• RU
  • icon На проверке: 17
Меню

Расчёт судового двигателя b&w kgf

  • Добавлен: 28.06.2022
  • Размер: 8 MB
  • Закачек: 2
Узнать, как скачать этот материал

Описание

 Расчет двс серии K-GF 

Состав проекта

icon
icon
icon 1. Индикаторная диаграмма.jpg
icon 1760 x 7 KGF - Стратила 1.docx
icon 2. Диаграмма время-сечения.jpg
icon 3. Совмещение диаграмм.jpg
icon 3.1 Таблица Кривых сил динамики.docx
icon 3.2 Кривые сил динамики.docx
icon 4. Графическая оценка уравновешенности.jpg
icon KGF изночальный.cdw
icon Стратила М.Н. гр 0244 Курсовой проект СДВС KGF.docx
icon Стратила М.Н. гр 0244 Титульный лист KGF.docx
icon Стратила М.Н. гр 0244 чертёж KGF.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon 1760 x 7 KGF - Стратила 1.docx

Конструктивные особенности двигателя4
1 Исходные параметры7
2 Расчет рабочего цикла8
3 Процесс наполнения9
5 Термохимия процесса сгорания9
6 Процесс расширения11
7 Индикаторные и эффективные показатели рабочего процесса11
8 Построение расчетной индикаторной диаграммы12
Расчет газообмена и наддува15
1 Определение располагаемого время - сечения15
2 Определение теоретически необходимого время - сечения18
3 Расчет энергетического баланса системы наддува21
Расчет динамики и уравновешенности дизеля25
2 Определение масс движущихся деталей25
3. Расчет сил динамики26
4. Расчет степени неравномерности вращения31
5 Анализ уравновешенности двигателя32
Расчет прочности основных деталей ДВС36
1 Расчет коленчатого вала36
3 Расчёт шатунных болтов44
4 Расчет поршневого кольца45
5 Расчёт анкерной связи47
7.Расчет цилиндровой втулки49
7.1 Механические напряжения49
7.2 Температурные напряжения в цилиндровой втулке49
8 Расчет прочности поршня51
8.1 Механические напряжения в днище поршня.51
8.2 Температурные напряжения в днище поршня.52
8.3 Механические напряжения в перемычке поршня53
9 Расчет крышки цилиндра на прочность55
Список используемой литературы58
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. Расчёт позволяет разобраться во взаимосвязи рабочих параметров и носит поверочный характер что отвечает потребностям анализа конкретных ДВС в условиях эксплуатации.
Конструктивные особенности двигателя
Дизели типа K-GF. Для достижения более высокого уровня форсировки двигателей следующего поколения потребовалась серьезная модернизация важнейших узлов двигателей предшествующей модели. Дальнейшее совершенствование конструкции своих двигателей фирма B&W реализовала в процессе доводки базового двигателя нового типа K-GF. За счет повышения давления надувочного воздуха мощность двигателей была увеличена почти на 30 % по сравнению с предыдущими моделями K-EE среднее эффективное давление составило 117—118 МПа при максимальном давлении сгорания (Р.) равном 83 МПа. Это привело к значительному росту нагрузок на все детали остова двигателя.
По этой причине фирма полностью отказалась от прежней конструкции остова двигателя образованной отдельными А-образными стойками и перешла на более рациональную жесткую сварную конструкцию коробчатой формы в которой нижний блок станины вместе с фундаментной рамой образует пространство шатунного механизма а верхний блок — полость крейцкопфа вместе с параллелями (рис.2.5).
У серии K-GF прочнее и жестче выполнены узлы остова введено охлаждение верхнего опорного фланца цилиндровой втулки интенсифицировано масляное охлаждение поршня. Наибольшие изменения претерпела цилиндровая крышка: применена цельнокованая конструкция типа «плита» с радиальными сверлениями для охлаждающей воды. В такой конструкции двигателя значительно уменьшается количество болтовых соединений.
Постоянное увеличение цилиндровой мощности от модели к модели определило высокий уровень тепловых и механических напряжений в элементах конструкции что привело в эксплуатации к выходам из строя деталей камеры сгорания: крышек втулок и поршней. Для ликвидации этих недостатков и в связи с необходимостью дальнейшей форсировки двигателя по наддуву фирма B& W пошла на переработку конструкции этих деталей (рис. 2.6). Литые крышки заменены коваными стальными они полуколпачкового типа и имеют пониженную высоту до 045D. Для интенсификации охлаждения у самой поверхности огневого днища просверлено около 50 радиальных каналов по которым циркулирует охлаждающая вода.
Радиальные сверления разделяют крышку на две зоны по высоте; нижняя воспринимает тепловые нагрузки а верхняя работающая при низких температурах рассчитана на растягивающие усилия. В утолщениях фланцевых поясов в крышке и втулке также выполнен ряд тангенциальных отверстий образующих круговые каналы для прохода охлаждающей воды.
Благодаря интенсивному охлаждению верхнего пояса втулки температура зеркала цилиндра на уровне верхнего кольца при положении поршня в ВМТ не превышает 160-180 °C что обеспечивает надежность работы и увеличивает срок службы компрессионных колец а также снижает износ втулки. Новая конструкция крейцкопфа привела к уменьшению деформации его поперечины (рис. 2.7) при этом снизились давления на подшипники (до 10 МПа).
Но при этом несколько увеличиваются окружные скорости в крейцкопфном подшипнике что способствует образованию масляного клина. Симметричность крейцкопфного узла позволяет перевернуть поперечину на 180° в случае повреждения шейки.
В двигателях этого класса надежность и долговечность крейцкопфного узла (рис. 2.7) обеспечивается:
— использованием кадмиевого баббита Б88 вместо Б83;
— применением эластичных креплений головок уменьшающих ударные давления на внутренние края головок; за
— гальваническим покрытием подшипников составом (90 % Pb и 10 % Sn);
— повышением точности изготавливаемых деталей; — исключением шабровки.
Для повышения надежности выпускного клапана были заменены рычажный механический привод на гидравлический а концентрические пружины большого диаметра — на комплект из 8 пружин (рис. 2.8).
Гидравлический привод передает усилия поршневого толкателя приводимого от кулачной шайбы распределительного вала через гидросистему на поршень сервомотора действующий на шпиндель выпускного клапана. Давление масла при открытии клапана составляет около 20 МПа. Эксплуатация показала что гидравлический привод надежнее в работе так как обеспечивает меньший износ штока клапана благодаря отсутствию боковых усилий что увеличило срок службы клапана до 25-30 тыс. ч.
При этом фирме удалось сохранить масляное охлаждение поршня головка которого осталась примерно такой как и в предыдущей серии двигателей K-EF но без противоизносных колец.
В связи с тем что на каждом цилиндре двигателей B&W с прямоточно-клапанной продувкой устанавливалось от двух до трех форсунок их недостаточная надежность серьезно снижала безотказность работы двигателей. По этой причине конструкция форсунок была полностью переработана (рис. 2.9). Небольшая высота крышки позволила выполнить форсунки короткими и вмонтировать их в отверстия просверленные непосредственно в стальном корпусе крышки.
В новой форсунке топливо подводится по центральному каналу образованному сверлениями в головке форсунки в стержне в упоре и в невозвратном нагнетательном клапане. Сам нагнетательный клапан размещен в теле иглы форсунки. Уплотнение всех стыков между деталями образующими центральный канал для подвода топлива осуществляется только за счет их взаимной притирки и усилия создаваемого в результате натяга при сборке форсунки.
Сопло выполненное съемным изготовлено из высококачественной стали. Это позволяет повысить не только надежность работы самих распылителей но и их ремонтопригодность. В форсунке не предусмотрено устройство для регулирования давления открытия иглы. Интенсификация охлаждения цилиндровой крышки в районе форсуночного отверстия позволила обойтись без охлаждения распылителя.
Размещение нагнетательного клапана в запорной игле внепосредственной близости от сопла с одной стороны полностью устраняет возможность подвпрыска топлива ас другой — гарантирует топливную систему от прорыва газов из цилиндра при зависании иглы форсунки.и размеры форсунок существенно уменьшились. Отказ от охлаждения форсунки уменьшил их массу с 25 до 7 кг.
В конструкции топливного насоса сохранен подвод топлива к насосу по кольцевому зазору между плунжерной втулкой и корпусом снизу-вверх для равномерного прогрева плунжерной пары при переходе на тяжелое топливо использован Тот же принцип регулирования начала подачи осевым перемещением плунжерной втулки всасывающий клапан размещен со стороны полости нагнетания и т. д. Однако с учетом опыта эксплуатации введено специальное уплотнение для снижения утечек топлива через зазор в плунжерной паре. Рейка регулирования цикловой подачи перенесена в нижнюю часть корпуса насоса.
Двигатели типа K-GF были ориентированы на требования судостроения основу которых в то время составляли низкие цены на топливо и высокие фрахтовые ставки.
1 Исходные параметры
Цилиндровая мощность1760 кВт;
частота вращения122 мин-1;
эффективный расход топлива216 гкВт ч;
Определение хода поршня:
Определение диаметра цилиндра:
S = 164 м – ход поршня;
D = 082 м – диаметр цилиндра;
2 Расчет рабочего цикла
Давление и температура окружающей среды [1]:
Показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре [1]:
Коэффициент избытка воздуха на сгорании [1]:
Относительная доля потерянного хода поршня [1]:
Показатель политропы сжатия [1]:
Действительная степень сжатия [1]:
Максимальное давление сгорания [принято по прототипу]:
Коэффициент использования тепла в точке Z [1]:
Показатель политропы расширения газов в цилиндре [1]:
Коэффициент остаточных газов [1]:
Температура остаточных газов [1]:
Механический КПД [1]:
Характеристики топлива [взято по ГОСТ 10585-99]:
- содержание углерода С = 0871;
Теплотворная способность:
3 Процесс наполнения
Давление в продувочном ресивере:
02 - 0005 = 0197 МПа
где 0005 МПа падение давления в холодильнике [1].
Давление в цилиндре в начале процесса сжатия:
Температура воздуха на выходе из компрессора:
Температура воздуха в продувочном ресивере:
где ΔТхол = 83 К – перепад температуры на холодильнике [1].
Подогрев воздуха о стенки цилиндра [1]:
Температура заряда в цилиндре в конце процесса наполнения:
Коэффициент наполнения отнесенный к полному ходу поршня:
Давление в цилиндре в конце сжатия:
Температура в конце сжатия:
5 Термохимия процесса сгорания
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:
Действительное количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:
. 0469 = 0891 кмолькг
Химический коэффициент молекулярного изменения:
Действительный коэффициент молекулярного изменения:
Средняя мольная изохорная теплоемкость воздуха в конце сжатия в точке С:
Средняя мольная изохорная теплоемкость остаточных газов при температуре Тс (в точке С) :
Средняя мольная изохорная теплоемкость смеси продуктов сгорания и воздуха при температуре Тz:
Средняя мольная изобарная теплоемкость смеси газов при температуре ТZ:
Степень повышения давления при сгорании:
Температура рабочего тела в конце процесса сгорания (точка Z):
Степень предварительного расширения:
6 Процесс расширения
Степень последующего расширения:
Давление в цилиндре в конце расширения:
Температура газов в конце расширения:
7 Индикаторные и эффективные показатели рабочего процесса
Среднее индикаторное давление отнесенное к полезному ходу поршня:
Среднее индикаторное давление скругленного цикла отнесенное к полному ходу поршня:
= 120 . (1 - 01) = 108 МПа
Среднее эффективное давление:
= 108 . 094 = 102 МПа
Удельный индикаторный расход топлива:
Удельный эффективный расход топлива:
8 Построение расчетной индикаторной диаграммы
Полезный ход поршня:
= 164 . (1 - 01) = 148 м
Высота камеры сжатия:
Полезный объем цилиндра:
= 148 . 0528 = 0779 м3
Объемы цилиндра в точках С Z а цикла и в НМТ (точке m):
= 011 . 0528 = 0060 м3;
= 0060 . 15 = 0090 м3;
= 0779 + 0060 = 0839 м3;
= 0866 + 0060 = 0926 м3.
Масштаб оси абсцисс расчетной индикаторной диаграммы в размерности линейных размеров двигателя [1]:
Масштаб оси абсцисс в размерности объёма:
= 01 . 0528 = 0053 м3см
Абсциссы индикаторной диаграммы соответствующие объемам в точках С Z a m цикла:
Масштаб оси ординат [1]:
Промежуточные значения давлений:
- на линии расширения:
Строится расчетный цикл (теоретическая индикаторная диаграмма).
Определяем площадь индикаторной диаграммы:
Среднее индикаторное давление по индикаторной диаграмме:
где 164 см – ход поршня в масштабе.
Вывод по результатам расчета:
Расхождение в норме отсюда делаем вывод что проведенный расчет выполнен верно.
Расчет газообмена и наддува
1 Определение располагаемого время - сечения
Размеры органов газообмена [взято из прототипа]:
- угол наклона окон к оси цилиндра
- угол наклона окон к радиусу цилиндра γ
-количество клапанов . k = 1;
-потерянный ход поршня по продувочным окнам .. 0164 м.
Диаметр впускных и выпускных клапанов:
= 05 . 082 = 0410 м.
Максимальная высота подъема впускных и выпускных клапанов:
hкл= 03 . = 03 . 0410 = 0123 м.
Максимальная площадь проходных сечений органов газообмена:
= 16 . 0113 . 0164 . s
Масштаб линейных размеров двигателя и масштаб открытия клапанов [1]:
- выпускных клапанов:
= 005 . 314 . 0410 . cos(45) = 0046
Масштаб оси абсцисс диаграммы угол – сечение [1]:
Масштаб времени оси абсцисс:
Масштаб площадей диаграммы время - сечение:
= 0064 . 00137 = 871 . 10-4
= 0046 . 00137 = 622 . 10-4 ;
Поправка профессора Ф.А. Брикса на конечную длину шатуна:
где R = S2 = 1642 = 082 м – длина шатуна
L = Rλ = 082026 = 311 м – радиус кривошипа
λ = 026 – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна
Линейные размеры двигателя в масштабе чертежа:
- поправка профессора Ф.А. Брикса:
- потерянный ход поршня по окнам:
Строим диаграмму время-сечение.
Определение площадей диаграммы время – сечения:
- принужденный выпуск:
Определение располагаемых время – сечения:
= 40 . 622 . 10-4 = 2489 . 10-4 м2с;
= 200 . 622 . 10-4 = 12443 . 10-4 м2с;
= 300 . 871 . 10-4 = 26129 . 10-4 м2с;
2 Определение теоретически необходимого время - сечения
Параметры газа в момент открытия газовыпускного органа (точка в):
- давлениеРв = 055 МПа;
- объемVв = 0752 м3;
Объем цилиндра в момент открытия продувочных окон:
= 114 + 0866 . (1 – 01 ) = 0839 м3
Давление в выпускном коллекторе (перед газовой турбиной):
= 09 . 0197 = 0167 МПа
Коэффициент расхода при истечении газа за фазы [1]:
- свободного выпуска:
- вынужденного выпуска:
Давление в цилиндре в конце фазы свободного выпуска (точка Н):
= 098 . 0197 = 019 Мпа
Условие Pн>Pт выполнено [1].
Средний объем цилиндра за фазу свободного выпуска:
= 05 . (0752 + 0839) = 07959 м3
Расчетное давление в цилиндре в точке d (в момент открытия продувочных окон):
Время–сечения свободного выпуска обеспечивающее снижение давления в цилиндре до величины Рн:
Объем цилиндра в момент конца фазы свободного выпуска:
Температура газов в цилиндре в конце фазы свободного выпуска
где ф 13 – показатель адиабаты газов.
Вес газов вытекающих из цилиндра за фазу свободного выпуска
где кДж(кг·К) – газовая постоянная.
Коэффициент продувки
где 112 – весовой коэффициент избытка продувочного воздуха;
9 – коэффициент наполнения отнесенный к полному ходу поршня.
Геометрический коэффициент избытка продувочного воздуха
где 290 К – температура окружающей среды;
МПа – давление окружающей среды.
3 К – температура воздуха в ресивере;
Удельный объём воздуха при параметрах
Вес воздуха поступающего в цилиндр за цикл
где 0866 м3 – рабочий объем цилиндра.
Вес газов и воздуха вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска и продувки
= 212 – 0715 = 141 кг.
Вес воздуха поступающего в цилиндр за фазу наполнения
= 212 – (161 – 1) . 212 = 082 кг
Средняя температура газов в цилиндре в период принужденного выпуска
где 357 К – температура в цилиндре в начале процесса сжатия.
Средний удельный объём газов в цилиндре за период принужденного выпуска
Функция перепада давления в цилиндре и в выпускном коллекторе
Теоретически необходимое время-сечение принужденного выпуска
Функция перепада давления в продувочном ресивере
где 14 – показатель адиабаты воздуха.
Удельный объём воздуха в продувочном ресивере
где 313 К – температура воздуха в ресивере;
97 МПа – давление воздуха в ресивере.
Теоретически необходимое время-сечение продувки
Условные скорости истечений газов за фазы
принудительного выпуска
Отношение располагаемых и теоретических необходимых время – сечения:
Вывод: Условные скорости истечений газов за фазы и отношение располагаемых и теоретических необходимых время – сечения должны находиться в пределах:
Условные скорости истечений газов за фазы и отношения располагаемых и теоретических необходимых время-сечений АJ находятся в пределах расчеты правильно выполнены.
3 Расчет энергетического баланса системы наддува
Выбор схемы наддува:
Для данного двигателя принимаем: газотурбинный наддув одноступенчатый изобарный [1].
Коэффициент потерь давления в газовоздушном тракте [1]:
- в фильтре: ф = 093 ÷ 099 принимаем ф = 099;
- в воздухоохладителе: S = 097 ÷ 098 принимаем S = 098;
- при продувке цилиндра: П = 088 ÷ 096 принимаем П = 086;
- в выпускном трубопроводе (до турбины): Т = 096 ÷ 098 принимаем
- в выпускном трубопроводе (после турбины): R = 097 ÷ 098 принимаем R = 097.
Степень повышения давления в компрессоре:
Давление газов за цилиндром
Степень снижения давления газов в турбине:
Часовой расход топлива
= 12320 . 0217 = 2676 кгч
где 12320 кВт – мощность двигателя;
17 кг(кВт·ч) – удельный эффективный расход топлива
Расход воздуха на двигатель
где – коэффициент продувки;
– коэффициент избытка воздуха при сгорании;
3 кг.возд.кг.топл. – действительное количество воздуха необходимое для сгорания.
Расход газов через турбину
Средняя температура газов за фазу свободного выпуска
где 959 К – температура газа в момент открытия газовыпускного органа;
2 К – температура газов в цилиндре в конце фазы свободного выпуска.
Средняя мольная изохорная теплоемкость газов за фазу свободного выпуска
Средняя мольная изобарная теплоемкость газов за фазу свободного выпуска
= 8314 + 2247 = 3078 кДж(моль К).
Средняя мольная изохорная теплоемкость газов за фазу принужденного выпуска
где 530 К – средняя температура газов в цилиндре в период принужденного выпуска.
Средняя мольная изобарная теплоемкость газов за фазу принужденного выпуска
= 8314 + 2149 = 2980 кДж(моль К).
Средняя мольная изобарная теплоемкость воздуха за фазу принужденного выпуска
= 27575 + 000251 . 530 = 2424 кДж(моль К).
Количество воздуха вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска
где 212 кг – вес воздуха поступающего в цилиндр за цикл.
Количество отработавших газов вытекающих из цилиндра за фазу принужденного выпуска
= 141 – 0806 = 0602 кг
где 141 кг – вес газа и воздуха вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска и продувки.
Средняя температура газов перед турбиной
где 0715 кг – вес газов вытекающих из цилиндра за фазу свободного выпуска;
06 кг – количество воздуха вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска;
02 кг – количество отработавших газов вытекающих из цилиндра за фазу принужденного выпуска.
Адиабатная работа сжатия 1 кг воздуха в компрессоре:
Располагаемая (полезная) работа газов перед турбиной:
где = 135 – показатель адиабаты расширения газов в турбине [1];
