Тепловой расчет судового двигателя

kursovik-sdvs-.docx

МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕАГЕНСТВО МОРСКОГО И РЕЧНОГО ТРАНСПОРТА
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ
УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕСИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ МОРСКОГО И РЕЧНОГО ФЛОТА ИМЕНИ АДМИРАЛА С.О МАКАРОВА»
Факультет Судовой Энергетики
Кафедра двигателей внутреннего сгорания и автоматики СЭУ
по дисциплине «Судовые ДВС»
1Определение основных размеров и числа цилиндров4
2Расчет рабочего цикла6
3Расчет системы газообмена 17
4Расчет системы наддува 24
КАЧЕСТВЕННЫЙ АНАЛИЗ УРАВНОВЕШИВАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ 31
ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ 33
1 Элементы камеры сгорания . 36
2 Выпускной клапан. 37
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 38
Цель и задачи расчета
Расчет рабочих процессов способствует закреплению теоретических знаний учащихся по основам теории судовых дизелей понимания взаимосвязи процессов рабочего цикла с энергетическими и экономическими показателями двигателя. Расчет производится для номинального (паспортного) режима работы и несет поверочный характер.
В задании к расчету указываются следующие параметры:
Назначение двигателя – главный.
Малооборотный двухтактный (m=1) крейцкопфный двигатель с прямоточно-клапанным газообменом и изобарным наддувом; прототип-двигатель Ман-Бурмейстер и Вайн фирмы MAN Diesel & Turbo>> серии LMC.
Эффективная номинальная мощность: Ne= 4550 кВт.
Номинальная частота вращения: n = 200 обмин.
Значение среднего эффективного давления: Pe≥15 бар.
Значение удельного эффективного расхода топлива: ge≤0180 кгкВт·ч
Средняя скорость поршня
1. Определение размеров и числа цилиндров дизеля.
Определяем ход поршня задавшись cm = 80 мс:
SD = 30; (По [3] прил.1)
Находим диаметр цилиндра:
Окончательно принимаем D = 04 м.
Определяем число цилиндров:
Neц= Nei = 455060 = 758 кВт
Окончательно принимаем: i = 6
Окончательно корректируем Ре из условия обеспечения заданной мощности Ne:
Окончательно принимаем: Ре = 151 бар
Выбор исходных данных к расчету рабочего цикла
Фазы газораспределения определяем по двигателю S40ME-B из данных Приложения 2 [3]
- угол открытия выпускного клапана ;
- угол закрытия выпускного клапана ;
- угол открытия продувочных окон ;
- угол закрытия продувочных окон ;
Для определения необходимо выбрать по двигателю-прототипу величину из Приложения 1 [3].
Определяем коэффициенты потерянного хода поршня аналитически по формулам:
2. Расчет рабочего цикла
Исходные данные к расчету процесса наполнения цилиндра.
Стандартные условия принимаются согласно Международному стандарту ISO 30461-2002:
Давление окружающей среды
Температура окружающей среды
Низшая теплота сгорания топлива среднего состава (С=087 Н=0126 О=0004)
Давление воздуха в ресивере по двигателю прототипу Определяется уровнем форсировки двигателя поэтому связаны примерно пропорциональной зависимостью. Так как окончательно принятое значение равно прототипа то принимаем =315 бар.
Температура воздуха в ресивере определяется для среднего значения температуры воды на входе и выходе из охладителя наддувочного воздуха.
где – минимальный температурный напор в воздухоохладителе равный 10 -13 °С. (Принимаю 12 °С). [2]
При выборе величины следует принимать во внимание что для судовых дизелей из условий обеспечения надежного пуска [2].
В технической документации по двигателям значение степени сжатия как правило не указывается. Приблизительное её значение можно определить по значениям для двигателя прототипа:
Окончательно принимаю
Геометрическая степень сжатия:
Коэффициент остаточных газов . Его значения для современных двухтактных дизелей Принимаем =008.
Исходные данные к расчету процесса сжатия
Показатель политропы сжатия . При выборе (пределы 134- 136 – для малооборотных двигателей [2]) следует исходить из интенсивности теплообмена между зарядом воздуха и стенки цилиндра в процессе сжатия зависящий от типа двигателя размеров S и D частоты вращения условий охлаждения поршня крышки и втулки цилиндра. Принимаем .
