Описание основных деталей спроектированного дизеля

Стр 1 из 4Следующая ⇒

ВВЕДЕНИЕ

Стр. 3

1.Тепловой расчет дизеля в соответствии с прототипом

Ne= 110 кBт, n=26.6 c^-1, Z=6 , 4-тактный, без наддува.

2. Определение и расчёт сил действующих в КШМ

2. Конструктивный расчёт

втулки циліндра 1 вар; поршня 2 вар.; шашун 3вар;

коленчатый вал 4 вар.

Список использованной литературы.

Введение

Важной составляющей производственного процесса на водном транспорте на современном этапе является эксплуатация судов.

Описание основных деталей спроектированного дизеля

Рис. 1. Дизель (поперечный разрез)

Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания.

Определение параметров в конце процесса наполнения.

Точка а на индикаторной диаграмме.

Определяем абсолютное давление в цилиндре в начале сжатия

Р_а=1- Р_а=1- кг/см² =0.089МПа

С₂ – максимальная скорость протекания воздуха через всасывающий клапан

С₂ = 1, 57 С₂ = 1, 57 м/сек

- отношение площади поперечного сечения цилиндра к проходному сечению впускного клапана.

=9 ÷ 2 для тихоходных двигателей при данном всасывающем клапане. Принимаем = 6

. С_м – скорость поршня (по заданию) С_м =9.6 м/сек

С₂ =90.24 м/сек

Р_а =0.89 кг/см²=0.089 МПа

Определяем температуру смеси воздуха и остаточных газов в конце процесса наполнения

Т^/₀ = Т₀ + Δ Т

Т₀ – 290÷ 300 – температура в МО. Принимаем 293К

Δ Т – повышение температуры воздуха за счет нагревания о стенки впускного тракта Принимаем Δ Т =12 К

Т^/₀ =293+12=305 К

γ _r – коэффициент остаточных газов

γ _r = (2.5.)

Т_r – температура остаточных газов. выбирается по справочной литературе. Принимаю Т_r =750К

Р_r – 1.10 кг/см² – давление воздуха в выпускном тракте

ε - 15-18 - степень сжатия; величина ее выбирается близкой к степени сжатия прототипа. Принимаю ε =13

При выбранных значениях

γ _r = =

Температура в конце наполнения

323^оК

Процесс наполнения характеризуется также и коэффициентом наполнения.

Р₀ – атмосферное давление – 1 кг/см²

конец наполнения характеризуется давлением Р_а = кг/см² и

V_а = 150 мм представляющих собой полный объем.

Если эти и другие параметры в масштабе изобразить в координатах Р – V, то получится индикаторная диаграмма расчетного цикла.

Для начало постройки диаграммы (нанесение точки а):

1. выбираю масштаб давления и объемов.

Масштаб давления:

m = 1 кгс/см² = 2 см.

Масштаб объемов выбираю следующим образом: полный объем V_а,соответствующий ходу поршня и высоте камеры сжатия проектируемого дизеля, принимается равным 150 мм.

V_а = 150 мм

Процесс сжатия.

Давление

Р_с= Р_а× ξ ⁿ¹

n₁ – 1, 35÷ 1, 42 – показатель политропы сжатия

Принимаем n₁ =1.375

При ранее выбранных и рассчитанных числительных значениях

Р_с =0.89∙ 13^1.375 =30.2 кгс/см² =3.02МПа

Полученные значения Р_с необходимо сравнить с данными прототипа.

Разница не должна более 5 – 8 кгс/см²

Температура в конце сжатия

Т_с = Т_а × ξ ⁿ^1-1 (2.8.)

Т_с = 323× 13^1.³⁷⁵^-1= 846К

Т.к ξ = V_a/V_c,

то V_c = V_а/ξ (2.9.)

V_с = 150 / 13 ≈ 12 мм

Определение давление сгорания. ( т. Z )

Процесс сгорания характеризуется степенью повышения давления

λ = Р_z / Р_с (2.10.)

Откуда

Р_z = Р_z_/ = λ × Р_с

λ – выбирается по справочной температуре в зависимости от оборотности дизеля (МОД, СОД, ВОД). Принимаем λ = 1, 7

Р_z_/ = 1, 7 × 30, 2 = 51, 4кгс/см² = 5, 1МПа

Определение основных параметров в конце сгорания.

Давление до конца сгорания остается неизменным.

Р_z = P_z_/

Температуру конца сгорания выбирают по справочной литературе в зависимости от оборотности дизеля.

