Man 7S46MC-C7 [PDF]

Zitiervorschau

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ ХЕРСОНСЬКА ДЕРЖАВНА МОРСЬКА АКАДЕМІЯ

КАФЕДРА «ЕКСПЛУАТАЦІЇ СУДНОВИХ ЕНЕРГЕТИЧНИХ УСТАНОВОК»

Курсовий проект з дисципліни «Суднові двигуни внутрішнього згоряння» Професійне спрямування: 6.070102 «Експлуатація суднових енергетичних установок»

Тема: «Тепловий, кінематичний, динамічний розрахунки та розрахунок на міцність суднового малообертового двигуна MAN 7S46MC—C7 Варіант 58

Керівник курсового проекту

д.т.н., професор Грицук І.В. «__» __________ 2019 р. Серебрянський В.В. «__» __________ 2019 р.

Виконав курсант 232 гр.

Херсон – 2019 р. Херсонська державна морська академія Кафедра Експлуатації суднових енергетичних Дисципліна Судові двигуни внутрішнього згорання Спеціальність Експлуатація суднових енергетичних установок Курс 3_________ Группа 232_________________ Семестр 6_________________

ЗАВДАННЯ

на курсовий проект курсанта Серебрянського Владислава Вадимовича 1. Тема проекту: Теплові, кінематичні, динамічні розрахунки та розрахунок на міцність суднового середньообертового двигуна 7ДКРН 46/193,2 (MAN 7S46MC—C7) 2. Термін здачі курсантом закінченого проекту 3. Вихідні данні до проекту: потужність двигуна, кВт — 9170; частота обертання, хв-1 — 129; питома витрата палива при 100% навантаженні, г/(кВт·год) — 174; тиск наддування, МПа — 0,365; тиск стиснення, МПa — 13,2; максимальний тиск циклу, МПа — 15,2. 4. Зміст розрахунково–пояснювальної записки: Розділ 1. Опис конструкції двигуна, Розділ 2. Тепловий розрахунок двигуна, Розділ 3. Кінематичний і динамічний розрахунок дизеля, Розділ 4. Розрахунок на міцність деталей поршневої групи двигуна, висновок, список літератури. 5. Перелік графічного матеріалу двигун 7ДКРН 46/193,2 (MAN 7S46MC— C7), поперечний розріз 6. Дата видачі завдання

КАЛЕНДАРНИЙ ПЛАН

№ п/п

Найменування этапів курсового проекта

Термін виконання етапів проекта

1 2 3

Розділ 1. Енергетична установка Розділ 2. Тепловий розрахунок двигуна і динамічний Розділ 3. Кінематичний розрахунок СДВЗ

. .2019 . .2019 . .2019

4

Розділ 4. Розрахунок на міцність деталей поршневої групи СДВЗ

. .2019

5

Висновок, використана література

. .2019

Виконано: Серебрянський В.В. Перевірив: д.т.н., професор Грицук І.В.

Примітки

РОЗДІЛ 1 ЕНЕРГЕТИЧНА УСТАНОВКА 1.1 Конструктивні особливості головного двигуна MAN 7S46MC-C7 Двигун фірми 7ДКРН 46/193,2– двухтактный двигун, крейцкопфний, реверсивний, з турбонадувом і проміжним охолоджуванням дизельного двигуна, з прямим вприском палива. Основні технічні дані двигуна: −

число циліндрів…………………………………………………...….7;

−

потужність двигуна, кВт…………………………….……..........9170;

−

частота обертання, хв-1…………………………………………….129;

−

питома витрата палива при 100% навантаження, г/(кВт·год)…..174;

−

діаметр циліндра D, мм………………………………………....…460;

−

хід поршня S, мм………………………………,,…………….......1932;

−

відношення ходу поршня до діаметру, S/D………………….........4,2;

−

тиск наддування, МПа…………………………………………...0,365;

−

тиск стиснення, МПа………………………………………..….....13,2;

Поперечний переріз дизеля наведено на рис. 1.1 Фундаментна рама двигуна 7ДКРН 46/193,2 являє собою стальну зварну конструкцію з повздовжньою балкою з литими сталевими постілями для рамових підшипників. Рамові підшипники, тонкостінної конструкції, залиті

білим

передбачаються

металом. довгі

Для

еластичні

кріплення

двигуна

високоміцні

болти

до

фундамента

з

гідравлічною

затяжкою. Рама виконується без ухилу при кріпленні на епоксидних клиннях. Картер двигуна виконано зі стальної основи та приварюється до

фундаментної рами.