R = 0287 кДжкг·К – газовая постоянная [1].
Адиабатный КПД компрессора [1]:
Коэффициент импульсности [1]:
Мощность требуемая для привода компрессора
Располагаемая мощность газовой турбины
= 3502 . 81 . 082 . 1 = 2736 кВт
где 1 – коэффициент импульсности (для изобарной турбины).
баланс мощности между турбиной и компрессором обеспечен.
- при Pd = 0172; Ps = 0197 наблюдается заброс газов из цилиндра в продувочный ресивер в допустимых пределах Pd 14Ps.
- 2713 кВт составляет 220% эффективной мощности двигателя
Расчет динамики и уравновешенности дизеля
Основные размеры [1]:
- диаметр цилиндраD = 082 м;
- ход поршняS = 164 м;
- диаметр рамовой шейкиdp = 073 м;
- диаметр мотылевой шейкиdм = 069 м;
- диаметр головного подшипникаdг = 072 м;
- длина рамового подшипника
- длина мотылевого подшипника
- длина головного подшипника
- межосевое расстояние цилиндровА = 136 м;
- толщина щек коленчатого валаh = 035 м;
- длина шатунаL = 288 м.
Среднее индикаторное давление:
Частота вращения коленчатого вала:
Индикаторная мощность двигателя:
Порядок работы цилиндров [1]:
2 Определение масс движущихся деталей
Масса шатуна с головками [1]:
Масса штока с поршнем [1]:
Масса крейцкопфа [1]:
Массы элементов коленчатого вала [1]:
Расстояние от оси коленчатого вала до центра тяжести щеки:
Расстояние от центра тяжести шатуна до оси мотылевой шейки отнесенное к длине к длине шатуна [1]:
Масса частей шатуна:
- поступательно движущейся части:
- вращательно движущейся части:
= 3957 – 1979 = 1979 кг.
Общая масса поступательно движущихся частей цилиндра:
= 2048 + 1979 + 2525 = 6552 кг
Приведенная к радиусу кривошипа масса вращающихся деталей цилиндра:
- поступательно движущихся частей:
- вращательно движущихся частей:
- вращающиеся части шатуна:
3. Расчет сил динамики
Поправка профессора Ф.А. Брикса
где 082 м – радиус кривошипа;
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна
Угловая скорость вращения коленчатого вала
где 122 мин-1 – частота вращения коленчатого вала.
Силы инерции поступательно движущихся частей:
Силы веса поступательного движущихся частей отнесенных к единице площади поршня
= 124 . 981 . 10-2 = 012 МПа.
Угол заклинки кривошипов
где – число цилиндров;
– коэффициент тактности.
Разбиваем диаграмму профессора Ф.А. Брикса на равномерное число участков с шагом φ = 15° снимаем для каждого положения коленвала:
- давление газов РГ (с индикаторной диаграммы)
Определяем с выбранным шагом φ движущуюся силу РΣ величины нормальной N и радиальной R сил в 1-м цилиндре:
Среднее касательное усилие
где 450 мм2 – площадь под кривой на 1-ом периоде ее изменения;
0 мм – длина оси абсцисс на периоде изменения силы ;
– масштаб оси ординат МПамм.
Индикаторная мощность двигателя по данным расчета динамики
где 0528 м2 – площадь поршня;
2 м – радиус кривошипа;
2 мин-1 – частота вращения коленчатого вала.
Расхождение расчетных значений (по данным индикаторной диаграммы и по результатам расчета сил динамики):
где 13323 кВт – расчетная индикаторная мощность двигателя.
- Расхождение расчетных значений 15% находится в допустимых пределах расчеты правильно выполнены.
4. Расчет степени неравномерности вращения
Момент инерции элементов коленвала:
мотылевой шейки с вращающейся массой
Суммарный момент инерции:
= 19576 . 7 + 2 . 1568 . 7 + 1478 . (1 + 7) = 170809 кг.м2
Площади над кривой суммарной тангенциальной силы и под линией на длине 360 градусов:
Масштабы осей диаграммы суммарных касательных усилий:
Оси ординат: 021 МПамм
= 021 . 00224 = 00047
Величина избыточной работы:
= 35 . 0528 . 00047 = 0087 МПа.м3
Степень неравномерности вращения коленвала:
Степень неравномерности вращения коленвала через отношения площадей под кривой:
Найденная степень неравномерности вращения лежит в пределах допустимого. (00250035)
- Степень неравномерности вращения коленвала = 0031 находится в допустимых пределах расчеты правильно выполнены.
5 Анализ уравновешенности двигателя
Величины сил инерции определяющих уравновешенность цилиндра:
Поступательно движущихся масс I-го порядка
Поступательно движущихся масс II-го порядка
Масштаб сил инерции для построения многоугольников сил
Величины сил инерции в масштабе центробежных
Суммарные неуравновешенные силы:
Плечи действия сил инерции цилиндров относительно плоскости отсчета:
Величины моментов от сил инерции цилиндров относительно плоскости отсчета:
- от центробежных сил
= 451628 . 136 = 614215 Н·м;
= 451628 . 272 = 1228429 Н·м;
= 451628 . 408 = 1842644 Н·м;
- от сил инерции 1-го порядка
= 875974 . 136 = 1191324 Н·м;
= 875974 . 272 = 2382648 Н·м;
= 875974 . 408 = 3573973 Н·м;
- от сил инерции 2-го порядка
= 231246 . 136 = 314495 Н·м;
= 231246 . 272 = 628989 Н·м;
= 231246 . 408 = 943484 Н·м;
Масштаб моментов от сил инерции при построении силовых многоугольников моментов
Моменты сил в масштабе:
Результирующие моменты:
= 07 . 200000 = 140000 Н·м;
- моменты от сил инерции 1-го порядка
= 04 . 200000 = 80000 Н·м;
= 18 . 200000 = 360000 Н·м.
= 17 . 200000 = 340000 Н·м.
Усилие от максимальной суммарной касательной силы определяющей нагрузку на фундамент двигателя
где 09 м – расстояние от оси коленвала до крепежных болтов фундамента двигателя;
МПа максимальное значение суммарной касательной силы;
28 м2 – площадь поршня.
Максимальное значение крутящего момента двигателя
= 38 . 0528 . 082 . 106 = 1623917 Н·м.
Увеличение нагрузки на фундамент двигателя из-за неуравновешенных сил инерции:
Увеличение нагрузки от фундамента двигателя из-за неуравновешенных моментов от сил инерции:
- момент центробежных сил
- максимального момента от сил инерции I – го порядка
- максимального момента от сил инерции II – го порядка
Вывдод: результаты анализа уравновешенности по силам и по моментам показывают что 1) по силам инерции центробежных I – го порядка и II – го порядка двигатель уравновешен; 2) по моментам центробежных сил максимального момента от сил инерции I – го порядка максимальным моментам от сил инерции II – го порядка двигатель неуравновешен требует применять меры уравновешен.
Расчет прочности основных деталей ДВС
1 Расчет коленчатого вала
Материал коленчатого вала: хромоникелевая легированная сталь 40
h = 05 . (А - lр - lм) = 05 . (136 - 034 - 032) = 0350 м
с = 05 . (lр + h) = 05 . (034 + 0350) = 035 м
b = dм + 2. = 069 + 2 . 0339= 137 м;
Минимальный диаметр рамовых и мотылевых шеек по требованию Регистра РМРС
Коэффициент учитывающий механические свойства материала коленчатого вала;
φ = 648 - коэффициент учитывающий число цилиндров;
Определение расчетного колена в 1-м расчетном положении коленчатого вала максимального значения касательного усилия подводимого от расположенных выше цилиндров.
Максимальное касательное усилие = 38 МПа.
Моменты сопротивления изгибу
- щеки (от усилия Мкр)
Моменты сопротивления кручению:
Скручивающий момент на расчетном колене в 1-ом положении:
= 38 . 0528 . 082 = 165 МН·м.
= 86 . 0528 . 0170 . 05 = 039 МН·м.
- на мотылевой шейке:
= 05 . 86 . 0528 . 05 . 136 = 154 МН·м.
- на щеке колена (от реакции ):
= 05 . 86 . 0528 . 035 = 078 МН·м.
Напряжения кручения:
- в мотылевой шейке:
- в щеке (от реакции ):
Напряжение сжатия в щеке
Максимальное суммарное напряжение в щеке
= 2805 + 1507 + 474 = 4786 МПа
Определяем расчетное колено во 2-ом расчетном положении коленчатого вала: находим максимальное значение суммарного касательного усилия от выше расположенных цилиндров.
Максимальное суммарное касательное усилие ΣТmax = 28 МПа.
Давление радиальных сил действующих на кривошип во 2-ом расчетном положении
Усилие действующее на кривошип во 2-м расчетном положении:
Крутящий момент на расчетном колене:
- в кормовой рамовой шейке:
= (28 + 38) . 0528 . 082 = 286 МН·м;
= (05 . 28 + 38) . 0528 . 082 = 225 МН·м;
= 05 . 28 . 0528 . 035 = 026 МН·м.
= 05 . 426 . 0528 . 0170 = 0191 МН·м;
= 05 . 426 . 0528 . 05 . 136 = 0765 МН·м;
- на щеке колена ( от реакции )
= 05 . 426 . 0528 . 035 = 0292 МН·м.
Полярный момент сопротивления щеки кручения:
- на середине широкой стороны:
- на середине узкой стороны:
- в щеке (на середине широкой стороны)
- в щеке (на середине узкой стороны):
- в щеке (от реакции )
- в щеке (от крутящего момента):
Напряжения сжатия в щеке
Сложные напряжения в элементах колена для углеродистой стали должны находиться в пределах:
рамовая шейка [бр]=40÷80 МПа;
мотылёвая шейка [бм]=60÷100 МПа;
щека колена [бщ]=80÷120 МПа.
Выводы по результатам расчета коленчатого вала.
Выбранный диаметр соответствует требованиям Регистра РМРС для диаметров коленчатого вала.
Условия прочности элементов коленчатого вала в I-ом и II-ом расчетном положении выполнены.
Площадь поперечного сечения стержня шатуна
dш = 028 м- диаметр шатуна
Момент инерции расчетного сечения шатуна:
Радиус инерции сечения шатуна:
Степень гибкости шатуна
Момент сопротивления сечения шатуна на расстоянии 0577 от головного подшипника:
Критическая сила ломающая шатун:
- для легированных сталей:
= (335 - 062 . 44) . 0062 = 1892 МН.
Степень надежности стержня шатуна при продольном изгибе:
Напряжения сжатия в стержне
Максимальная сила инерции действующая на единицу длины шатуна при работе дизеля
Максимальный изгибающий момент действующий на стержень шатуна:
Максимальное напряжение изгиба в стержне:
Суммарное условное напряжение в стержне шатуна:
= 7380 + 1763 = 9143 МПа.
Выводы по результатам расчета шатуна.
Условие прочности стержня шатуна по суммарным условиям напряжениям выполнено:
= 9143 [] = 100 МПа.
3 Расчёт шатунных болтов
Количество шатунных болтов iб = 2 .
Диаметр шатунных болтов 011 м.
Угол между плоскостью разъема мотылёвого подшипника и осью цилиндра 90 .
