - 390 с.

Самсонов В. И., Худов Н. И. Двигатели внутреннего сгорания морских судов. - М.: Транспорт, 1990. - 368 с.

Возницкий И. В., Михеев Е. Г. Судовые дизели и их эксплуатация. - М.:

Размещено на Allbest.ru