Рисунок 1.1 — Поперечний переріз головного двигуна 7ДКРН 46/193,2

Станина двигуна 7ДКРН 46/193,2. Станину двигуна виконано за типом зварної конструкції. На стороні вихлопу розміщені запобіжні клапани на кожному циліндрі. Станина з'єднана з фундаментною рамою болтами. Станина, фундаментна рама та блоки циліндрів з'єднанні анкерними звязками. Блок циліндрів виконаний з чавуну. На блоці кріпляться: повітряний ресивер, турбонагнітач, охолоджувач повітря і кронштейни для площадок. Циліндрова втулка двигуна 7ДКРН 46/193,2 виконана з чавунної відливки і встановлюється на блоці за допомогою фланця. У верхній частині маються свердлення в які встановлюються трубки з ізоляцією. Розміщення охолоджувальних каналів, найменування або відсутність ізоляції трубок призначені для підтримання температури втулки за якої відсутня сірчиста корозія та одночасно не вище температури при якій порушується режим змащування робочої поверхні. Головка циліндра двигуна − масивна, стальна або чавунна, єдина конструкція з просвердленими охолоджувальними каналами. У кришці встановлено клапана, запобіжний та індикаторний кран. Головка кріпиться до станини шпильками, гайки кріплення затягуються гідравлікою. Шатун двигуна 7ДКРН 46/193,2 виконується кованим або литим із сталі і зєднує поршень та колінчастий вал за допомогою підшипників. Підшипники зєднуються болтами, гайки яких затягуються гідравлічно. Основне навантаження бере на себе нижній вкладиш. Мотилевий підшипник — тонкостінчастий, вкладиші вкритий білим металом. У цілях економії висоти шатун виконують відносно коротким. Поршень. Головка поршня виконана з високоякісної сталі та має чотири кільцеві канавки, що вкриті хромовим покриттям з двох сторін канавки. Колінчастий вал складається з кованих або литих стальних колін. Кормовий фланець зєднується з маховиком та проміжним валом за

допомогою призонних болтами. У носовій частині двигуна приєднується демпфер подовжніх коливань та фланець для відбору потужності на допоміжні механізми та на можливий валогенератор. Розподільний вал призначений для розподілу подачі палива за циліндрами, відкриття клапанів. Розподільний вал збірний з напресованими кулачками. Розподільний вал має привод від колінчастого валу. Упорний підшипник знаходиться у передній частині редуктора і складається з упорного гребеня, основи підшипника та упорних подушок з білого металу. Упорний вал складова частина колінчастого валу і змащується від системи циркуляційного змащення. Валоповоротний пристрій. Обертове колесо повязане з упорним валом і обертає шестерню кінцевого вала передачі, який встановлений на фундаментній рамі. Блокування головного двигуна при пуску здійснюється, коли передача знаходиться у зачепленні. Введення та виведення з зачеплення здійснюється в ручному режимі при аксіальному русі шестерні. Демпфер повздовжніх коливань складається з поршня і збірного корпусу, розташованого спереду рамового підшипника. Поршень демпферу виконано у вигляді інтегрального гребеня на рамовій шийці, а корпус розташовано на основі підшипника. Система наддувочного повітря. Повітря входить у турбонагнітач з машинного відділу через фільтр–глушник. Потім через наддувочну трубу, охолоджувач, ресивер, та через отвори у голові циліндрів надходить в двигун під час фази газообміну. Охолоджувач охолоджується

наддувочного

прісною

повітроохолоджувача

водою

виконана

повітря, тиском

таким

У

ньому

0,45 МПа.