Сила инерции поступательно движущихся масс цилиндра в ВМТ
Сила инерции вращающейся части шатуна за вычетом нижней половинымотылёвого подшипника
Суммарная сила инерции в ВМТ
= 111 + 0125 = 123 МН
Усилие затяга шатунных болтов
= 135 . 123 . sin(90) = 166 МН.
Усилие возникающее в паре поршень-втулка при задире цилиндра
= 17 . 0528 = 0898 МН.
Расчётное усилие при оценке растягивающих напряжений в болтах (в качестве расчётного принимаем P3 как большее по сравнению с Рзад)
Расчётное напряжение растяжения в шатунных болтах
Выводы по результатам расчёта шатунных болтов: за расчётное усилие принято усилие затяга шатунных болтов как большее из Pз и Pзад. Расчётное напряжение в болтах р = 8755 МПа [р] = 90 МПа следовательно условие прочности выполнено.
4 Расчет поршневого кольца
Материал чугун СЧ28-48
Размеры поршневого кольца:
- толщина = 130 . 082 = 003 м;
- диаметр в рабочем положении D = 082 м.
Зазор в замке кольца:
- в рабочем положении:
= 0004 . 082 = 0003 м;
- в свободном положении:
= 008 . 082 = 0098 м
Стрелка прогиба кольца:
- при его сжатии до диаметра цилиндра:
- при надевании его на поршень:
. 314 . 003 - = 0116 м
Напряжение изгиба кольца:
- в рабочем состоянии:
где Е =825.105 МПа [1];
- при надевании на поршень:
Давление кольца на стенку за счет сил упругости:
Выводы по итогам расчета [1]:
Условие прочности кольца по напряжению изгиба выполнено:
5 МПа находится в диапазоне 220-250 МПа
Давление кольца на стенку цилиндра за счет сил упругости не превышает допустимого:
5 Расчёт анкерной связи
Размеры анкерной связи:
Усилие предварительного затяга анкерной связи
где = 15 - коэффициент предварительного затяга.
Усилие воспринимаемое анкерной связью при работе двигателя
Максимальное напряжение в анкерной связи при работе двигателя
Удлинение связи при ее затяжке
Удлинение связи должно постоянно контролироваться в процессе эксплуатации двигателя.
Выводы по результатам расчёта анкерной связи: условие прочности анкерной связи выполнено т.к. расчётное напряжение не превышает допускаемого [a]=120 МПа.
Цикловая объемная подача топлива
где 1760 кВт – цилиндровая мощность двигателя;
17 кг(кВт.ч) – удельный эффективный расход топлива;
2 обмин – частота вращения;
7 гсм3 – удельный вес топлива.
где 12º п.к.в. – действительная продолжительность подачи топлива в цилиндр.
Суммарное число сопловых отверстий
Суммарная площадь сечения сопловых отверстий
где 360 мс – средняя условная скорость впрыска.
Площадь соплового отверстия
Диаметр одного соплового отверстия
7.Расчет цилиндровой втулки
Рис. 4.7.1 Схема к расчету втулки
7.1 Механические напряжения
Рассматривая втулку как толстостенный цилиндр с постоянной толщиной стенки подвергающийся равномерно-распределенному давлению газов найдем:
Наибольшие нормальные напряжения растяжений в тангенциальном направлении на внутренней поверхности цилиндровой втулки:
- внутренний радиус втулки цилиндра - r1 = 041 м
- внешний радиус втулки цилиндра - r2 = 051 м
Нормальные напряжения сжатия в тангенциальном направлении на внутренней поверхности цилиндровой втулки:
Нормальное напряжение сжатия на внутренней поверхности втулки:
7.2 Температурные напряжения в цилиндровой втулке
Температурные напряжения сжатия на внутренней поверхности втулки:
Е = 80000 МПа – Модуль упругости;
α = 000001 кДжК – Коэффициент линейного расширения материала втулки;
= 025 - коэффициент Пуассона
= 041051 = 08 - отношение радиусов внутренней и наружной поверхности цилиндра;
Напряжение растяжений на наружной поверхности втулки:
Суммарные напряжения в цилиндровой втулке.
- на внутренней поверхности:
= 3918 + -7161 = -3243 МПа;
= 0 – 025 . -3243 = 811 МПа;
- на наружной поверхности:
= 3058 + 6172 = 9230 МПа;
Температурные напряжения по толщине стенки чугуна СЧ28-48:
= 0535 . 125 = 6688 МПа;
Усилие от затяга крышечных шпилек действующих на опорный фланец втулки:
λ = 125 – коэффициент затяжки.
Напряжение сжатия в опорном бурте:
Наибольший диаметр верхнего опорного бурта:
= 125 . 082 = 103 м.
Наружный диаметр пояса:
= 115 . 082 = 094 м.
= 009 . 082 = 0074 м.
Удельное давление на опорной кольцевой заточке:
Вывод : Суммарные напряжения в цилиндровой втулке = 9230 не превышает допустимое значение [] = 180 МПа
8 Расчет прочности поршня
8.1 Механические напряжения в днище поршня.
Рис. 4.8.1 Эскиз к расчету днища поршня
Наибольших значений механические напряжения достигают при максимальном давлении сгорания Рz = 86 МПа.
Рассматриваем днище поршня как круглую пластину постоянной толщины жестко заделанную по контуру (рис. 4.8.1).
Напряжения на контуре днища от изгибающих моментов в тангенциальном направлении МПа
Напряжения на контуре днища от изгибающих моментов в радиальном направлении МПа
Напряжения на контуре днища от изгибающих моментов в центре днища МПа
- внутренний радиус поршня - r = 02296 м
- толщина днища поршня - = 005 м
- коэффициент Пуассона - = 03
8.2 Температурные напряжения в днище поршня.
Тепловая нагрузка днища кДж(м2.ч)
- коэффициент учитывающий долю теплоты сгорания отдаваемую поршню -
Перепад температуры по толщине днища К
- коэффициент теплопроводности стали 40 - = 210 кДжм.К
Тепловые тангенциальные и радиальные напряжения в поршне МПа
- коэффициент линейного расширения материала град -
- модуль упругости материала - E = 210000 МПа
Определение эквивалентных суммарных механических и тепловых напряжений приведено в табл. 4.8.1.K
Высота кромки поршня - h = 011
Таблица 6.8.1 Определение эквивалентных суммарных механических и тепловых напряжений
Точка на поверхности днища
8.3 Механические напряжения в перемычке поршня
Рис. 4.8.2 Схема к расчету перемычки поршня
Полная сила действующая на перемычку МН
= 075 . 86 . 00254 = 0164
Расчетная площадь перемычки м2
- диаметр цилиндра - Dц = 082 м
- внутренний диаметр кепа - Ds = 08 м
Напряжения скалывания МПа
- высота перемычки – h = 0008 м
Напряжения изгиба МПа
= 05 . (082 - 08) = 001
Суммарные напряжения изгиба и скалывания МПа
Напряжения в опасном сечении не превышают допустимых механических напряжений для поршня
9 Расчет крышки цилиндра на прочность
Рис. 4.9.1 Схема к расчету крышки цилиндра
Крышка замыкает верхнюю часть камеры сгорания и определяет вместе с днищем поршня форму и объём камеры сгорания (сжатия). Крышка закреплена 4-мя гидравлическими затянутыми шпильками.
Рассматривая крышку как свободно опертый по уплотнительному борту диск нагруженный симметрично распределенными силами находим наибольший изгибающий момент в диаметральном сечении крышки при работе двигателя:
Давление газов на днище
при λ = 125 - коэффициент усилия затяжки шпилек
Напряжения растяжения в верхней доске:
Напряжения сжатия в нижней доске:
W1 = 00005 - момент сопротивления для верхней доски м3
W2 = 00005 - момент сопротивления для нижней доски м3
Температурные напряжения в нижней доске:
= 005 - толщина днища м
q = 100000 - тепловая нагрузка кДжч.м2
Суммарное напряжение в нижней доске:
Вывод: Суммарное напряжение в нижней доске не превышает допустимое напряжение 300 МПа
Основанием для выполнения Курсового проекта послужило задание на курсовое проектирование:
Ne = 12320 кВт - эффективная мощность двигателя;
n = 122 мин-1 - частота вращения двигателя;
i = 7 - число цилиндров.
Это двигатель малооборотный двухтактный крейцкопфный реверсивный с газотурбинным наддувом с прямоточно-клапанной системой газообмена предназначен для работы в качестве главного с прямой передачей на гребной винт.
При выполнении курсового проекта получен двигатель со следующими данными:
ge = 0217 кгкВт час - удельный эффективный расход топлива;
D = 082 м - диаметр цилиндра;
S = 164 м - ход поршня;
Cm = 67 мсек - средняя скорость поршня;
= 14 - степень сжатия;
α = 19 - коэффициент избытка воздуха;
При выполнении курсового проекта получены фазы газораспределения:
° до НМТ - открытие выпускного клапана;
° после НМТ - закрытие выпускного клапана;
° до НМТ - открытие продувочных окон;
° после НМТ - закрытие продувочных окон;
При проектировании двигателя принята изобарная система наддува. При расчете энергобаланса системы наддува получены следующие параметры:
m = 082 - КПД турбины;
к = 083 - КПД компрессора;
Nk = 2713 кВт - мощность требуемая для привода компрессора;
Nт = 2736 кВт - располагаемая мощность газовой турбины.
Спроектированный двигатель по силам инерции первого и второго порядков по центробежным силам а также по моментам от сил инерции первого порядка и центробежным силам уравновешен. А по моменту от сил инерции первого порядка является не уравновешенным что вызывает большие нагрузки на фундамент двигателя.
В результате расчета получено что м² [м²] что удовлетворяет требованиям Регистра.
При выполнении расчетов на прочность получены основные конструктивные размеры коленчатого вала шатуна шатунного болта поршневого кольца анкерной связи поршня втулки. Все эти спроектированные детали отвечают требованиям Регистра.
На основании выполненного курсового проекта можно сделать вывод что двигатель K80GF соответствует требованиям Регистра.
Список используемой литературы
Расчеты судовых дизелей. Методическое пособие по курсовому и дипломному проектированию. М. ВО «Мортехинформреклама» 1987 154 с.
Ваншейдт А.В Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей Ленинград «Судостроение» 1969 639 с.
Танатар Д.Б Дизели. Компоновка и расчет. Ленинград «Морской транспорт» 1963 440 с.
Конструкции и параметры современных судовых дизелей [Текст]: учеб. пособие О.В. Осипов Б.Н. Воробьёв. – Владивосток: Мор. гос. ун-т 2007. – 120 с.
Расчёты двигателей внутреннего сгорания [Текст]: учеб. пособие А.Н. Собаленко Г.И. Кича. – Владивосток: Мор. гос. ун-т 2015. – 181 с.