Исходные данные к расчету процесса сгорания
Значение коэффициента использования тепла в точке z для современных судовых дизелей составляет 085 – 092 [2]. Для малооборотных дизелей следует принимать большие значения из указанного диапазона так как для них характерна малая продолжительность сгорания топлива по углу поворота коленчатого вала. Принимаем
Максимальное давление сгорания принимается по данным двигателя – прототипа. При оценке этого значения следует учитывать влияние максимального давления сгорания на механические нагрузки и экономичность двигателя. Согласно приложению 1 [3]. принимаем .
Исходные данные к расчету процесса расширения
Показатель политропы расширения газов в цилиндре . Значение этого показателя для судовых малооборотных и среднеоборотных дизелей находиться в пределах 12 – 127 [2]. и зависит от интенсивности теплообмена газов со стенками цилиндра и внутреннего теплопритока при догорании топлива на линии расширения обусловливающего качественную связь между значениями . Принимаем .
Механический КПД необходим для перехода от индикаторных энергоэкономических показателей рабочего цикла двигателя к соответствующим эффективным показателям. Значения обычно приводится для режима полной (100%) нагрузки. Для малооборотных двухтактных дизелей значение механического КПД характерно в пределах Принимаем .
Расчет процессов составляющих рабочий цикл
Процесс наполнения. Задачей расчета является определение заряда свежего воздуха и параметров газа в точке а.
Давление в цилиндре в начале сжатия выбирается с учетом экспериментальных данных для двухтактных с изобарным наддувом[2].
В процессе наполнения поступающий в цилиндр воздух смешивается с остаточными газами и подогревается от стенок. Температура смеси определяется по формуле:
Где – подогрев воздуха от стенок цилиндра в диапазоне 5 – 10 °С [2]. Принимаем 7.
– температура остаточных газов равная 750 – 800 К [2].
Коэффициент рассчитывается по формуле:
Полученное значение коэффициента наполнения - отношения заряда свежего воздуха к заряду который мог бы размеситься в рабочем объеме при параметрах и соответствует рекомендованным пределам для длухтактных малооборотных дизелей с изобарным наддувом н = 065 – 075 [2 §1.4].
Для определения массы заряда воздуха рассчитываем:
-рабочий объём цилиндра
-плотность воздуха при параметрах ps и Ts определяется по уравнению состояния:
Масса свежего заряда определяется зависимостью:
Дизели работают со значительным избытком воздуха при сгорании что позволяет компенсировать неоднородность смеси воздуха и распыленного топлива в камере сгорания. Для малооборотных дизелей =19 22 [2].
Окончательным этапом проверки правильности расчета наполнения является оценка коэффициента избытка воздуха при сгорании по формуле:
=1433 кг – масса воздуха теоретически необходимая для сгорания 1 кг топлива со средним элементарным составом [2].
Цикловая подача топлива:
Значение коэффициента избытка воздуха 217 лежит в диапазоне (19-22) что удовлетворяет условию[3].
Процесс сжатия. Задачей расчета процесса является определение давления и температуры рабочего тела (смесь свежего заряда воздуха и остаточных газов) в конце сжатия и :
Определяем степень повышения давления при сгорании:
Степень повышения давления при сгорании двигателя –прототипа:
Условия работы головных подшипников не ухудшатся и КПД рабочего цикла не снизится.
Процесс сгорания. В принятой схеме расчета по методу Гриневского – Мазинга необходимо определить температуру и объем рабочего тела в точке z расчетного цикла. Значение принято по прототипу 125 бар. Приращение количества киломолей рабочего тела после сгорания топлива определяется химическим коэффициентом молекулярного изменения а с учетом остаточных газов – действительным коэффициентом молекулярного изменения .
где кмоль – теоретически необходимая масса воздуха для сжигания 1 кг топлива среднего состава.
Температуру рассчитываем по уравнению сгорания (из закона сохранения энергии):
– средняя мольная изохорная теплоёмкость в точке c кДж(кмольК);
- средняя мольная изохорная теплоёмкость в точке z кДж(кмольК).