чином,

що

повітря

Конструкція різниця

між

температурами наддувочного повітря і вхідної забортної води може досягати 12 ºC.

РОЗДІЛ 2 ТЕПЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ДВИГУНА Таблиця 1. – Основні параметри дизельного двигуна MAN 7S46MC-C7 Параметр Частота обертання, хв—1 Ступінь стиску Ефективна потужність, кВт

Значення 129 12 9170

Вид і марка застосовуваного палива. Способи утворення паливоповітряної суміші, і протікання хімічних реакцій залежать від вимог, пропонованих до палив, що застосовуються у двигунах внутрішнього згоряння. У якості рідких палив нафтового походження в суднових двигунах застосовують дизельні палива та мазут. Розрахуновий робочий процес будемо вести для важкого палива, що відрізняється більш стабільним складом. Таблиця 2 – Основні характеристики палива Параметр Елементарний склад (по масі) палива С – вуглець Н – водень О – кисень S – сірка Середня молекулярна маса, кг/кмоль Нижча теплота згоряння, кДж/кг (МДж)

Значення Важке паливо 0,86 0,11 0,005 0,022 180 42700 (42,7)

2.1 Вибір та обґрунтування вихідних даних для теплового розрахунку двигуна.

Температура та тиск навколишнього середовища (То, ро). Тиск та температуру навколишнього середовища (атмосферного повітря) приймаємо відповідно ро=0,1 МПа та То=288 К. У двигунів з наддувом параметри навколишнього середовища приймаємо рівними відповідним параметрам повітря на виході з компресора, а при наявності проміжного охолодження повітря – тиску та температури повітря за охолоджувачем. У модернізованому двигуні застосовується низьке наддування та проміжне охолодження повітря, виходячи зі значень характерних для прототипу (pк=3,8, Тк=63°С). Показник політропи стиску в турбокомпресорі (nк), що залежить від його типу і ступення досконалості процесу, що протікає в ньому, n к=1,5. Температура повітря у впускному колекторі двигуна з наддувом дорівнює температурі на виході з компресора й залежить від ступеня підвищення тиску:

Т 'к =Т о

рк ро

(( ))

n к−1 nк

,

деnк – показник політропи стиску в компресорі.

  0,3   Т к'  288      0,1  

1,5-1 1,5

 403, 2 K

Ступінь охолодження повітря в повітроохолоджувачі (σох). Для водоповітряних охолоджувачів, σох = 0,5…0,7, приймаємо σох = 0,7. У двигуні з охолоджувачем після компресора температура у впускному трубопроводі визначається в такий спосіб: '

'

Т к =Т к - σ ох (Т к -Т а2 ) ,

де Та2 – середня температура охолоджуваного агента в повітроохолоджувачі, при використанні для охолодження забортної води Та2 = То=293 К; T’к – температура повітря перед охолоджувачем, що приймається рівній температурі на виході з компресора.

Т к  403, 2- 0, 7  (403, 2- 293)  326,1K

Тиск залишкових газів рг, МПа. Тиск залишкових газів у циліндрі двигуна рг залежить від числа, розмірів і розташування клапанів, опору впускного та випускного трубопроводів, фаз газоросподілу, ступення наддування, швидкохідності двигуна та інших факторів. Для двигунів з високим наддуванням приймаємо рг= (1,05…1,25) рк, приймаємо: рг= 1,2× рк, рг=1,2× 0,1=0,12MПа Температура залишкових газів для дизелів Tг = 900…1200 К. Враховуємо, що збільшення α та ε приводить до зменшення Т г, а підвищення частоти обертання колінчастого валу збільшує температуру залишкових газів. Для швидкохідних дизелів характерна більш висока температура залишкових газів, тому приймаємо Тг = 750 К. Ступінь підігріву заряду на впуску для двохтактних дизелів з наддуванням ΔТ= 5…10 К. ΔT = 10 К.

