Primul motor controlat electronic de către MAN a fost creat pe baza modelului MC în 2003. În acest motor, compania a abandonat arborele cu came cu acționarea sa și a introdus controlul electronic: procesul de alimentare cu combustibil, controlul vitezei, înlocuirea regulatorului mecanic cu unul electronic, procesele de pornire și inversare a motorului, supapa de evacuare și ungerea cilindrului.

crește

Supapele de injecție și evacuare a combustibilului sunt controlate de servomotori hidraulici. Uleiul utilizat în sistemul hidraulic este preluat din sistemul de lubrifiere circulant, trecut printr-un filtru fin și prin pompe motorizate sau electrice (la pornire) comprimate la o presiune de 200 bari. Mai mult, uleiul comprimat curge către acumulatorii de membrană și de la acestea la amplificatorul de presiune al injecției de combustibil și la pompele de acționare hidraulică ale supapei de evacuare. De la acumulatorii cu membrană, uleiul curge către supapele proporționale controlate electronic ELFI și ELVA, care sunt deschise printr-un semnal de la modulele electronice (CCU) instalate pentru fiabilitate pe fiecare cilindru.

Amplificatoarele hidraulice de presiune de injecție sunt servomotoare cu piston în care un piston cu diametru mare este expus la ulei sub o presiune de 200 bari și un piston cu diametru mic (piston), care este o extensie a unui piston cu diametru mare, atunci când se deplasează în sus , comprimă combustibilul la presiuni de 1000 bari (raportul ariilor servo-piston și piston este egal cu 5). Momentul în care uleiul intră sub servo piston și începutul comprimării combustibilului este determinat de primirea unui impuls de control de la modulul electronic CCU. Când presiunea combustibilului atinge presiunea de deschidere a acului injectorului și oprirea injecției are loc atunci când presiunea combustibilului scade, aceasta din urmă este determinată de momentul în care supapa de control este închisă și presiunea uleiului din servomotor este eliberată.

Este interesant:

Toate cele mai bune, interesante și interesante videoclipuri YouTube sunt colectate pe site-ul bestofyoutube.ru. Urmăriți videoclipuri de pe YouTube și țineți la curent cu umorul modern.

Proiectarea duzei motoarelor diesel marine Burmeister și Vine (Fig. 6.4.5., A) a fost utilizată cu modificări minore până când a fost creată o duză fundamental nouă cu o duză diferită (Fig. 6.4.5., B).

În construcția prezentată în fig. 6.4.5., A, duza 10 este presată în corpul 11 ​​(suportul duzei), care este frecat de capătul inferior al ghidajului 8 al acului 7. Capătul superior al ghidajului este împământat împotriva corpului duzei 1 . Cu o piuliță masivă 9, duza 11, ghidajul 8 și partea inferioară a carcasei 1 sunt fixate într-o singură unitate etanșată. Știfturile 5 asigură coincidența secțiunilor canalelor de răcire 12 ale conductei de combustibil 6. Duzul 10 este fixat în carcasă 11 prin fixare prin contracție, ceea ce asigură fixarea fiabilă a duzei, ale cărei orificii trebuie să aibă o precizare strictă direcție (numărul duzelor este de două sau trei cu poziția centrală a supapei de evacuare). Trei sau patru duze de pulverizare au un diametru de 0,95 - 1,05 mm. Pentru a crește durata de viață a elementelor acului - opritorul, partea superioară a acului 7 este realizată sub forma unui cap îngroșat, iar opritorul 4 este realizat sub forma unui manșon cu un diametru crescut. Stopul este presat în corpul corpului 1. Ridicarea acului este h și = 1 mm. Capul dezvoltat al acului a făcut posibilă mărirea diametrului tijei 3, care transmite acului forța de strângere a arcului duzei 2 (P zp), ceea ce a sporit fiabilitatea ansamblului arc-tijă.

Injectorele Burmeister și Vine sunt răcite, de regulă, cu combustibil diesel dintr-un sistem autonom.

Orez. 6.4.5

În ultimii ani, toate motoarele diesel marine de mare viteză, de mică viteză Burmeister și Vine, precum și motoarele diesel promițătoare MAN - Burmeister și Vine sunt echipate cu duze noi cu un design unificat (vezi Fig. 6.4.5., 6).