Пренебрегая влиянием остаточных газов определяем теплоемкость рабочего тела в конце сжатия по формуле:
Теплоемкость в конце сгорания определяется с учетом изменения состава рабочего тела:
Левая часть уравнения после подстановки параметров дает число:
Правая часть уравнения после подстановки запишется таким образом:
Окончательное уравнение сгорания запишется в следующем виде:
и решим его методом последовательных приближений.
Для судовых дизелей характерен диапазон . [3].
Объем в точке z определяем из уравнения состояния рабочего тела для начальной и конечной точек процесса сгорания определим значение степени предварительного расширения тела:
Объем рабочего тела в точке c:
Объем рабочего тела в точке z:
Расчет процесса сгорания завершён так как все термодинамические параметры состояния рабочего тела в точке z определены.
Процесс расширения. Задачей является определение давления и температуры рабочего тела в конце расширения.
Для расчетного цикла принимаем:
В действительном цикле из-за несимметричного газообмена:
Определив степень последующего расширения рабочего тела в цикле и параметры в точке получим:
Действительные параметры рабочего тела в момент открытия выпускного клапана:
Полученные значения параметров находятся в допустимых пределах [3]: Давление ; температура рабочего тела .
Определение индикаторных и эффективных показателей.
Среднее индикаторное давление рабочего цикла рассчитывается по параметрам рабочего тела в основных точках:
Предполагаемое значение среднего индикаторного давления рассчитываем по формулам:
Индикаторную мощность определяем по формуле:
Удельный индикаторный расход топлива:
Значения эффективных энергетических и экономических показателей определяем с учетом принятого механического КПД:
Полученные в результате расчета значения: больше от заданного на 25% значение больше на 24 % значение меньше на 24%. Так как для этих показателей допускаются отклонения в пределах ± 3.5 % [3] они принимаются как окончательные.
Построение индикаторной диаграммы
С учетом размещения графика на листе миллиметровки формата А4 в альбомном формате страницы выбираем масштабы: по давлению ; по объёму
Расчет политропы сжатия
Расчет политропы расширения
Определим объемы цилиндра для построения участка газообмена на индикаторной диаграмме:
По точкам a c z’ z bрасч и данным приведенных выше таблиц строим расчетную индикаторную диаграмму. Затем наносим на график точки b d(e) и f. Выполнив скругление верхней части диаграммы и достроив участок газообмена получим предполагаемую индикаторную диаграмму: Рис. 1.
3. Расчет системы газообмена
Расчет времени – сечения фаз газообмена.
Определим основные геометрические параметры органов газообмена.
Высота продувочных окон
Пусть продувочные окна занимают 60% длины окружности цилиндровой втулки.
Суммарная ширина окон
Углы для прямоточно-клапанного газообмена принимаем α=17 =90 согласно [3 рис.3.2].
Расчет открытого действительного сечения выполняем по формуле:
Результаты расчета открытого действительного сечения окон сводим в таблицу:
Диаметр клапана по центру посадочного пояска:
Диаметр штока клапана:
Диаметр горловины клапана:
Максимальный ход клапана:
Угол конуса посадочного пояска принимаем равным
Зависимость открытого сечения выпускного клапана
Текущее значение хода клапана
Определяем максимальное проходное сечение клапана:
Определяем фазу полного открытия клапана:
Принимаем масштабы для построения диаграммы угол – сечение
Строим диаграмму угол – сечение рис.2 и эскиз рис.3 органов газораспределения рассчитываемого двигателя результаты обработки диаграммы сводим в Таблицу 5.
Результаты обработки диаграммы угла сечения
Принудительный выпуск
Угол – сечение °п.к.в.
Расчет перепада давления в продувочных окнах.
Параметры воздуха в ресивере известны из расчета рабочего цикла:
Из рекомендованных [3] диапазонов значений принимаем:
- коэффициент истечения для продувочных окон
- коэффициент продувки цилиндра
Определяем массу воздуха поступившего в цилиндр в процессе газообмена .
Рассчитываем значение функции отношения давлений:
Согласно графику для определения перепадов давления во впускных и выпускных органах при отношение давлений . Полученное значение лежит в рекомендованных [3] пределах 097 – 099.
Среднее давление в цилиндре в период продувки :
Перепад давлений в продувочных окнах:
Расчет перепада давлений в выпускном клапане.