Коефіцієнт опору

с=β 2 + ξ вп

враховуюче падіння швидкості

свіжого заряду після входу його в циліндр і гідравлічні опори впускної системи двигуна. Змінюється в межах 2,5...4,0. β – коефіцієнт загасання швидкості руху заряду, ξвп – коефіцієнт опору впускної системи в найбільш

вузькому її перетині. Основний вплив на величину ξ вп робить частота обертання колінчастого валу. При збільшенні п коефіцієнт збільшується. Приймаємо: с= 3.0. Середня швидкість повітря в прохідних перетинах впускних клапанів двигуна ωвп = 30...70 м/с. Ця швидкість залежить від розміру клапанів й частоти обертання колінчастого валу. При зменшенні розміру клапанів й частоти обертання колінчастого валу середня швидкість ωвп збільшується. Також

у деяких

типах двигунів

может

досягати 150 м/с. Приймаємо

значення:

ωвп = 60 м/с. Показник політропи стиску (п1). Розрахунок параметрів процесу стиску ведеться по умовному середньому за процес стиску показнику політропи n що змінюється в межах для МОД n1 = 1,34... 1,4. Приймаємо:

n1 = 1,4 Коефіцієнт

надлишку

повітря.

Для

двохтактних

дизелів

з

наддуванням коефіцієнт надлишку повітря на номінальному режимі α=2,2… 3,2 для розрахунку приймаємо значення характерне для прототипу

α=2

Показник політропи розширення (n2). Розрахунок параметрів процесу розширення ведеться з умовно постійним показником п2. Для дизелів п2= 1,1... 1,3. Зважаємо на те, що показник політропи залежить від режиму роботи двигуна, розмірів циліндра, способу охолодження й ряду інших факторів. У всіх випадках, коли збільшується тривалість догоряння палива, знижуються відносний теплообмін і витоки газів, п2 зменшується. Виходячи з вищесказаного приймаємо:

п 2 = 1,3. Коефіцієнт ефективного тепловикористання (ξz) являє собою параметр, який ураховує втрати теплоти в процесі згоряння. Величина ξz змінюється на номінальному режимі для МОД дизелів у наступних межах ξz=0,75…0,95. При виборі даних для розрахунків варто враховувати зв'язок зазначених величин з режимом роботи двигуна. При підвищенні частоти обертання колінчатого вала дизеля значення ξz зростає з поліпшенням сумішоутворення й згоряння палива. Для двигунів ξz підвищується при збільшенні п доти, поки ріст втрат тепла за рахунок збільшення фази догоряння палива не перевищить зменшення теплообміну за рахунок скорочення часу контакту гарячих газів зі стінками циліндра. Для розрахунку приймаємо:

ξz = 0,95. Ступінь підвищення тиску (λ). При розрахунку згоряння в дизелі крім значення ξz необхідно задатися ступенем підвищення тиску λ. Значення λ залежить головним чином від типу сумішоутворення й форми камери згоряння й змінюється в дизелях з безпосереднім упорскуванням й об'ємним сумішоутворенням λ = 1,1…1,35. При виборі λ зважаємо на те, що при збільшенні ступеня підвищення тиску збільшується жорсткість роботи двигуна, ростуть навантаження

деталей кривошипно—шатунного механізму, збільшуються втрати на тертя, зростає зношування двигуна. Для розрахунку задаємо ступінь підвищення тиску характерну для прототипу:

λ = 1,3. Коефіцієнт повноти індикаторної діаграми для малообертових дизелів φ = 0,94...0,96. У розрахунках будемо використовувати значення:

φ =0,94 2.2Склад і властивості горючої суміші та продуктів згоряння. Теоретично необхідна кількість повітря для повного згоряння 1 кг палива визначається по формулах (кмоль): L0  L0 =

1 C H S O      0, 21  12 4 32 32 

1 0,86 0,125 0,004 0,006 + + − =0,489 кмоль 0,208 12 4 32 32

(

)

l0 = l 0=

1 8 ( С+8 Н +S -О ) 0 , 23 3 .