icon 3.1 Таблица Кривых сил динамики.docx

Таблица. Кривые сил динамики в кривошипно-шатунном механизме

icon KGF изночальный.cdw

KGF изночальный.cdw

icon Стратила М.Н. гр 0244 Курсовой проект СДВС KGF.docx

Конструктивные особенности двигателя4
1 Исходные параметры7
2 Расчет рабочего цикла8
3 Процесс наполнения9
5 Термохимия процесса сгорания9
6 Процесс расширения11
7 Индикаторные и эффективные показатели рабочего процесса11
8 Построение расчетной индикаторной диаграммы12
Расчет газообмена и наддува15
1 Определение располагаемого время - сечения18
2 Определение теоретически необходимого время - сечения18
3 Расчет энергетического баланса системы наддува21
Расчет динамики и уравновешенности дизеля25
2 Определение масс движущихся деталей25
3. Расчет сил динамики26
4. Расчет степени неравномерности вращения31
5 Анализ уравновешенности двигателя32
Расчет прочности основных деталей ДВС36
1 Расчет коленчатого вала36
3 Расчёт шатунных болтов43
4 Расчет поршневого кольца44
5 Расчёт анкерной связи46
Список используемой литературы48
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. Расчёт позволяет разобраться во взаимосвязи рабочих параметров и носит поверочный характер что отвечает потребностям анализа конкретных ДВС в условиях эксплуатации.
Конструктивные особенности двигателя
Дизели типа K-GF. Для достижения более высокого уровня форсировки двигателей следующего поколения потребовалась серьезная модернизация важнейших узлов двигателей предшествующей модели. Дальнейшее совершенствование конструкции своих двигателей фирма B&W реализовала в процессе доводки базового двигателя нового типа K-GF. За счет повышения давления наддувочного воздуха мощность двигателей была увеличена почти на 30 % по сравнению с предыдущими моделями K-EF среднее эффективное давление составило 117—118 МПа при максимальном давлении сгорания (Рz) равном 83 МПа. Это привело к значительному росту нагрузок на все детали остова двигателя.
По этой причине фирма полностью отказалась от прежней конструкции остова двигателя образованной отдельными А-образными стойками и перешла на более рациональную жесткую сварную конструкцию коробчатой формы в которой нижний блок станины вместе с фундаментной рамой образует пространство шатунного механизма а верхний блок — полость крейцкопфа вместе с параллелями.
У серии K-GF прочнее и жестче выполнены узлы остова введено охлаждение верхнего опорного фланца цилиндровой втулки интенсифицировано масляное охлаждение поршня. Наибольшие изменения претерпела цилиндровая крышка: применена цельнокованая конструкция типа «плита» с радиальными сверлениями для охлаждающей воды. В такой конструкции двигателя значительно уменьшается количество болтовых соединений.
Постоянное увеличение цилиндровой мощности от модели к модели определило высокий уровень тепловых и механических напряжений в элементах конструкции что привело в эксплуатации к выходам из строя деталей камеры сгорания: крышек втулок и поршней. Для ликвидации этих недостатков и в связи с необходимостью дальнейшей форсировки двигателя по наддуву фирма B& W пошла на переработку конструкции этих деталей. Литые крышки заменены коваными стальными они полуколпачкового типа и имеют пониженную высоту до 045D. Для интенсификации охлаждения у самой поверхности огневого днища просверлено около 50 радиальных каналов по которым циркулирует охлаждающая вода.
Радиальные сверления разделяют крышку на две зоны по высоте; нижняя воспринимает тепловые нагрузки а верхняя работающая при низких температурах рассчитана на растягивающие усилия. В утолщениях фланцевых поясов в крышке и втулке также выполнен ряд тангенциальных отверстий образующих круговые каналы для прохода охлаждающей воды.
Благодаря интенсивному охлаждению верхнего пояса втулки температура зеркала цилиндра на уровне верхнего кольца при положении поршня в ВМТ не превышает 160-180 °C что обеспечивает надежность работы и увеличивает срок службы компрессионных колец а также снижает износ втулки. Новая конструкция крейцкопфа привела к уменьшению деформации его поперечины при этом снизились давления на подшипники (до 10 МПа).
Но при этом несколько увеличиваются окружные скорости в крейцкопфном подшипнике что способствует образованию масляного клина. Симметричность крейцкопфного узла позволяет перевернуть поперечину на 180° в случае повреждения шейки.
В двигателях этого класса надежность и долговечность крейцкопфного узла обеспечивается:
— использованием кадмиевого баббита Б88 вместо Б83;
— применением эластичных креплений головок уменьшающих ударные давления на внутренние края головок; за
— гальваническим покрытием подшипников составом (90 % Pb и 10 % Sn);
— повышением точности изготавливаемых деталей; — исключением шабровки.
Для повышения надежности выпускного клапана были заменены рычажный механический привод на гидравлический а концентрические пружины большого диаметра — на комплект из 8 пружин.
Гидравлический привод передает усилия поршневого толкателя приводимого от кулачной шайбы распределительного вала через гидросистему на поршень сервомотора действующий на шпиндель выпускного клапана. Давление масла при открытии клапана составляет около 20 МПа. Эксплуатация показала что гидравлический привод надежнее в работе так как обеспечивает меньший износ штока клапана благодаря отсутствию боковых усилий что увеличило срок службы клапана до 25-30 тыс. ч.
При этом фирме удалось сохранить масляное охлаждение поршня головка которого осталась примерно такой как и в предыдущей серии двигателей K-EF но без противоизносных колец.
В связи с тем что на каждом цилиндре двигателей B&W с прямоточно-клапанной продувкой устанавливалось от двух до трех форсунок их недостаточная надежность серьезно снижала безотказность работы двигателей. По этой причине конструкция форсунок была полностью переработана (рис. 2.9). Небольшая высота крышки позволила выполнить форсунки короткими и вмонтировать их в отверстия просверленные непосредственно в стальном корпусе крышки.
В новой форсунке топливо подводится по центральному каналу образованному сверлениями в головке форсунки в стержне в упоре и в невозвратном нагнетательном клапане. Сам нагнетательный клапан размещен в теле иглы форсунки. Уплотнение всех стыков между деталями образующими центральный канал для подвода топлива осуществляется только за счет их взаимной притирки и усилия создаваемого в результате натяга при сборке форсунки.
Сопло выполненное съемным изготовлено из высококачественной стали. Это позволяет повысить не только надежность работы самих распылителей но и их ремонтопригодность. В форсунке не предусмотрено устройство для регулирования давления открытия иглы. Интенсификация охлаждения цилиндровой крышки в районе форсуночного отверстия позволила обойтись без охлаждения распылителя.
Размещение нагнетательного клапана в запорной игле в непосредственной близости от сопла с одной стороны полностью устраняет возможность подвпрыска топлива ас другой — гарантирует топливную систему от прорыва газов из цилиндра при зависании иглы форсунки.и размеры форсунок существенно уменьшились. Отказ от охлаждения форсунки уменьшил их массу с 25 до 7 кг.
В конструкции топливного насоса сохранен подвод топлива к насосу по кольцевому зазору между плунжерной втулкой и корпусом снизу-вверх для равномерного прогрева плунжерной пары при переходе на тяжелое топливо использован Тот же принцип регулирования начала подачи осевым перемещением плунжерной втулки всасывающий клапан размещен со стороны полости нагнетания и т. д. Однако с учетом опыта эксплуатации введено специальное уплотнение для снижения утечек топлива через зазор в плунжерной паре. Рейка регулирования цикловой подачи перенесена в нижнюю часть корпуса насоса.
Двигатели типа K-GF были ориентированы на требования судостроения основу которых в то время составляли низкие цены на топливо и высокие фрахтовые ставки.
1 Исходные параметры
Цилиндровая мощность1760 кВт;
Эффективная мощность12320 кВт;
частота вращения122 мин-1;
эффективный расход топлива216 гкВт ч;
прототип двигателяK-
Определение хода поршня:
Определение диаметра цилиндра:
S = 164 м – ход поршня;
D = 082 м – диаметр цилиндра;
2 Расчет рабочего цикла
Давление и температура окружающей среды [1]:
Показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре [1]:
Коэффициент избытка воздуха на сгорании [1]:
Относительная доля потерянного хода поршня [1]:
Показатель политропы сжатия [1]:
Действительная степень сжатия [1]:
Максимальное давление сгорания [принято по прототипу]:
Коэффициент использования тепла в точке Z [1]:
Показатель политропы расширения газов в цилиндре [1]:
Коэффициент остаточных газов [1]:
Температура остаточных газов [1]:
Механический КПД [1]:
Характеристики топлива [взято по ГОСТ 10585-99]:
- содержание углерода С = 0871;
Теплотворная способность:
3 Процесс наполнения
Давление в продувочном ресивере:
02 - 0005 = 0197 МПа
где 0005 МПа падение давления в холодильнике [1].
Давление в цилиндре в начале процесса сжатия:
Температура воздуха на выходе из компрессора:
Температура воздуха в продувочном ресивере:
где ΔТхол = 83 К – перепад температуры на холодильнике [1].
Подогрев воздуха о стенки цилиндра [1]:
Температура заряда в цилиндре в конце процесса наполнения:
Коэффициент наполнения отнесенный к полному ходу поршня:
Давление в цилиндре в конце сжатия:
Температура в конце сжатия:
5 Термохимия процесса сгорания
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:
Действительное количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:
. 0469 = 0891 кмолькг
Химический коэффициент молекулярного изменения:
Действительный коэффициент молекулярного изменения:
Средняя мольная изохорная теплоемкость воздуха в конце сжатия в точке С:
Средняя мольная изохорная теплоемкость остаточных газов при температуре Тс (в точке С) :
Средняя мольная изохорная теплоемкость смеси продуктов сгорания и воздуха при температуре Тz:
Средняя мольная изобарная теплоемкость смеси газов при температуре ТZ:
Степень повышения давления при сгорании:
Температура рабочего тела в конце процесса сгорания (точка Z):
Степень предварительного расширения:
6 Процесс расширения
Степень последующего расширения:
Давление в цилиндре в конце расширения:
Температура газов в конце расширения:
7 Индикаторные и эффективные показатели рабочего процесса
Среднее индикаторное давление отнесенное к полезному ходу поршня:
Среднее индикаторное давление скругленного цикла отнесенное к полному ходу поршня:
= 121 . (1 - 01) = 109 МПа
Среднее эффективное давление:
= 109 . 093 = 101 МПа
Удельный индикаторный расход топлива:
Удельный эффективный расход топлива:
8 Построение расчетной индикаторной диаграммы
Полезный ход поршня:
= 164 . (1 - 01) = 148 м
Высота камеры сжатия:
Полезный объем цилиндра:
= 148 . 0528 = 0779 м3
Объемы цилиндра в точках С Z а цикла и в НМТ (точке m):
= 011 . 0528 = 0060 м3;
= 0060 . 14 = 0086 м3;
= 0779 + 0060 = 0839 м3;
= 0866 + 0060 = 0926 м3.
Масштаб оси абсцисс расчетной индикаторной диаграммы в размерности линейных размеров двигателя [1]:
Масштаб оси абсцисс в размерности объёма:
= 01 . 0528 = 0053 м3см
Абсциссы индикаторной диаграммы соответствующие объемам в точках С Z a m цикла:
Масштаб оси ординат [1]:
Промежуточные значения давлений:
- на линии расширения:
Строится расчетный цикл (теоретическая индикаторная диаграмма).
Определяем площадь индикаторной диаграммы:
Среднее индикаторное давление по индикаторной диаграмме:
где 164 см – ход поршня в масштабе.
Вывод по результатам расчета:
Расхождение в норме отсюда делаем вывод что проведенный расчет выполнен верно.
Рис 1. Индикаторная диаграмма
Расчет газообмена и наддува
1 Определение располагаемого время - сечения
Размеры органов газообмена [взято из прототипа]:
- угол наклона окон к оси цилиндра
- угол наклона окон к радиусу цилиндра γ
-количество клапанов . k = 1;
-потерянный ход поршня по продувочным окнам .. 0164 м.
Диаметр впускных и выпускных клапанов:
= 05 . 082 = 0410 м.
Максимальная высота подъема впускных и выпускных клапанов:
hкл= 03 . = 03 . 0410 = 0123 м.
Максимальная площадь проходных сечений органов газообмена:
= 16 . 0113 . 0164 . s
Масштаб линейных размеров двигателя и масштаб открытия клапанов [1]:
- выпускных клапанов:
= 005 . 314 . 0410 . cos(45) = 0046
Масштаб оси абсцисс диаграммы угол – сечение [1]:
Масштаб времени оси абсцисс:
Масштаб площадей диаграммы время - сечение:
= 0064 . 00137 = 871 . 10-4
= 0046 . 00137 = 622 . 10-4 ;
Поправка профессора Ф.А. Брикса на конечную длину шатуна:
где R = S2 = 1642 = 082 м – длина шатуна
L = Rλ = 082028 = 288 м – радиус кривошипа
λ = 028 – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна
Линейные размеры двигателя в масштабе чертежа:
- поправка профессора Ф.А. Брикса:
- потерянный ход поршня по окнам:
Строим диаграмму время-сечение.
Определение площадей диаграммы время – сечения:
- принужденный выпуск:
Определение располагаемых время – сечения:
= 40 . 622 . 10-4 = 2489 . 10-4 м2с;
= 200 . 622 . 10-4 = 12443 . 10-4 м2с;
= 300 . 871 . 10-4 = 26129 . 10-4 м2с;
Рис 2. Диаграмма время-сечения
2 Определение теоретически необходимого время - сечения
Параметры газа в момент открытия газовыпускного органа (точка в):
- давлениеРв = 051 МПа;
- объемVв = 0756 м3;
Объем цилиндра в момент открытия продувочных окон:
= 114 + 0866 . (1 – 01 ) = 0839 м3
Давление в выпускном коллекторе (перед газовой турбиной):
= 09 . 0197 = 0167 МПа
Коэффициент расхода при истечении газа за фазы [1]:
- свободного выпуска:
- вынужденного выпуска:
Давление в цилиндре в конце фазы свободного выпуска (точка Н):
= 098 . 0197 = 019 Мпа
Условие Pн>Pт выполнено [1].
Средний объем цилиндра за фазу свободного выпуска:
= 05 . (0756 + 0839) = 07976 м3
Расчетное давление в цилиндре в точке d (в момент открытия продувочных окон):
Время–сечения свободного выпуска обеспечивающее снижение давления в цилиндре до величины Рн:
Объем цилиндра в момент конца фазы свободного выпуска:
Температура газов в цилиндре в конце фазы свободного выпуска
где ф 13 – показатель адиабаты газов.
Вес газов вытекающих из цилиндра за фазу свободного выпуска
где кДж(кг·К) – газовая постоянная.
Коэффициент продувки
где 112 – весовой коэффициент избытка продувочного воздуха;
4 – коэффициент наполнения отнесенный к полному ходу поршня.
Геометрический коэффициент избытка продувочного воздуха
где 290 К – температура окружающей среды;
МПа – давление окружающей среды.
3 К – температура воздуха в ресивере;
Удельный объём воздуха при параметрах
Вес воздуха поступающего в цилиндр за цикл
где 0866 м3 – рабочий объем цилиндра.
Вес газов и воздуха вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска и продувки
= 212 – 0651 = 147 кг.
Вес воздуха поступающего в цилиндр за фазу наполнения
= 212 – (176 – 1) . 212 = 052 кг
Средняя температура газов в цилиндре в период принужденного выпуска
где 372 К – температура в цилиндре в начале процесса сжатия.
Средний удельный объём газов в цилиндре за период принужденного выпуска
Функция перепада давления в цилиндре и в выпускном коллекторе
Теоретически необходимое время-сечение принужденного выпуска
Функция перепада давления в продувочном ресивере
где 14 – показатель адиабаты воздуха.
Удельный объём воздуха в продувочном ресивере
где 313 К – температура воздуха в ресивере;
97 МПа – давление воздуха в ресивере.
Теоретически необходимое время-сечение продувки
Условные скорости истечений газов за фазы
принудительного выпуска
Отношение располагаемых и теоретических необходимых время – сечения:
Вывод: Условные скорости истечений газов за фазы и отношение располагаемых и теоретических необходимых время – сечения должны находиться в пределах:
Условные скорости истечений газов за фазы и отношения располагаемых и теоретических необходимых время-сечений АJ находятся в пределах расчеты правильно выполнены.
3 Расчет энергетического баланса системы наддува
Выбор схемы наддува:
Для данного двигателя принимаем: газотурбинный наддув одноступенчатый изобарный [1].
Коэффициент потерь давления в газовоздушном тракте [1]:
- в фильтре: ф = 093 ÷ 099 принимаем ф = 099;
- в воздухоохладителе: S = 097 ÷ 098 принимаем S = 098;
- при продувке цилиндра: П = 088 ÷ 096 принимаем П = 086;
- в выпускном трубопроводе (до турбины): Т = 096 ÷ 098 принимаем
- в выпускном трубопроводе (после турбины): R = 097 ÷ 098 принимаем R = 097.
Степень повышения давления в компрессоре:
Давление газов за цилиндром
Степень снижения давления газов в турбине:
Часовой расход топлива
= 12320 . 0216 = 2662 кгч
где 12320 кВт – мощность двигателя;
16 кг(кВт·ч) – удельный эффективный расход топлива