Из расчета рабочего цикла известны:
- температура смеси в начале сжатия ;
- давление и температура газов в конце расширения ; .
Температура газов в цилиндре в начале продувки цилиндра при политропном расширении с показателем политропы :
Средняя температура газов в цилиндре за период принудительного выпуска рассчитывается по формуле:
Из рекомендованных диапазонов значений [3] принимаем:
- коэффициент истечения для выпускного клапана
- коэффициент остаточных газов в цилиндре к моменту начала продувки цилиндра .
Масса газов и воздуха проходящих через выпускной клапан в течение фазы принудительного выпуска:
Расчетное значение функции отношения давлений:
Согласно графику для определения перепадов давления во впускных и выпускных органах при отношение давлений . Полученное значение лежит в рекомендованных пределах 09 – 095.
Давление в выпускном коллекторе
Перепад давлений в выпускном клапане:
Общий перепад давлений при продувке цилиндра
Расчет давления газов в цилиндре к моменту открытия продувочных окон.
- рабочий объем цилиндра ;
- объем цилиндра в конце расширения
- объем цилиндра в момент открытия продувочных окон
В течение свободного выпуска объем цилиндра изменяется поэтому определим среднее значение объема цилиндра на участке b – d
Принимаем из рекомендованного диапазона (065 – 085) коэффициент истечения для выпускного клапана
Давление газов в цилиндре к моменту открытия продувочных окон рассчитывается по формуле:
По условию значение должно быть больше не более чем на 5%
Полученное значение на 423 % больше .
Это свидетельствует о том что располагаемое время - сечение предварения выпуска обеспечивает работу двигателя без заброса газов в продувочный ресивер. [2] [3].
Таким образом выполненный поверочный расчет показал что принятые фазы и размеры органов газораспределения обеспечивают нормальное протекание процесса газообмена для дизеля с заданной мощностью частотой вращения и принятым уровнем среднего эффективного давления.
4. Расчет системы наддува.
Определение энергетического баланса в системе наддува
Расчет необходимой мощности компрессоров
Согласно [3] принимаем рекомендованные значения:
- коэффициент потери давления в фильтрах турбокомпрессоров
- барометрическое давление
- коэффициент потери давления в воздухоохладителе
- из расчета рабочего цикла .
- давление воздуха на входе в компрессор:
- давление воздуха на выходе из компрессора:
- степень повышения давления в компрессоре :
Относительное повышение температуры в компрессоре рассчитываем:
Приняв температуру на входе в фильтр компрессора определим удельную работу адиабатического сжатия по формуле:
Приняв из расчетов рабочего цикла и газообмена значения коэффициентов продувки и избытка воздуха а так же – массу воздуха теоретически необходимого для сгорания 1[кг] топлива; – расход топлива на двигатель рассчитываем расход воздуха через компрессоры по формуле:
Приняв из рекомендованного [3] диапазона (075 – 085) адиабатный КПД компрессора определим необходимую мощность центробежных компрессоров:
Приняв среднюю теплоемкость воздуха определим температуру воздуха за компрессором:
Расчет располагаемой мощности газовых турбин
Давление газов перед турбиной определяется с учетом потери давления в выпускном тракте . Общий коэффициент потери давления определяется в виде произведения локальных коэффициентов
Где для коэффициентов потери давления (помимо принятых ранее ) выбраны значения:
– в выпускном трубопроводе до турбины;
– в выпускном трубопроводе после турбины;
– при продувке цилиндра (давление газов за цилиндром из расчета газообмена ).
Давление газов перед турбиной
Определим степень понижения давления газов в турбине
Давление газов после турбины
Относительный перепад температур в турбинах определяем по формуле:
k=135(показатель адиабаты газов[3])
Температуру газов перед турбиной рассчитываем по уравнению:
Где – относительная потеря теплоты с отработавшими газами;
– низшая теплота сгорания топлива;
– средняя изобарная удельная теплоемкость газов.
Удельная располагаемая работа газов в турбине
Определим расход газов через турбину по формуле:
Для изобарного наддува суммарная располагаемая мощность турбин рассчитывается по формуле:
Эффективный КПД газовых турбин принят из рекомендованного диапазона .
