Курсовая работа по судостроению на тему Судовые двигатели

ВВЕДЕНИЕ

Целью данной работы является расчет судового двигателя внутреннего сгорания с заданными параметрами на основе реального дизеля MAK 8M 46DF, установленного на метановозе ледового класса «Coral Energice».
В ходе работы производится расчет рабочего цикла, процесса газообмена, наддува, анализ уравновешенности двигателя. Дается общее описание конструкции дизеля, а также конструктивного узла – элементов камеры сгорания в сборе и поршня.





















РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА
2.1 Исходные данные

Тип двигателя 8L51/60 DF
Частота вращения n = 1000 об/мин
Удельный эффективный расход топлива geзад = 174 г/кВт·ч
Среднее эффективное давление Peзад = 21,3 бар
Средняя скорость хода поршня Cm= 10,0 м/с
Коэффициент тактности (четырехтактного) m = 2
Эффективная мощность Ne = 8000 кВт
2.2. Определение размеров и числа цилиндров дизеля

Рассматриваемый двигатель имеет диаметр цилиндра 51 см при числе цилиндров – 8, таким образом достигается полное уравновешивание дизеля. Эффективная мощность равна 8000 кВт, отсюда найдем цилиндровую мощность:
Nец= кВт
Приняв исходные данные, найдем ход поршня:
S = 30 = 30 = 0,30 м
Заданная проектная мощность Neзад = 8000 кВт. Уточняем диаметр цилиндра, приняв Pe = 21,3 бар:
D = = = 0,489 м
Принимаем D = 0,51 м.
Уточняем значение хода поршня:
Sуточн = = 0,51 1,17 = 0,60 м


2.3. Выбор исходных данных к расчету рабочего цикла

Фазы газораспределения принимаем по стендовому испытанию рассматриваемого двигателя:

Угол открытия выпускных клапанов b = 40ПКВ до НМТ
Угол закрытия выпускных клапанов b’=а = 45ПКВ после ВМТ
Угол открытия впускных клапанов d = 37ПКВ до ВМТ
Угол закрытия впускных клапанов e = 28ПКВ после НМТ

Постоянную КШМ λш (отношение радиуса кривошипа к длине шатуна) принимаем равной 0,236.

В свою очередь:
длина шатуна Lш = 1296 мм;
радиус кривошипа R = 340 мм.







На диаграмме Брикса в масштабе 1:10 ход поршня равен 60 мм, а радиус кривошипа ¬– 34 мм.
Поправка Брикса:
ОО` = = = 4 мм.

Значение фаз газораспределения
Таблица 1
Параметр ОО` S
S
Sе Sd
Нат.знач, мм 40 230 180 60 130
На чертеже, мм 4 23 18 6 13

Так как в четырехтактном дизеле начало сжатия принимается в НМТ, поэтому объем цилиндра равен максимальному объему, при этом коэффициент потерянного хода поршня а=0.


2.3.1. Исходные данные к расчету процесса наполнения цилиндра

Давление окружающей среды p0=1,0 бар.
Температура окружающей среды Т0=298К.
Низшая теплота сгорания топлива среднего состава Qн=42 700 кДж/кг.
Давление воздуха в ресивере ps – определяется уровнем форсировки дизеля; по данным стендовых испытаний и документации завода-изготовителя, при 100% нагрузке принимаем ps=3,7 бар.
Температура воздуха, поступающего в цилиндр из ресивера Ts (K):
t_w=((t_w1 〖+t〗_w2))/2=20℃
Ts = tw+273 tво=20+273+12=305 K
tво = 1013C – минимальный температурный напор в воздухоохладителе. (принимаем tво = 12C).
Tw2 = 20C – температура забортной воды (из дополнительных исходных данных).
Степень сжатия принимаем из имеющихся данных pc и ps, рассчитав по формуле:
ε = exp [ln (pc/ps) /1,36] = 15,2
Окончательно принимаем ε = ε0 =15.
Полученное значение степени сжатия удовлетворяет требованиям надежного пуска.
r = 0,010,03 – коэффициент остаточных газов (принимаем r = 0,02).