Diferența fundamentală în acest caz este că duza este răcită. Funcționarea normală a duzei la temperaturi ridicate de încălzire a combustibilului greu (105-120 ° C) este asigurată datorită alimentării sale centrale prin canalul 14. Aceasta are ca rezultat un câmp de temperatură simetric și gradienți de temperatură egali pe secțiunea transversală a duzei și, în consecință, lacune de lucru egale în vaporii conjugați (în toate celelalte modele de duze, unde combustibilul fierbinte și lichidul de răcire sunt furnizate în diferite părți ale corpului său, se creează un câmp de temperatură asimetric).

Pulverizatorul constă dintr-o duză 10, un ghid 8, un ac 7 și o supapă de reținere 17 în interiorul acului. Direcția deschiderilor duzei unilaterale este asigurată prin fixarea duzei cu un știft 5 (corpul duzei 1 este fixat cu știftul său în punctul de atașare care nu este prezentat în desen). Acul 7, având forma unui pahar în partea de sus, percepe forța de strângere a arcului 2 prin glisorul 13, în decupajele căruia intră capul distanțierului 15 cu canalul central 14. Umărul inferior al distanțierul 15 limitează ridicarea supapei (hk = 3,5 mm), iar umărul superior limitează ridicarea acului (h și = 1,75 mm).

Duza circulă combustibilul încălzit atunci când motorul nu funcționează (în timpul pregătirii pentru pornire și în timpul opririlor forțate pe mare), precum și în perioada dintre injecțiile adiacente, când rola împingătorului pistonului se rotește în jurul părții cilindrice a șaibei .

Când motorul este parcat, când pompa de combustibil de înaltă presiune este în poziția de alimentare zero (cavitățile de umplere și de descărcare sunt conectate), pompa de amorsare a combustibilului la o presiune de 0,6 MPa furnizează combustibil conductei de injecție și canalul duzei 14 . "Deoarece arcul 16 al supapei de reținere 17 are o strângere de 1 MPa, supapa nu se ridică, iar combustibilul trece printr-o gaură mică 18 în butoiul acului și apoi în sus până la scurgere. Astfel, la un punct mort de orice lungime, întregul sistem de injecție va fi umplut cu combustibil cu vâscozitate de lucru. Acest lucru este extrem de important pentru funcționarea fiabilă a echipamentului de combustibil.

Când motorul funcționează în timpul cursei active a pistonului, presiunea de descărcare ridică aproape instant supapa de reținere 17, iar orificiul de bypass 18 este închis. Combustibilul curge în zona diferențială a acului 7 și ridică acul.

La sfârșitul cursei active a pistonului, întregul sistem de descărcare este descărcat rapid prin cavitatea de lucru a pompei, deoarece nu există o supapă de descărcare în ea. Când presiunea combustibilului scade sub presiunea de admisie P ap. Arcul 2 setează acul 7, iar la o presiune sub 1 MPa, arcul 16 coboară supapa de reținere 17. Rola împingător cu piston merge mult timp în partea superioară a șaibei, iar sistemul de pompare este din nou pompat cu combustibil până următoarea lovitură activă a pistonului.

Caracteristica considerată a noii duze este un mare avantaj al echipamentelor de alimentare cu combustibil, deoarece în orice condiții de funcționare se află în mod constant în modul de temperatură de lucru, ceea ce este extrem de important pentru a garanta fiabilitatea.

Practica a arătat că, în timpul opririlor forțate ale navelor pe mare, în timpul opririlor îndelungate de pregătire, precum și în timpul modurilor prelungite de viteză redusă și manevre, combustibilul greu se răcește de-a lungul întregii linii de injecție, vâscozitatea acestuia crește. În astfel de cazuri, după pornirea motorului sau cu supratensiuni brute de sarcină, presiunea de injecție poate crește dramatic, iar forțele hidraulice din conducta de refulare pot atinge un nivel periculos. Ca urmare, se pot forma fisuri în carcasele pompei de combustibil de înaltă presiune și pereții conductelor de combustibil de injecție, străpungând conexiunile lor cu pompa și duza (mai ales atunci când aceste locuri sunt filetate).