Температура газов за турбиной:
В последней формуле внутренний КПД турбины определяется при значении механического КПД турбокомпрессора
Определим на сколько отличаются и :
Так как на 087% (максимальное допустимое отклонение -5%[3].) следовательно выполненный поверочный расчет показал что располагаемая мощность газовых турбин практически равна необходимой мощность центробежных компрессоров а это значит энергетический баланс в системе наддува на расчетном режиме обеспечивается.
Относительная суммарная мощность газовых турбин ( – индикаторная мощность двигателя из расчета рабочего цикла).
Значение находится в рекомендованных[3] пределах (02 – 04).
Выбор типа и числа турбокомпрессоров
Выбираем турбокомпрессор для рассчитываемого дизеля 6ДКРН40120. Массовый расход воздуха на двигатель составляет ; эффективная мощность шестицилиндрового двигателя составляет . Согласно типоразмеру турбокомпре+-+ссоров фирмы МАН на основе моего значения по рисунку 6.2 [3]. целесообразно выбрать один турбокомпрессор ТСА55-2 (с аксиальной турбиной диаметром рабочего колеса 55 см адаптированный для двухтактных дизелей).
В первом приближении принимаем и по табл. 6.1 учебного пособия выбираем коэффициент напора . Приняв удельную работу адиабатного сжатия определим окружную скорость на периферии колеса компрессора:
Плотность воздуха на входе в компрессор при параметрах составляет:
Диаметр рабочего колеса определим по формуле
Условный коэффициент расхода центробежного компрессора принят .
Полученное расчётное значение диаметра колеса больше предварительного на 13% что попадает в диапазон максимального отклонения в 10%[3].
Более точно осуществить выбор турбокомпрессора можно по информации имеющейся на сайте фирмы МАН[4]. На рис.3 приведены характеристики турбокомпрессоров серии ТСА. По оси абсцисс отложен объёмный расход воздуха на входе в компрессор который для рассчитываемого двигателя составляет
Степень повышения давления в компрессоре согласно расчету по этим данным на рис.3 нанесена точка которая лежит в области параметров выбранного ранее турбокомпрессора ТСА 55-2.
Рис 3. - Характеристики турбокомпрессоров серии ТСА.
Таким образом подтверждается правильность выбора турбокомпрессора.
При определении мощностей компрессора и газовой турбины были приняты адиабатный КПД компрессора и КПД турбины
Их произведение определяет КПД турбокомпрессора:
На основе полученного значения и найденного выше мы можем выполнить проверку правильности выбора турбокомпрессора и расчета наддува в целом по рис.4
Рис 4.- Значения КПД турбокомпрессоров ТСА при различных степенях повышения давления.
Таким образом также подтверждается правильность выбора турбокомпрессора. Частота вращения ротора турбокомпрессора ТК 48-1 на расчетном режиме составит:
Рис.5 Принципиальная схема системы наддува с одним турбокомпрессором.
КАЧЕСТВЕННЫЙ АНАЛИЗ УРАВНОВЕШЕННОСТИ ДВИГАТЕЛЯ.
В пределах одного цилиндра возникают и действуют: центробежная сила инерции вращающихся масс Рц сила инерции поступательно движущихся масс первого порядка PjI сила инерции поступательно движущихся масс второго порядка PjII момент центробежной силы Мц моменты сил первого и второго порядков МI и MII.
Силы и моменты в многоцилиндровом двигателе возникают и действуют в каждом цилиндре и их суммарный эффект для двигателя в целом может быть получен путем нахождения векторных сумм:
Таким образом если результаты суммирования оказываются равными нулю то это свидетельствует о полной внешней уравновешенности двигателя.
О характере внешней неуравновешенности двигателей можно судить ссылаясь на приложение [2]. Для двухтактного шестицилиндрового дизеля с порядком работы цилиндров 1-5-3-4-2-6 будем иметь следующие данные:
Рис.6. Схемы кривошипов 1 и 2 порядка
Результирующие силы инерции и моменты сил инерции:
Угол между кривошипами град.