1 8 0,86+ 8 ×0,125+0,004−0,006 =14,23 кг 0,23 3

(

)

Кількість свіжого заряду, (М1), для дизеля визначається по формулі: М 1=α×L 0 , М 1  2  0, 489  0,98кмоль

Кількість компонентів продуктів згоряння, (кмоль) для дизелів розраховується по формулах:

Μ CO = 2

Μ CO = 2

С 12

0 , 86 =0 , 072 кмоль 12

Μ H O= 2

H 2

0,125  0, 0625кмоль 2

Μ H 2O 

Μ O2=0 , 21(α −1) Lo Μ O2  0, 21(2  1)0, 479  0,103кмоль

Μ N =0 , 79 αL0 2

Μ N2  0, 79  2  0, 489  0, 77 кмоль

Кількість продуктів згоряння (М2) Для повного згоряння (α > 1) n

M 2=∑ M

,

i=1

С целью упрощения расчетов, для определения М2 могут быть использованы следующие выражения: для полного сгорания (α>1):

Μ 2=

C H + +(α−0 , 21) L0 12 2

М 2=М СО + М Н О + М О + М N =1,001 кмоль /кг 2

2

2

2

2.3 Процес впуску Тиск наприкінці процесу впуску, (ра) МПа. Наявність опорів у впускному тракті приводить до зниження тиску ра, подаваного в циліндрі заряду на величину Δ ра Для находження втрат тиску визначимо щільність заряду в циліндрі: ρк =

р0×10 6 Rв T k

де R в = 287 кДж/(кгК) – газова постійна повітря. 0,1106  1, 2кг / м3 287  288

к 

Втрати тиску за рахунок опору впускної системи можна визначити з рівняння: 2

ω Δp a =с вп ρ к ×10−6 2 602 pa  26,85  1, 2 106  0, 06 МПа 2

Тоді: pa = pk −Δp a pa  0,1  0, 06  0, 04 МПа

Коефіцієнт залишкових газів (γг). Даний показник характеризує якість очищення циліндра від продуктів згоряння й визначається як відношення числа молей залишкових газів до числа молів свіжого заряду. Без урахування продувки й дозарядки циліндра коефіцієнт залишкових газів для дизельних двигунів визначається за допомогою залежності:

γ r=

r 

(Т 0 + ΔТ )× p r Т r ×(ε 0 p а −p r )

(288  10)  0,12  0,132 750  (12  0,04  0,12)

Отриманий коефіцієнт залишкових газів характерний для двохтактних с поперечною продувкою γr =0,12…0,14; Температура наприкінці процесу впуску (Та) залежить від температури повітря після компресора Тк, підігріву заряду ΔТ, температури Тrі коефіцієнта залишкових газів γ:

Τ а= Τа 

Τ о + ΔΤ +γ r Τ r 1+γ r

288  10  0,132  750  350 K 1  0,132

Температура кінця впуску для дизелів з наддуванням Та= 320...400 К. Коефіцієнт наповнення (ηv) є найважливішим показником якості процесів газообміну при впуску, визначається відношенням дійсної кількості свіжого заряду, що надійшов у циліндр, до тієї кількості заряду, що могло б поміститися в циліндрі при тиску й температурі середовища, з якої надходить заряд:

ηv =

МД МО ,

де МД — дійсне число молів свіжого заряду в циліндрі; М0– число молів свіжого заряду, що могло б поміститися в циліндрі при рк і Тк. Без врахування продувки й дозарядки циліндра для дизельних двигунів коефіцієнт наповнення дорівнює:

ηv =

v 

Tк ε 0 ра р r − рк (Т к + ΔТ )×( ε 0 −1 ) р к

(

)