Расход воздуха на двигатель
где – коэффициент продувки;
– коэффициент избытка воздуха при сгорании;
3 кг.возд.кг.топл. – действительное количество воздуха необходимое для сгорания.
Расход газов через турбину
Средняя температура газов за фазу свободного выпуска
где 943 К – температура газа в момент открытия газовыпускного органа;
1 К – температура газов в цилиндре в конце фазы свободного выпуска.
Средняя мольная изохорная теплоемкость газов за фазу свободного выпуска
Средняя мольная изобарная теплоемкость газов за фазу свободного выпуска
= 8314 + 2244 = 3075 кДж(моль К).
Средняя мольная изохорная теплоемкость газов за фазу принужденного выпуска
где 539 К – средняя температура газов в цилиндре в период принужденного выпуска.
Средняя мольная изобарная теплоемкость газов за фазу принужденного выпуска
= 8314 + 2151 = 2983 кДж(моль К).
Средняя мольная изобарная теплоемкость воздуха за фазу принужденного выпуска
= 27575 + 000251 . 539 = 2422 кДж(моль К).
Количество воздуха вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска
где 212 кг – вес воздуха поступающего в цилиндр за цикл.
Количество отработавших газов вытекающих из цилиндра за фазу принужденного выпуска
= 147 – 0914 = 0558 кг
где 147 кг – вес газа и воздуха вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска и продувки.
Средняя температура газов перед турбиной
где 0651 кг – вес газов вытекающих из цилиндра за фазу свободного выпуска;
14 кг – количество воздуха вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска;
58 кг – количество отработавших газов вытекающих из цилиндра за фазу принужденного выпуска.
Адиабатная работа сжатия 1 кг воздуха в компрессоре:
Располагаемая (полезная) работа газов перед турбиной:
где = 135 – показатель адиабаты расширения газов в турбине [1];
R = 0287 кДжкг·К – газовая постоянная [1].
Адиабатный КПД компрессора [1]:
Коэффициент импульсности [1]:
Мощность требуемая для привода компрессора
Располагаемая мощность газовой турбины
= 3787 . 81 . 082 . 12 = 3018 кВт
где 12 – коэффициент импульсности (для изобарной турбины).
баланс мощности между турбиной и компрессором обеспечен.
- при Pd = 0166; Ps = 0197 наблюдается заброс газов из цилиндра в продувочный ресивер в допустимых пределах Pd 14Ps.
- 3018 кВт составляет 245% эффективной мощности двигателя
Расчет динамики и уравновешенности дизеля
Основные размеры [1]:
- диаметр цилиндраD = 082 м;
- ход поршняS = 164 м;
- диаметр рамовой шейкиdp = 073 м;
- диаметр мотылевой шейкиdм = 069 м;
- диаметр головного подшипникаdг = 072 м;
- длина рамового подшипника
- длина мотылевого подшипника
- длина головного подшипника
- межосевое расстояние цилиндровА = 136 м;
- толщина щек коленчатого валаh = 035 м;
- длина шатунаL = 288 м.
Среднее индикаторное давление:
Частота вращения коленчатого вала:
Индикаторная мощность двигателя:
Порядок работы цилиндров [1]:
2 Определение масс движущихся деталей
Масса шатуна с головками [1]:
Масса штока с поршнем [1]:
Масса крейцкопфа [1]:
Массы элементов коленчатого вала [1]:
Расстояние от оси коленчатого вала до центра тяжести щеки:
Расстояние от центра тяжести шатуна до оси мотылевой шейки отнесенное к длине к длине шатуна [1]:
Масса частей шатуна:
- поступательно движущейся части:
- вращательно движущейся части:
= 3957 – 1979 = 1979 кг.
Общая масса поступательно движущихся частей цилиндра:
= 2048 + 1979 + 2525 = 6552 кг
Приведенная к радиусу кривошипа масса вращающихся деталей цилиндра:
- поступательно движущихся частей:
- вращательно движущихся частей:
- вращающиеся части шатуна:
3. Расчет сил динамики
Поправка профессора Ф.А. Брикса
где 082 м – радиус кривошипа;
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна
Угловая скорость вращения коленчатого вала
где 122 мин-1 – частота вращения коленчатого вала.
Силы инерции поступательно движущихся частей:
Силы веса поступательного движущихся частей отнесенных к единице площади поршня
= 124 . 981 . 10-2 = 012 МПа.
Угол заклинки кривошипов
где – число цилиндров;
– коэффициент тактности.
Разбиваем диаграмму профессора Ф.А. Брикса на равномерное число участков с шагом φ = 15° снимаем для каждого положения коленвала:
- давление газов РГ (с индикаторной диаграммы)
Определяем с выбранным шагом φ движущуюся силу РΣ величины нормальной N и радиальной R сил в 1-м цилиндре:
Среднее касательное усилие
где 450 мм2 – площадь под кривой на 1-ом периоде ее изменения;
0 мм – длина оси абсцисс на периоде изменения силы ;
– масштаб оси ординат МПамм.
Индикаторная мощность двигателя по данным расчета динамики
где 0528 м2 – площадь поршня;
2 м – радиус кривошипа;
2 мин-1 – частота вращения коленчатого вала.
Расхождение расчетных значений (по данным индикаторной диаграммы и по результатам расчета сил динамики):
где 13413 кВт – расчетная индикаторная мощность двигателя.
- Расхождение расчетных значений 15% находится в допустимых пределах расчеты правильно выполнены.
Рис 3. Совмещение диаграмм сил инерции Толле индикаторной и бицентровой проф. Брикса
Таблица 1. Кривые сил динамики в кривошипно-шатунном механизме
Рис 4. Кривые сил динамики в кривошипно-шатунном механизме
4. Расчет степени неравномерности вращения
Момент инерции элементов коленвала:
мотылевой шейки с вращающейся массой
Суммарный момент инерции:
= 19576 . 7 + 2 . 1568 . 7 + 1478 . (1 + 7) = 170809 кг.м2
Площади над кривой суммарной тангенциальной силы и под линией на длине 360 градусов:
Масштабы осей диаграммы суммарных касательных усилий:
Оси ординат: 021 МПамм
= 021 . 00224 = 00047
Величина избыточной работы:
= 35 . 0528 . 00047 = 0087 МПа.м3
Степень неравномерности вращения коленвала:
Степень неравномерности вращения коленвала через отношения площадей под кривой:
Найденная степень неравномерности вращения лежит в пределах допустимого. (00250035)
- Степень неравномерности вращения коленвала = 0031 находится в допустимых пределах расчеты правильно выполнены.
5 Анализ уравновешенности двигателя
Величины сил инерции определяющих уравновешенность цилиндра:
Поступательно движущихся масс I-го порядка
Поступательно движущихся масс II-го порядка
Масштаб сил инерции для построения многоугольников сил
Величины сил инерции в масштабе центробежных
Суммарные неуравновешенные силы:
Плечи действия сил инерции цилиндров относительно плоскости отсчета:
Величины моментов от сил инерции цилиндров относительно плоскости отсчета:
- от центробежных сил
= 451628 . 136 = 614215 Н·м;
= 451628 . 272 = 1228429 Н·м;
= 451628 . 408 = 1842644 Н·м;
- от сил инерции 1-го порядка
= 875974 . 136 = 1191324 Н·м;
= 875974 . 272 = 2382648 Н·м;
= 875974 . 408 = 3573973 Н·м;
- от сил инерции 2-го порядка
= 249409 . 136 = 339196 Н·м;
= 249409 . 272 = 678393 Н·м;
= 249409 . 408 = 1017589 Н·м;
Масштаб моментов от сил инерции при построении силовых многоугольников моментов
Моменты сил в масштабе:
Результирующие моменты:
= 07 . 200000 = 140000 Н·м;
- моменты от сил инерции 1-го порядка
= 04 . 200000 = 80000 Н·м;
= 18 . 200000 = 360000 Н·м.
= 17 . 200000 = 340000 Н·м.
Усилие от максимальной суммарной касательной силы определяющей нагрузку на фундамент двигателя
где 09 м – расстояние от оси коленвала до крепежных болтов фундамента двигателя;
МПа максимальное значение суммарной касательной силы;
28 м2 – площадь поршня.
Максимальное значение крутящего момента двигателя
= 38 . 0528 . 082 . 106 = 1623917 Н·м.
Увеличение нагрузки на фундамент двигателя из-за неуравновешенных сил инерции:
Увеличение нагрузки от фундамента двигателя из-за неуравновешенных моментов от сил инерции:
- момент центробежных сил
- максимального момента от сил инерции I – го порядка
- максимального момента от сил инерции II – го порядка
Вывод: результаты анализа уравновешенности по силам и по моментам показывают что 1) по центробежным силам инерции I–го порядка и II–го порядка двигатель уравновешен; 2) по моментам центробежных сил максимального момента от сил инерции I–го порядка максимальным моментам от сил инерции II–го порядка двигатель неуравновешен требует применять меры уравновешивания.
Рис 5. Графическая оценка уравновешенности
Расчет прочности основных деталей ДВС
1 Расчет коленчатого вала
Материал коленчатого вала: хромоникелевая легированная сталь 40
h = 05 . (А - lр - lм) = 05 . (136 - 034 - 032) = 0350 м
с = 05 . (lр + h) = 05 . (034 + 0350) = 035 м
