Курсовая работа ДВС Жданов К.П.. Курсовой проект по дисциплине Судовые двс пояснительная записка
 Скачать 120.86 Kb.
|
|
Расчет перепада давлений в выпускном клапане. Из расчета рабочего цикла известны: - температура смеси в начале сжатия  ;- давление и температура газов в конце расширения  ;  .Температура газов в цилиндре в начале продувки цилиндра при политропном расширении с показателем политропы  : Средняя температура газов в цилиндре за период принудительного выпуска  рассчитывается по формуле: Из рекомендованных диапазонов значений принимаем: - коэффициент истечения для выпускного клапана  - коэффициент остаточных газов в цилиндре к моменту начала продувки цилиндра  .Масса газов и воздуха, проходящих через выпускной клапан в течение фазы принудительного выпуска:  . Расчетное значение функции отношения давлений:  Согласно графику для определения перепадов давления во впускных и выпускных органах, при  отношене давлений: .Давление в выпускном коллекторе:  Перепад давлений в выпускном клапане:  Общий перепад давлений при продувке цилиндра:  Расчет давления газов в цилиндре к моменту открытия продувочных окон. Из расчета рабочего цикла известны: - рабочий объем цилиндра:  ;- объем цилиндра в конце расширения:  - объем цилиндра в момент открытия продувочных окон:  В течение свободного выпуска объем цилиндра изменяется, поэтому определим среднее значение объема цилиндра на участке: b – d  . Принимаем из рекомендованного диапазона (0,65 – 0,85) коэффициент истечения для выпускного клапана  Давление газов в цилиндре к моменту открытия продувочных окон рассчитывается по формуле:   =  Полученное значение  =3,048 меньше  . Это свидетельствует о том, что располагаемое время - сечение предварения выпуска  обеспечивает работу двигателя без заброса газов в продувочный ресивер.Таким образом, выполненный поверочный расчет показал, что принятые фазы и размеры органов газораспределения обеспечивают нормальное протекание процесса газообмена для дизеля L35MC с заданной мощностью, частотой вращения и принятым уровнем среднего эффективного давления. РАСЧЁТ СИСТЕМЫ НАДДУВА. Определение энергетического баланса в системе наддува. Расчет необходимой мощности компрессоров. Согласно приведенным в[1,п.6.2], принимаем рекомендованные значения: - коэффициент потери давления в фильтрах турбокомпрессоров:  ;- барометрическое давление:  ;- коэффициент потери давления в воздухоохладителе:  ;- из расчета рабочего цикла: .Определим: - давление воздуха на входе в компрессор:  ;- давление воздуха на выходе из компрессора:  ;- степень повышения давления в компрессоре:  Относительное повышение температуры в компрессоре рассчитываем по формуле:  Приняв температуру на входе в фильтр компрессора  , определим удельную работу адиабатического сжатия по формуле: Приняв из расчетов рабочего цикла и газообмена значения коэффициентов продувки и избытка воздуха  а так же  – массу воздуха, теоретически необходимого для сгорания 1 [кг] топлива; – расход топлива на двигатель, рассчитываем расход воздуха через компрессоры по формуле: Приняв из рекомендованного диапазона (0,75 – 0,85) адиабатный КПД компрессора  , определим необходимую мощность центробежных компрессоров: Приняв среднюю теплоемкость воздуха  , определим температуру воздуха за компрессором: Расчет располагаемой мощности газовых турбин Давление газов перед турбиной определяется с учетом потери давления в выпускном тракте  . Общий коэффициент потери давления определяется в виде произведения локальных коэффициентов: Где для коэффициентов потери давления (помимо принятых ранее  ) выбраны значения: – в выпускном трубопроводе до турбины; – в выпускном трубопроводе после турбины; – при продувке цилиндра (давление газов за цилиндром из расчета процесса газообмен  ).Давление газов перед турбиной:  Определим степень понижения давления газов в турбине:  Давление газов после турбины:  Относительный перепад температур в турбинах определяем по формуле:  Температуру газов перед турбиной рассчитываем по уравнению:  где  – относительная потеря теплоты с отработавшими газами; – низшая теплота сгорания топлива; – средняя изобарная удельная теплоемкость газов.