326,1  12  0, 04 0,12    0,82 (326,1  10)  (12  1)  0,3 0,3 

2.4 Процес стиску У реальному двигуні теплоємність заряду в циліндрі змінюється залежно від температури, тому що, відбувається теплообмін зі стінками циліндра. Так само на характер протікання процесу впливають витік газів через нещільності клапанів і поршневих кілець, дозарядка циліндра до

закриття впускного клапана, випару палива, згоряння палива наприкінці стиску. У зв'язку із цим точний термодинамічний опис процесу стиску в реальному двигуні утруднено. На практиці вважають, що процес стиску відбувається по політропі з показником п1 величина якого забезпечує одержання такої ж роботи в процесі стиску, як і при змінному показнику у дійсному процесі. Тиск наприкінці процесу стиску (рс ): n

рс =р а ×ε 0 1

рс  0, 04  121,4  12,8MПа

Для сучасних МОД з наддуванням рс = 4,5…15 МПа, отримане значення відповідає даному діапазону. Температура наприкінці процесу стиску, (Тс). Т с=Т а ×ε

n −1 0 1

Т с  350  12 1,41  845 К Для дизелів здатних працювати на важких паливах з наддувом Тс = 900К…1000 К, отримане значення відповідає даному діапазону. Середня мольна ізохорна теплоємність свіжого заряду (с'υ). Для спрощення розрахунків, середню молярну теплоємність горючої суміші приймаємо рівною теплоємності повітря. Для обчислення с'υ використовується емпірична залежність: '

−3

−7 2

c v =20 , 088+3 , 7544×10 t c−5 , 657×10 t c

c'v  20, 088  3, 7544  103  572  5, 657 10 7572 2  22, 07 кДж / ( кмоль  К )

t c =T c −273=845−273=572° C

2.5Процес згорання Коефіцієнт молекулярної зміни свіжої суміші (μ)

μ=



M 2 + γM 1 M 1 + γM 1

1, 001  0,132  0,98  1, 03 0,98  0,132  0,98

Для дизелів μ=1,03... 1,06, отримане значення відповідає даному діапазону. Рівняння згорання для дизелів має вигляд:

z Hu  (  c'  8,314 )t c    21, 4361  0, 002039t z  8,314  t z M 1 (1   r ) . Підставивши в неї відповідні значення параметрів, а замість с ''υ його рівняння

с''  27, 0211  0,105t z -2,234  27, 0211  0,105 1523  2, 234  2,5  181, 4

0,95  42700  (1, 03  22, 07  8,314  2)  572  1, 03(21, 4361  0, 002039  2100  8,314)2100 0,98  (1  0,132)

Рівняння

згорання

після

підстановки

вищенаведених

величин

перетворюється у квадратне, відносно tz

At 2z + Bt z -С=0 , 2 0,002082 t z + 30,86t z –51068,9 = 0.

Вирішуючи квадратне рівняння, знаходимо температуру tz, °С, в точці z.

tz=

−B+ √ B2 +4 AC =1503° C 2A

Так як t z =T z -273 ,

Тz = tz + 273 К= 1503+273=1776 K. Максимальна температура згорання для дизельних двигунів – Тz=1800…2300 К, отримане значення відповідає даному діапазону. Теоретичний тиск наприкінці згорання в дизельних ДВЗ (рz), МПа.

pz = p c λ pz  12,8 1,3  15, 04 МПа

Для дизельних двигунів рz обмежується виходячи з міцності матеріалів елементів КШМ та у зв'язку зі зростанням механічних втрат у двигуні. Отримане значення у цілком відповідає прототипу. Ступінь попереднього розширення (р) у дизельних двигунів з комбінованим підведенням тепла: μ Τz ρ= × λ Τc

ρ

1,03 1776   1,65 1,3 845

Для дизелів ρ =1,1...1,7. Отримане значення характерне для даного типу двигуна. 2.6 Процес розширення Тиск наприкінці розширення (р в), МПа