b = dм + 2. = 069 + 2 . 0339= 137 м;
Минимальный диаметр рамовых и мотылевых шеек по требованию Регистра РМРС
Коэффициент учитывающий механические свойства материала коленчатого вала;
φ = 648 - коэффициент учитывающий число цилиндров;
Определение расчетного колена в 1-м расчетном положении коленчатого вала максимального значения касательного усилия подводимого от расположенных выше цилиндров.
Максимальное касательное усилие = 15 МПа.
Моменты сопротивления изгибу
- щеки (от усилия Мкр)
Моменты сопротивления кручению:
Скручивающий момент на расчетном колене в 1-ом положении:
= 15 . 0528 . 082 = 067 МН·м.
= 86 . 0528 . 0170 . 05 = 039 МН·м.
- на мотылевой шейке:
= 05 . 86 . 0528 . 05 . 136 = 154 МН·м.
- на щеке колена (от реакции ):
= 05 . 86 . 0528 . 035 = 078 МН·м.
Напряжения кручения:
- в мотылевой шейке:
- в щеке (от реакции ):
Напряжение сжатия в щеке
Максимальное суммарное напряжение в щеке
= 2805 + 611 + 474 = 3890 МПа
Определяем расчетное колено во 2-ом расчетном положении коленчатого вала: находим максимальное значение суммарного касательного усилия от выше расположенных цилиндров.
Максимальное суммарное касательное усилие ΣТmax = 09 МПа.
Давление радиальных сил действующих на кривошип во 2-ом расчетном положении
Усилие действующее на кривошип во 2-м расчетном положении:
Крутящий момент на расчетном колене:
- в кормовой рамовой шейке:
= (09 + 15) . 0528 . 082 = 104 МН·м;
= (05 . 09 + 15) . 0528 . 082 = 086 МН·м;
= 05 . 09 . 0528 . 035 = 008 МН·м.
= 05 . 333 . 0528 . 0170 = 0149 МН·м;
= 05 . 333 . 0528 . 05 . 136 = 0597 МН·м;
- на щеке колена ( от реакции )
= 05 . 333 . 0528 . 035 = 0292 МН·м.
Полярный момент сопротивления щеки кручения:
- на середине широкой стороны:
- на середине узкой стороны:
- в щеке (на середине широкой стороны)
- в щеке (на середине узкой стороны):
- в щеке (от реакции )
- в щеке (от крутящего момента):
Напряжения сжатия в щеке
Сложные напряжения в элементах колена для углеродистой стали должны находиться в пределах:
рамовая шейка [бр]=40÷80 МПа;
мотылёвая шейка [бм]=60÷100 МПа;
щека колена [бщ]=80÷120 МПа.
Выводы по результатам расчета коленчатого вала.
Выбранный диаметр соответствует требованиям Регистра РМРС для диаметров коленчатого вала.
Условия прочности элементов коленчатого вала в I-ом и II-ом расчетном положении выполнены.
Площадь поперечного сечения стержня шатуна
dш = 028 м- диаметр шатуна
Момент инерции расчетного сечения шатуна:
Радиус инерции сечения шатуна:
Степень гибкости шатуна
Момент сопротивления сечения шатуна на расстоянии 0577 от головного подшипника:
Критическая сила ломающая шатун:
- для легированных сталей:
= (335 - 062 . 41) . 0062 = 1905 МН.
Степень надежности стержня шатуна при продольном изгибе:
Напряжения сжатия в стержне
Максимальная сила инерции действующая на единицу длины шатуна при работе дизеля
Максимальный изгибающий момент действующий на стержень шатуна:
Максимальное напряжение изгиба в стержне:
Суммарное условное напряжение в стержне шатуна:
= 7380 + 1516 = 8895 МПа.
Выводы по результатам расчета шатуна.
Условие прочности стержня шатуна по суммарным условиям напряжениям выполнено:
= 8895 [] = 100 МПа.
3 Расчёт шатунных болтов
Количество шатунных болтов iб = 2
Диаметр шатунных болтов 011 м
Угол между плоскостью разъема мотылёвого подшипника и осью цилиндра 90
Сила инерции поступательно движущихся масс цилиндра в ВМТ
Сила инерции вращающейся части шатуна за вычетом нижней половинымотылёвого подшипника
Суммарная сила инерции в ВМТ
= 113 + 0125 = 125 МН
Усилие затяга шатунных болтов
= 135 . 125 . sin(90) = 169 МН.
Усилие возникающее в паре поршень-втулка при задире цилиндра
= 17 . 0528 = 0898 МН.
Расчётное усилие при оценке растягивающих напряжений в болтах (в качестве расчётного принимаем P3 как большее по сравнению с Рзад)
Расчётное напряжение растяжения в шатунных болтах
Выводы по результатам расчёта шатунных болтов: за расчётное усилие принято усилие затяга шатунных болтов как большее из Pз и Pзад. Расчётное напряжение в болтах р = 8884 МПа [р] = 90 МПа следовательно условие прочности выполнено.
4 Расчет поршневого кольца
Материал чугун СЧ28-48
Размеры поршневого кольца:
- толщина = 130 . 082 = 003 м;
- диаметр в рабочем положении D = 082 м.
Зазор в замке кольца:
- в рабочем положении:
= 0004 . 082 = 0003 м;
- в свободном положении:
= 008 . 082 = 0098 м
Стрелка прогиба кольца:
- при его сжатии до диаметра цилиндра:
- при надевании его на поршень:
. 314 . 003 - = 0116 м
Напряжение изгиба кольца:
- в рабочем состоянии:
где Е = 825.105 МПа [1];
- при надевании на поршень:
Давление кольца на стенку за счет сил упругости:
Выводы по итогам расчета [1]:
Условие прочности кольца по напряжению изгиба выполнено:
5 МПа находится в диапазоне 220-250 МПа
Давление кольца на стенку цилиндра за счет сил упругости не превышает допустимого:
5 Расчёт анкерной связи
Размеры анкерной связи:
Усилие предварительного затяга анкерной связи
где = 15 - коэффициент предварительного затяга.
Усилие воспринимаемое анкерной связью при работе двигателя
Максимальное напряжение в анкерной связи при работе двигателя
Удлинение связи при ее затяжке
Удлинение связи должно постоянно контролироваться в процессе эксплуатации двигателя.
Выводы по результатам расчёта анкерной связи: условие прочности анкерной связи выполнено т.к. расчётное напряжение не превышает допускаемого [a]=120 МПа.
Основанием для выполнения Курсового проекта послужило задание на курсовое проектирование:
Ne = 12320 кВт - эффективная мощность двигателя;
n = 122 мин-1 - частота вращения двигателя;
i = 7 - число цилиндров.
Это двигатель малооборотный двухтактный крейцкопфный реверсивный с газотурбинным наддувом с прямоточно-клапанной системой газообмена предназначен для работы в качестве главного с прямой передачей на гребной винт.
При выполнении курсового проекта получен двигатель со следующими данными:
ge = 0216 кгкВт час - удельный эффективный расход топлива;
D = 082 м - диаметр цилиндра;
S = 164 м - ход поршня;
Cm = 67 мсек - средняя скорость поршня;
= 14 - степень сжатия;
α = 19 - коэффициент избытка воздуха;
При выполнении курсового проекта получены фазы газораспределения:
° до НМТ - открытие выпускного клапана;
° после НМТ - закрытие выпускного клапана;
° до НМТ - открытие продувочных окон;
° после НМТ - закрытие продувочных окон;
При проектировании двигателя принята изобарная система наддува. При расчете энергобаланса системы наддува получены следующие параметры:
m = 082 - КПД турбины;
к = 083 - КПД компрессора;
Nk = 2939 кВт - мощность требуемая для привода компрессора;
Nт = 2902 кВт - располагаемая мощность газовой турбины.
Спроектированный двигатель по силам инерции первого и второго порядков по центробежным силам а также по моментам от сил инерции первого порядка и центробежным силам уравновешен. А по моменту от сил инерции первого порядка является не уравновешенным что вызывает большие нагрузки на фундамент двигателя.
В результате расчета получено что м² [м²] что удовлетворяет требованиям Регистра.
При выполнении расчетов на прочность получены основные конструктивные размеры коленчатого вала шатуна шатунного болта поршневого кольца анкерной связи. Все эти спроектированные детали отвечают требованиям Регистра.
На основании выполненного курсового проекта можно сделать вывод что двигатель KGF соответствует требованиям Регистра.
Список используемой литературы
Расчеты судовых дизелей. Методическое пособие по курсовому и дипломному проектированию. М. ВО «Мортехинформреклама» 1987 154 с.
Ваншейдт А.В Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей Ленинград «Судостроение» 1969 639 с.
Танатар Д.Б Дизели. Компоновка и расчет. Ленинград «Морской транспорт» 1963 440 с.
Конструкции и параметры современных судовых дизелей [Текст]: учеб. пособие О.В. Осипов Б.Н. Воробьёв. – Владивосток: Мор. гос. ун-т 2007. – 120 с.
Расчёты двигателей внутреннего сгорания [Текст]: учеб. пособие А.Н. Собаленко Г.И. Кича. – Владивосток: Мор. гос. ун-т 2015. – 181 с.

icon Стратила М.Н. гр 0244 Титульный лист KGF.docx

Федеральное агентство морского и речного транспорта
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
Морской государственный университет
им. адм. Г.И. Невельского
Кафедра «Судовые двигатели внутреннего сгорания»
РАСЧЁТ СУДОВОГО ДВИГАТЕЛЯ B&W KGF
up Наверх