2.3.2. Исходные данные к расчету процесса сжатия

n1 = 1,371,39 – показатель политропы сжатия для среднеоборотных дизелей (принимаем n1 = 1,38).

2.3.3. Исходные данные к расчету процесса сгорания

Значение коэффициента для современных судовых дизелей составляет 0,85 – 0,92. Для среднеоборотных дизелей рекомендуется принимать несколько меньшие значения (средние в указанном диапазоне) вследствие большей продолжительности сгорания топлива и переноса его частично на линию расширения.
Значение принимаем равным 0,88.

Максимальное давление сгорания pz=210 bar принимаем по техническим данным двигателя.

2.3.4. Исходные данные к расчету процесса расширения

Показатель политропы расширения газов в цилиндре n2.
Выбираем n2 = 1,24.

2.3.5. Механический КПД

С учетом высокого уровня форсировки рассчитываемого двигателя принимаем m = 0,84.
2.4. Расчет процессов, составляющих рабочий цикл
2.4.1. Процесс наполнения

Задача расчета определить заряд свежего воздуха и параметры газа в точке a.
Давление в цилиндре в начале сжатия выбираем из диапазона (0,96-1,0)ps. Принимаем pa= 0,97 · 3,7 = 3,5бар.
Температуру смеси в начале сжатия определяем по формуле:
Ta = = = 318 К
tст = 510C – подогрев воздуха от стенок цилиндра (принимаем tст = 5К).
r = 0,010,03 – коэффициент остаточных газов (принимаем r = 0,02).
Tr = 750800C – температура остаточных газов (принимаем Tr = 750C).
Коэффициент н определяем по формуле:
н = = = 0,953
Полученное значение коэффициента наполнения соответствует рекомендованным пределам н=(0,950,98).
Для определения массы свежего заряда воздуха рассчитываем:
рабочий объем цилиндра:
Vh = = = 0,122 м3
плотность воздуха при параметрах ps и Ts:
s = = = 4,22 кг/м3
Rв – газовая постоянная для воздуха (принимаем Rв = 0,287 кДж/кг К).
Свежий заряд воздуха:
Gв = Vh·s·н = 0,122 · 4,22 · 0,953 = 0,49 кг


Цикловая подача топлива:
gц = = = 0,0058 кг/цикл
Для окончательной проверки правильности расчета показателей процесса наполнения определяем коэффициент избытка воздуха при сгорании:
расч = = = 5,89
= 14,33 кг – масса воздуха, теоретически необходимая для сгорания 1 кг топлива.
Принимаем: расч = 2,1.







3. РАСЧЕТ ПРОЦЕССА ГАЗООБМЕНА СУДОВОГО
3.1 Геометрические параметры клапанов

- диаметр клапана по центру посадочного пояска:
d_кл=0,3D=0,3∙0,51=0,153 м
- диаметр штока клапана:
d_ш=0,2d_кл=0,2∙0,153=0,03 м
- диаметр горловины клапана:
d_г=0,96d_кл=0,96∙0,153=0,146 м
- максимальный ход клапана:
h_кл^max=((d_г ²-d_ш ²))/(4d_кл cosα_кл )=((〖0,146〗^2-0,03²))/(4∙0,153∙cos30˚)=0,198 м

Угол конуса посадочного пояска αкл принимаем равным 30˚.