Результирующие силы инерции и моменты сил инерции
Таким образом ссылаясь на приложение данные таблицы 6 можно сделать вывод что сила действующая в цилиндрах внутренне не уравновешена. Уравновесить данные моменты необходимо по методу «Ланчестер Балансир» установив 2 массы вращающиеся в противоположные стороны с удвоенной угловой скоростью 2.
ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ
ДВИГАТЕЛЯ «MAN B&W» 6L40MC
Рис.7. Схема поперечного разреза двигателя «MAN B&W» 6L40MC
Фундаментная рама цельносварная стальная состоит из высоких сварных продольных балок ужесточенных ребрами и сварно-литых поперечных балок. К судовому фундаменту раму крепят длинными болтами на стальных клиньях.
Станина стальная цельносварная с входными дверями в каждый отсек цилиндров имеет конструкцию из двух продольных блоков. Как и фундаментная рама станина имеет отдельную секцию для цепного привода. Фундаментная рама и станина образуют картер двигателя.
Блоки цилиндров отлитые из модифицированного чугуна соединены резьбовыми соединениями в вертикальных разъемах. В блоке установлены шпильки для крепления крышки цилиндра. Фундаментная рама блок цилиндров установленные на станину стянуты вместе в единый узел при помощи сквозных анкерных связей.
Шток изготовленный из углеродистой стали прикреплен к головке поршня через стальной цилиндр пятка штока входит в вырез поперечины и крепится к ней резьбовым соединением в затяг болтами. Кроме того шток имеет поверхностное упрочнение рабочей поверхности проходящей через сальник.
Шатун изготовленный из легированной стали включает верхнюю и нижнюю головки с запрессованными в них подшипниками и соединяющий их стержень двутаврового сечения. Шатун имеет разъемную головку и вильчатую форму так как в ней крепится крейцкопфный узел. Внутри шатун имеет сверление для прохода смазки от головного к мотылевому подшипнику.
Крейцкопф – двухсторонний с четырьмя ползунами залитыми баббитом. Поперечина стальная кованная со сверленными каналами для прохода масла.
Коленчатый вал – стальной полусоставной кривошипы литые рамовые шейки запрессованы.
На схеме указаны направления движения сред в системах охлаждения и смазки двигателя:
Система охлаждения зарубашечного пространства используется для охлаждения втулок цилиндров крышек цилиндров выпускных клапанов на главном двигателе а также для нагрева воды в опреснителе.
Водяной насос прокачивает воду в нижнюю часть зарубашечного пространства омывает цилиндровую втулку поднимается вверх и по перепускным патрубкам перетекает в полость охлаждения цилиндровой крышки. Вода из крышки отводится из наиболее высокой точки полости охлаждения что предотвращает образование застойных зон воздушных и паровых мешков.
Термостат регулирующего клапана установлен на входе охладителя воды зарубашечного пространства с датчиком на выходе охлаждающей воды на главном двигателе который поддерживает температуру 80 градусов на выходе охлаждающей воды из главного двигателя.
Смазочное масло подается из нижнего танка с помощью главных насосов маслопрокачки в охладитель смазочного масла термостатический клапан и через фильтр полного расхода к входу в двигатель.
Масло смазывает главные подшипники упорный подшипник мотылевые подшипники охлаждает поршень крейцкопф. От двигателя масло сливается в нижний танк.
Система топливодачи высокого давления имеет ТНВД золотникового типа с регулированием по концу подачи две игольчатые неохлаждаемые форсунки с односторонним распылом топлива на каждый цилиндр.
1 Элементы камеры сгорания
Цилиндровая втулка изготовленная из чугуна легированного титаном хромом никелем ванадием прижимается к блоку цилиндра крышкой.
Для посадки цилиндровых втулок у рубашек цилиндров имеются опорные и направляющие бурты. В верхней части втулки утолщенный круговой пояс с фланцем опирающимся на опорный бурт рубашки. Сверху фланец втулки прижимается буртом крышки цилиндра.
Свободные радиальные и осевые расширения втулки обеспечиваются жестким закреплением только фланца и радиальными зазорами. Это предохраняет блок цилиндров от разрыва а зеркало втулки от деформаций (при нагреве втулка расширяется больше чем блок).