Удельная располагаемая работа газов в турбине:  Определим расход газов через турбину по формуле:  Для изобарного наддува суммарная располагаемая мощность турбин рассчитывается по формуле:  Эффективный КПД газовых турбин принят из рекомендованного диапазона (0,76-0,84)  .[1,табл.6.1]Температура газов за турбиной:  В последней формуле внутренний КПД турбины определяется при значении механического КПД турбокомпрессора   Определим на сколько отличаются  и  : Так как  на 1%, (допустимое отклонение 5%)следовательно, выполненный проверочный расчет показал, что располагаемая мощность газовых турбин практически равна мощности центробежного компрессора, а это значит, что энергетический баланс в системе наддува на расчетном режиме обеспечивается.Относительная суммарная мощность газовых турбин:  (  – индикаторная мощность двигателя из расчета рабочего цикла).Значение  находиться в рекомендованных пределах (0,2 – 0,4).Выбор типа и числа турбокомпрессоров Выбираем турбокомпрессор для рассчитываемого дизеля Ман-Бурмейстер и Вайн фирмы «MAN Diesel & Turbo» серии L35MC с диаметром цилиндра 37мм. Массовый расход воздуха на двигатель составляет  ; эффективная мощность одного цилиндра двигателя составляет  . Т.к. расход воздуха на двигатель не превышает 45 кг находим расход воздуха на один компрессор, согласно типоразмеру турбокомпрессоров фирмы МАН целесообразно выбрать один турбокомпрессор NR15/R (с аксиальной турбиной, диаметром рабочего колеса 180 мм, адаптированных для двухтактных двигателей)В первом приближении принимаем  и выбираем коэффициент напора  [1,табл.6.1]. Приняв удельную работу адиабатного сжатия  , определим окружную скорость на периферии колеса компрессора: Плотность воздуха на входе в компрессор при параметрах  , составляет: Диаметр рабочего колеса определим по формуле  Условный коэффициент расхода центробежного компрессора принят  [1].Полученное расчётное значение диаметра колеса больше предварительного на 9,55%, что попадает в диапазон (не более 10%) и удовлетворяет условию. Частота вращения ротора турбокомпрессора NR15/R на расчетном режиме составит:  ТНВД ДВИГАТЕЛЯ МАН-БУРМЕЙСТЕР И ВАЙН L35МС В главном двигателе МН-Бурмейстер и Вайн L35МС используется ТНВД золотникового типа. Плунжер насоса 3 имеет регулирующие винтовые кромки 4, выплненные по принципу регулирования gц концом подачи. Втулка плунжера 5 составная, может перемещаться вдоль оси относительно корпуса насоса 14. Нагнетательного клапана в этом насосе нет, вместо него установлен впускной клапан 15. Впускной клапан имеет уплотняемый корпус 16, ввернутый в крышку 17 насоса. Механизм регулирования gц состоит из зубчатой рейки 7, поворотной втулки 9, крестоины 8 плунжера. Вторая зубчатая рейка 6 служит для изменения угла начала подачи топлива в диапазоне изменения мощности двигателя 70-100% (программа VIT, реализуется путем связи реек 6 и 7 через пневмомеханический позиционер). Рейка 6 сцеплена с зубчатым венцом поворотной втулки 10 и втулки плунжера 5. Величина φнпн изменяется осевым сдвигом втулки плунжера 5 вверх или вниз, при этом изменяется момент перекрытия плунжером рабочих окон 13 во втулке плунжера. Осевое смещение втулки происходит по принципу болт-гайка. «Гайкой» служит поворотная втулка 10, на внутренней стенке которой проточена винтовая канавка. В канавку входит виток резьбы с крупным шагом, нарезанной на нижнем конце втулки плунжера 5. При изменении нагрузки двигателя в указанном выше диапазоне регулятор перемещает топливную рейку 7. Пневмомеханический позиционер в соответствии с заданной программой VIT перемещает рейку 6. При этом втулка 10, зафиксированная своим нижним фланцем в корпусе 14 насоса, поворачивается на определенный угол и через резьбовое соединение вызывает сдвиг втулки 5 относительно плунжера. Таким образом, в рассматриваемом ТНВД реализован комбинированный способ регулирования цикловой подачи. ТНВД