Для дизельного двигуна, щоб знайти тиск рв спочатку необхідно визначити ступінь наступного розширення,його знаходимо із формули: δ= 

εо ρ

12  7, 2 1, 65

тоді pв =

pв 

pz δ

n2

15,04  1,16МПа 7, 21,3

Температура наприкінці розширення (Тв), К, для дизельного ДВЗ:

T в=

Tв 

Tz δ

n 2−1

1776  981К 7, 21,31

2.7Процес випуску При розрахунку процесу впуску були орієнтовно прийняті значення тиску рr і температури Тr газів наприкінці випуску. Точність вибору цих величин можна перевірити, обчисливши температуру залишкових газів за допомогою формули: T r=

Tb

√ 3

Tr 

pb pr

981  661K 1,16 3 0,12

2.8Індикаторні показники циклу

Середній індикаторний тиск (рі), МПа, Для дизелів:

'

p= i

p i' 

p c λρ 1 1 1 1− n −1 − 1− 2 ε 0 -1 n2 −1 n1−1 ε 1 δ 0

[

(

)

(

n −1

)

+ λ ( ρ−1 )

]

 12,8 1,3 1, 65  1  1  1  1   1  1,41   1,3  1, 65  1   1, 4 МПа  1,31  12-1  1,3  1  7, 2   1, 4  1  12 

Для дизелів з високим надувом pi=1,05…2,7 МПа. Дійсний середній індикаторний тиск циклу трохи вищий теоретичного внаслідок відмінності дійсної індикаторної діаграми від теоретичної. Зазначена відмінність ураховується коефіцієнтом повноти індикаторної діаграми φ. З урахуванням прийнятого коефіцієнта φ дійсний середній індикаторний тиск циклу дорівнює: '

pi= ϕpi pi  0, 94 1, 4  1, 32 МПа

Індикаторний ККД для двигунів, що працюють на рідкому нафтовому паливі (ηi), ηi 

pi l0 ρ k Η и ηv

Где R = 8,314 Дж/(К.моль)

ηi 

1,32 14, 23  2  0, 447 1, 2  42,7  0,82

Для МОД на номінальному режимі індикаторний ККД ηi=0,40…0,45. Питома індикаторна витрата рідкого палива (gi), г/(кВтхгод.),

gi= gi 

3600 Η и ηi

3600  188,6г/(кВт ч) 42,7  0, 447

Для двохтактних дизелів gi= 0,154…0,204 г/(кВт  год.), отримане значення відповідає даному діапазону. Середній ефективний тиск робочого циклу (ре) ре = рi − p м

Середній тиск механічних втрат представляє собою потужність, затрачувану на подолання тертя в КШМ, привод допоміжних механізмів, здійснення впуску й випуску, віднесену до одиниці робочого об'єму циліндра. Для визначення величини рм використовується емпірична формула, що має загальний вид: p м= A р +B р ×V пср

де Vп.ср. –середня швидкість поршня, м/с; Vп .ср 

n 2 S 60

Vп .ср 

129  2  1,1932  5,1м / с 60

А р, Вр — коефіцієнти. Залежно від конструктивних особливостей двигунів коефіцієнти Ар, Вр приймаємо різні значення. Для середньообертових дизелів з нерозділеною камерою згоряння Ар= 0,105; Вр=0,012. Знайдемо тиск механічних втрат:

р м  0,105  0, 012  5,1  0,167 МПа

Визначимо середній ефективний тиск ре: ре = рi − p м p0e =1,32−0,167=1,15 МПа

Механічний ККД (ηм). Механічний ККД двигуна визначається як відношення середнього ефективного тиску до середнього індикаторного: η м=

м 

ре рi

1,15  0,87 1,32

Ефективний ККД (ηе) ηе =ηi ×η м е  0, 447  0,87  0,39

Питома витрата рідкого палива (gе), г/(кВт*год.) gе =

ge 

gi ηм

g i 188, 6   216,8г / (кВт  ч)  м 0,87

2.9 Визначення основних розмірів двигуна

— повний літраж двигуна, V л=

Vл 

30 τΝ е ре n

30  2  9170  3709 1,15 129

— літраж одного циліндра двигуна: Vh  Vh 

Vл i

3709  530 7

— діаметр циліндра:

D  100  3

D  100  3

4  Vлц

 

4 1781  493 мм 3,14  4, 2

Приймаємо діаметр 460 мм згідно заданого варіанту [1] —хід поршня: S  D S  4,11 460  1932 мм

Приймаємо хід поршня 1932 мм згідно заданого варіанту [1] – літраж двигуна, л,

πD2 S 6 Vл = 4×10 ;

  4602 1932  3209 4  106 Vл = ;

— ефективна потужність одного циліндра:

Νе 

N eц 

реVлц n 30

1,15  3209 129  793, 4 30  2

— повна потужність:

N e=N eц×i N e  793, 4  7  5554 обертовий момент: 3×104 ×Ν е πn Ме = ;

3  104  5554 Ме   411346 Н х м. 3,14 129 — годинна витрата палива, Gт= Ν е

¿ g е×10

−3

;

GТ  5554  216,8 103  1204кг / год. — середня швидкість поршня, м/с, Sn Vп.ср.= 30000

Vn.cp. 

1932 129  8,31м / с 30000

2.10 Побудова індикаторної діаграми

Для наочного уявлення про протікання робочого циклу в циліндрі двигуна, що розраховується, побудуємо індикаторну діаграму. Для цього скористаємося аналітичним методом. Діаграму розрахункового циклу дизельного двигуна будують у такий спосіб. Залежно від необхідних розмірів діаграми приймають масштаб тисків т мм/МПа, і вибирають довжину відрізка, що відповідає робочому об'єму циліндра Vs. Об'єми циліндра в характерних точках індикаторної діаграми або відрізки діаграми, що відповідають цим об'ємам, обчислюють залежно від робочого об'єму циліндра Vs з наступних співвідношень: — робочий об'єм цилiндру Vs 

 D2 S 4

3,14  0, 46 2 Vs  1932  4 1781 л

— об'єм камери стиску

V c=

V S (1−ψ a ) ε-1

Vc  1781(1  0,13) / (12  1)  140,89 л — об'єм циліндра на початку стиску

V a =V c +V s (1−ψ a ) Va  140,89  1781 (1  0,13)  1690, 74 л — об'єм циліндра наприкінці видимого згоряння

V ' =ρV c z

Vz  1, 65  140,89  206,83 л

де ρ – ступінь попереднього розширення. У судових дизелiв з прямоточно—клапанною схемою газообмину доля втраченого ходу ψa = 0,08…0,13.

Побудова індикаторної діаграми Рисунок 2.1 – Індикаторна діаграма двигуна 12 Индикаторная диаграмма MAN B&W 7S46MC Давление Мпа

Объем V

10

Давление MPa

8

6

4

2

0

0

2

4

6 V объём

8

10

12

РОЗДІЛ 3 КІНЕМАТИЧНИЙ І ДИНАМІЧНИЙ РОЗРАХУНОК СДВЗ 3.1 Кінематика кривошипно—шатунного механізму

Кривошипно—шатунний механізм слугує для перетворення зворотно— поступального руху поршня в обертальний рух колінчастого вала. нижче наводяться

кінематичні

залежності

для

КШМ

набули

найбільшого

поширення в суднових ДВС. На рис. 3.1 наведені схеми кривошипно—шатунних механізмів, найбільш часто застосовуваних в суднових двигунах. У більшості конструкцій використовується центральний КШМ (рис. 3.1 а), у якого осі циліндра і колінчастого вала знаходяться в одній площині. Такий механізм характеризується двома кінематичними параметрами: радіусом кривошипа r і довжиною шатуна Lш. Замість останнього параметра зазвичай використовується безрозмірний — постійна механізму λ: λ = r / Lш; 0,2