Уплотнение зарубашечного пространства достигается притиркой сопряжения поверхностей фланца втулки и опорного бурта с применением специальных мастик. Иногда под фланец устанавливают красно-медную прокладку. Уплотнение нижнего пояса втулки со стороны охлаждающей воды и подпоршневого пространства осуществляют резиновыми кольцами а со стороны газа – красно-медными кольцами устанавливаемыми с натягом относительно центрирующего пояса блока.
Крышка цилиндра – стальная литаясо сверлениями для прохода охлаждающей воды. В крышке расположены 2 форсунки выхлопной клапан и индикаторный кран.
Поршни крейцкопфных дизелей – составные охлаждаемые состоят из головки с круговыми канавками для уплотнительных колец и юбки. Головка поршня воспринимает давление газов. Головка изготовлена из жароупорной молибденовой стали и также имеет сверху жароупорное покрытие. Головка поршня крепится к штоку поршня прецизионными болтами с отверстиями в головке для шплинтовки. Юбка поршня крепится к головке поршня болтами с отверстиями для шплинтовки обеспечивает его центровку в цилиндре и перекрывает окна при положении поршня в ВМТ. Во время работы дизеля поршень нагревается и расширяется больше чем цилиндровая втулка. Для предотвращения заедания поршня предусматривают между ним и втулкой цилиндра тепловой зазор. Наиболее интенсивно нагревается головка поршня. Поэтому радиальный зазор между головкой и втулкой устанавливают больше чем между юбкой и втулкой. Для этого головку поршня обрабатывают на конус. Кепы для поршневых колец (имеющих косой разъем) хромированы по верхней и нижней поверхностям - с целью снизить износ за счёт оптимизации пар трения. Давление газов от днища поршня передается штоку поршня а цилиндрическая часть головки значительно разгружена что позволило сделать тоньше стенки цилиндрической части головки..
Кольца изготовленные из серого чугуна со свероидальным графитом с присадкой легирующих элементов служат для уплотнения зазора между поршнем и втулкой рабочего цилиндра. Компрессионные кольца помимо функций уплотнения выполняют задачи отвода теплоты от головки поршня к цилиндровой втулке и далее в охлаждающую воду распределения масла по зеркалу цилиндра. Верхнее компрессионное кольцо выполнено с глухим стыком который обеспечивает повышенное уплотнение. У последующих колец замок выполнен с косым срезом.
2 Описание выпускного клапана
Для обеспечения безударной работы и снижения шума в МОД с прямоточно-клапанной продувкой применяют гидравлический привод клапана. Гидравлический привод способствует также уменьшению массы движущихся частей и сил инерции клапанного привода повышению надежности работы. На шток клапана 3 надет поршень 5 на который давит масло поступающее по каналу 6 от гидравлического поршневого усилителя привод которого осуществляется от установленного на распределительном валу кулачка. Выхлопные газы выходят через корпус выхлопного коллектора 8. При снижении давления масла в приводе клапана его возврат на седло 9 осуществляется «воздушной пружиной» в которой сжатый воздух снизу давит на поршень 4 и клапан 7 поднимается и мягко садится на седло что существенно уменьшает наклеп посадочных поверхностей. В рассматриваемом конструктивном узле предусмотрен автоматический поворот клапана относительно оси во время работы дизеля. Вращение клапана обеспечивает более равномерное распределение температур в тарелке и меньшую ее деформацию равномерный износ тарелки и седла и их некоторую самопритирку. Это достигается установкой специальных лопаток 2 на нижней части штока которые под действием газового потока поворачиваются совместно с клапаном. Охлаждение производится с помощью патрубка подвода воды 10. Монтаж и демонтаж клапанного устройства можно произвести с помощью такелажного рыма 1.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Возницкий И.В. Пунда А.С. Судовые двигатели внутреннего сгорания Т. 1. 2-е изд. перераб. и доп.– М.: МОРКНИГА 2010.
Возницкий И.В. Пунда А.С. Судовые двигатели внутреннего сгорания.– Т. 2. 2-е изд. перераб. и доп.– М.: МОРКНИГА 2010.
Пунда А.С. Веселков Н.А. Пальтов С.А. Расчет рабочих процессов судовых дизелей: учеб. пособие. – СПб.: Изд-во ГМА им. адм. С.О. Макарова 2011. – 68 с.
Единая система конструкторской документации (ЕСКД).