Для: МОД = 1700 – 1800⁰ К

СОД = 1800 – 1900⁰ К

ВОД = 1900 – 2000⁰ К

Принимаю Т_z = 2000 К

Объем газов в цилиндре в конце сгорания

V_z = ρ × V_c (2.11.)

ρ – степень предварительного расширения.

ρ = (Т_z / Т_с) × (β / λ )

β – расчетный мольный коэффициент сгорания.

β = М₂ / М₁ (2.12)

М₂ – количество молей смеси газов после сгорания

М₁ – количество молей смеси до сгорания.

М₂ = М + γ _r × L

М₁ = L(1 + γ _r)

L – действительное количество воздуха в молях, необходимого для сгорания 1 кг топлива

L = × L₀

L₀ – теоретически необходимое количество воздуха, в молях, для сгорания 1 кг топлива.

L₀ =

С, Н, О – компоненты химического состава топлива. Для дизельного топлива можно принять:

С = 87%

Н = 12, 6%

О = 0, 4%

L₀ = к × моль / кг

α – коэффициент избытка воздуха; выбирается по справочной литературе в зависимости от быстроходности дизеля.

Принимаю α =1.8

L =1.8∙ 0.495=0.89к × моль / кг

М – количество молей продуктов сгорания в 1 кг топлива.

М = к × моль / кг

М₂ = 0.923+0.04∙ 0.89=0.961к × моль / кг

М₁ =0.89(1+0.04)=0.929 к × моль / кг

β =

ρ =

V_z = 1.438∙ 12=16.6мм

Давление газов в конце сжатия

Построение диаграммы Толле.

1. на концах отрезка АВ равного длине индикаторной диаграмме I откладываются величины АС – вверх, ВД - вниз

точки С и Д соединяются прямой линией и из точки пересечения E

откладывается вниз отрезок

точка F соединяется прямыми линиями с точками С и Д; полученные отрезки CF и FД делятся на одинаковое число (8) равных частей.

2. Одноимённые точки соединяются прямыми линиями. К этим линиям проводится касательная, которая и будет являться кривой сил инерции поступательного движения масс.

3. Полученная диаграмма показывает, что наибольших значений силы инерции достигают в мёртвых точках (АС – ВМТ, ВД - НМТ). В районе среднего ход поршня силы становятся равными и теряют своё направление. В первой половине хода поршня силы инерции препятствуют движению, а во второй – помогают.

Проектирование маховика

Расчёту маховика.

Из полученной суммарной диаграммы касательных усилий видно, что это усилие, приложенное к фланцу коленвала и вращающий гребной винт изменяется по величине, а у малоцилиндровых дизелей и по направлению. В результате коленвал будет вращаться рывками. Сила же сопротивления вращению t_с, возникающая на гребном винте величина постоянная.

Чтобы обеспечить равномерное вращение коленвала необходимо иметь какое-то среднее касательное усилие, не меняющееся по величине, которое равнялось бы сопротивлению вращения t_c

Для этой цели на коленвал насаживают маховик.

Во время работы дизелей при возникновении на фланцах коленвала максимального касательного усилия Р_к(max), маховик как бы притормаживает вращение коленвала, забирая на себя избыточную работу А. Во время возникновения минимального усилия Р_к(min) маховик даёт избыточную работу коленвалу.

Поэтому заштрихованная площадка избыточной работы (выше линии t_c) и недостающей работы (ниже линии t_c) бывают примерно равны.

Для расчёта принимается площадка, большая по величине. Практика использования маховиков показывает, что маховик не может оцениваться только по весу или только по диаметру. Он оценивается так называемым маховым моментом GD² где G – активный вес маховика, равный весу обода плюс ⅓ веса ступицы,

Д – расстояние между центром тяжести обода (средний диаметр обода)

Таким образом, разные по весу и диаметру маховики, но с одинаковым маховым моментом (GD²) могут обеспечивать одинаковую степень неравномерности вращения.

Практически расчёт маховика сводится к определению величины избыточной работа А, последующему нахождению махового момента GД² и принятию основных размеров и веса маховика, исходя из имеющейся величины махового момента.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной лабораторной работе мы рассмотрели прототип двигателя 8NVD 36, произвели тепловой расчет, динамический расчет. На основании всех расчетов были построены следующие диаграммы: индикаторная диаграмма, диаграмма касательных усилий и др.

Кроме этого был произведен расчет цилиндровой втулки и шатунного болта данного двигателя, к ним были начерчены и приложены эскизы.

Список используемой литературы