3.2 Проверка достаточности минимального проходного сечения выпускных и впускных клапанов на допустимые гидравлические потери

Минимальное проходное сечение клапана определяется площадью горловины клапана за вычетом сечения штока клапана:

f_кл^min=π/4 (d_г^2-d_ш^2 )=3,14/4 (〖0,146〗_^2-〖0,03〗_^2 )= 0,016 м2
Средняя скорость потока воздуха во впускных клапанах определяется из уравнения сплошности потока (принято два клапана):

С_вп=(CmF_п)/(2f_кл^min )=(10,0∙0,361)/(2∙0,016)=138,84 м/с

Где площадь поршня равна:
F_п=πD/4=(3,14∙0,46)/4=0,361 м2
Потеря давления во впускных клапанах:
∆p_вп=〖10〗^(-5) _s/2 〖(1+ξ)С²〗_вп= 〖10〗^(-5) 4,22/2 〖(1+0,03)∙138,84²=0,418〗_ бар
Где плотность воздуха _s=4,22 кг/м3 из расчета рабочего процесса;
Коэффициент сопротивления выхлопной системы и клапана ξ, который для судовых ДВС может быть принят равным 0,03;

Потеря давления в выпускных клапанах:
∆p_вып=〖10〗^(-5) _г/2φ² 〖С²〗_вып=〖10〗^(-5) (1,43 )/(2∙0,7²)∙80²=0,093 бар
Где плотность газа равна:
_г=(100p_г )/RTг= (100∙3,7 )/(0,287∙900)= 1,43 кг/м3
Коэффициент скорости истечения принимаем φ=0,7;
Средняя скорость потока газа в выпускных клапанах –
принимаем С_вып=80 м/с;
Также принимаем: Tг = 900 К;
p_г=p_s=3,7 бар.










РАСЧЕТ СИСТЕМЫ НАДДУВА

4.1 Определение энергетического баланса в системе наддува

Расчет необходимой мощности компрессоров.
Принимаем:
- коэффициент потери давления в фильтрах турбокомпрессоров ξф = 0,99
- барометрическое давление рб = 1 бар
- ξво = 0,98 – коэффициент потери давления в воздухоохладителе
- из расчета рабочего цикла рs = 3,7 бар
Определим:
- давление воздуха на входе в компрессор р0 = ξфрб = 0,99 ∙ 1 = 0,99 бар
- давление воздуха на выходе из компрессора рк = рs/ξво = 3,7/0,98 = 3,77 бар
- степень повышения давления в компрессоре πк = рк/р0 = 3,77/0,99 = 3,73 бар
Относительное повышение температуры в компрессоре рассчитываем по формуле:
∆(t_к ) ̅=π_к^((k-1)/k)-1=〖3,73〗^((1.4-1)/1.4)-1=0,455
Приняв температуру на входе в фильтр компрессора Т0 = 300К, определим удельную работу адиабатическое сжатия:
H_к=k/(k-1) RT_0 ∆(t_к ) ̅=1,4/(1,4-1) 0,287∙300∙0.455=137 кДж/кг
Приняв из расчетов рабочего цикла и газообмена значения коэффициентов продувки и избытка воздуха ϕа = 1,50; α = 2,1; а также G0 = 14,33 кг – массу воздуха, теоретически необходимого для сгорания одного кг топлива;


Система охлаждения

Система разделена на две: высоко- и низкотемпературного контуров (HT & LT cooling water system).
Контур HT служит для охлаждения втулок, цилиндровых крышек, а также секции воздухоохладителя. Подача воды осуществляется навесным центробежным насосом. В схеме присутствует резервный насос и насос малой производительности для циркуляции воды на стоянке (подогрева).
LT контур необходим для охлаждения наддувочного воздуха, а также масла в маслоохладителе (устанавливается отдельно от двигателя). Центробежный насос стационарный основной, второй – резервный.






Пусковая система

Система включает в себя два баллона с сжатым воздухом, два трехступенчатых поршневых компрессора, воздухораспределитель, устройство для медленного проворачивания и пусковые клапаны.
В баллонах находится сжатый воздух под давлением от 25 до 30 бар; баллоны оснащены как ручными дренажным клапанами, так и автоматическими.