работает следующим образом. Полость наполнения насоса 2 образуется между корпусом 14 и втулкой плунжера 5. Топливо подается от топливоподкачивающего насоса через дроссельную вставку 1 под давлением 10 бар. Излишки топлива перепускаются в отводящую магистраль через дроссельную вставку 11. При движении плунжера вверх топливо перепускается через окна 13 в магистраль наполнения. В момент перекрытия окон давление топлива над плунжером и за тарелкой впускного клапана 15 начинает повышаться. Клапан плотно садится на гнездо, и топливо по осевому сверлению в нем поступает в трубопровод высокого давления. В момент открытия окон 13 регулирующими кромками 14 давление топлива над плунжером быстро падает до 10 бар. Вследствие большого перепада давлений в момент окончания активного хода (часто применяется термин отсечка топлива) в окнах 13 втулки плунжера развивается высокая скорость потока топлива, что вызывает кавитационную эрозию металла напротив окон. Для защиты корпуса насоса от эрозии напротив окон ввернуты периодически сменяемые отражательные болты 12. Впускной клапан остается закрытым под воздействием пружины до выхода плунжера в верхнее положение. В начальной фазе наполнения насоса впускной клапан еще остается закрытым, топливо поступает в надплунжерное пространство через окна 13 и вертикальную канавку в вехней части плунжера. В момент перекрытия окон 13 винтовыми кромками 4 плунжера давление над плунжером становится меньше, чем в полости наполнения 2. За счет перепада давлений клапан 15 поднимается, и топливо поступает через верхние окна втулки в надплунжерное пространство. В конце хода наполнения при открытии окон 13 верхней кромкой плунжера клапан 15 вновь закрывается, и топливо опять поступает через окна 13. Общее и индивидуальное регулирование цикловой подачи топлива осуществляется так же, как описано выше для ТНВД среднеоборотного дизеля. Регулирование φнпн осуществляется путем изменения программы пневмомеханического позиционера. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЯ. Фундаментная рама и рамовые подшипники Фундаментная рама сварная. Она состоит из сварных продольных и поперечных балок со стойками для подшипников. Масляный поддон, выполненный заодно с фундаментной рамой, собирает возвратное масло из систем циркуляционной смазки и масляного охлаждения. Масляный поддон снабжен вертикальными или горизонтальными отводами масла на носовом и кормовом концах. Станина Станина сварная. На стороне выхлопа имеются предохранительные клапана, а на стороне распределительного вала располагаются смотровые лючки. Направляющие крейцкопфов привариваются или крепятся болтовым соединением к станине. Станина соединяется с фундаментной рамой длинными цельными эластичными анкерными связями. Для предотвращения поперечных колебаний каждая связь стопорится. Гайки анкерных связей затягиваются с помощью гидродомкратов. В станине подвешена труба с прорезями для слива охлаждающего масла из поршней. Блок цилиндров чугунный. Вместе с втулкой образует воздушное пространство и пространство водяного охлаждения. Со стороны распределительного вала в блоке цилиндров имеются смотровые лючки для очистки ресивера и осмотра продувочных окон. На дне блока цилиндра располагаются сальники поршневых штоков, которые снабжены уплотнительными кольцами для продувочного воздуха и маслосъемными кольцами, предотвращающими попадание смазочного масла вверх в пространство продувочного воздуха. Втулка цилиндра Втулка цилиндра отлита из легированного чугуна и установлена в блоке цилиндров. Верхняя часть втулки окружена охлаждающей рубашкой. Втулка цилиндра имеет продувочные окна и отверстия для штуцеров цилиндровой смазки. Крышка цилиндра Крышка цилиндра стальная, цельнокованая, имеет сверления для охлаждающей воды. Она имеет центральное отверстие для выпускного клапана и отверстия для двух форсунок, предохранительного пускового и индикаторного крана. Крышка цилиндра крепится к блоку цилиндров восемью шпильками с гайками, затягиваемыми гидравлическими домкратами. |