Pentru echipamentele de combustibil cu injectoare răcite, există mai multe soluții menite să mențină temperatura sistemului de injecție în condițiile menționate anterior: oprirea răcirii injectoarelor, alimentarea cu abur a canalelor de răcire, instalarea „sateliților” de abur de-a lungul întregului (sau parte) din conducta de injecție etc. Cu toate acestea, toate aceste soluții sunt semnificativ inferioare duzei cu un câmp de temperatură simetric din punct de vedere al eficienței.

Un factor pozitiv în favoarea injectoarelor fără răcire este faptul că elimină necesitatea utilizării unui sistem special de răcire (două pompe, un rezervor, conducte, instrumente și dispozitive de automatizare).

Există, totuși, dezavantaje. Designul duzei este complex, din mai multe părți. Există nouă locuri de întoarcere și sunt necesare mandrine speciale pentru înfășurare. În echipamentul de alimentare cu combustibil, practic nu există supapă de presiune, deoarece supapa de închidere 17 nu își îndeplinește funcțiile: în cazul blocării acului injectorului, combustibilul din sistemul de injecție este împins afară de presiune a gazelor din cilindru la scurt timp după terminarea cursei active a pistonului. Experiența arată că cilindrul se oprește în același timp.

Tipul documentului: Carte | PDF.

Popularitate: 1,60%

Pagini: 263.

Dimensiunea fișierului: 25 Mb.

Limba: Engleză rusă.

Anul publicării: 2008.

Scopul cărții este de a oferi asistență practică în studiul proiectării și funcționării principalelor moduri de nave ale modelului MC cu diametrul cilindrilor de 50-98 cm, fabricate de MAN Diesel și licențiații săi. Compania MAN B&W, împreună cu compania Wärtsilä, ocupă o poziție de lider în domeniul construcției de motoare diesel marine.

Secțiunea I. MOD, etape de dezvoltare, caracteristici.
Secțiunea II. Motoare „MAN - B&W” ale familiei MC.
Secțiunea III. TO MOD - metode de creștere a eficienței operațiunii și a resurselor.
Secțiunea IV. Instrucțiuni oficiale de funcționare și întreținere pentru motoarele MAN B&W MS

Secțiunea I. Motoare cu viteză redusă, tendințe de dezvoltare, caracteristici

Fiabilitatea ridicată, durata de viață lungă, simplitatea designului și eficiența ridicată (vezi Fig. 1.1) sunt semnele distinctive ale motoarelor cu turație redusă. Acest lucru, precum și capacitatea de a furniza capacități agregate mari (80.000 kW), determină preferențialul acestora
Clasa motoarelor cu turație mică include motoare diesel puternice în doi timpi, cu o viteză de până la 300 rpm. Motoarele sunt în 2 timpi, deoarece utilizarea unui ciclu în 2 timpi în comparație cu un ciclu în 4 timpi face posibilă obținerea unei puteri de 1,4-1,8 ori mai mari, cu dimensiuni și rotații egale. Diametrul cilindrului este cuprins între 260 - 980 mm, raportul dintre cursa pistonului și diametrul cilindrului la motoarele modelului timpuriu era cuprins între 1,5-2,0. Cu toate acestea, dorința de a crește puterea prin creșterea volumului cilindrului fără a-i crește diametrul, precum și de a oferi condiții mai bune pentru dezvoltarea flăcărilor de combustibil și, în consecință, de a crea condiții mai bune pentru formarea amestecului în camera de ardere prin creșterea înălțimii acestuia, a dus la o creștere a raportului 3D. Tendința către o creștere a S / D poate fi urmărită pe exemplul motoarelor Sulzer RTA: 1981 - TGA S / D = 2,9; 1984 - RTA M S / D = 3,45; 1991 - RTA T S / D = 3,75; 1995 - RTA48 T S / D = 4,17.

Puterea cilindrilor motoarelor moderne cu viteză redusă, în funcție de dimensiunea cilindrilor și de nivelul de impuls, se situează în intervalul de 945-5720 kW la Pe = 18-18,6 bar (Sulzer chTA), 400-6950 kW la Pe = 18-19 bari (MAH ME și MC). Viteza de rotație este cuprinsă între 70 - 127 "min. Și numai la motoarele cu cilindri cu dimensiuni mai mici de 50 cm. N = 129-250 1 / min.

Este important de reținut că în anii 50-60, costul combustibililor era scăzut și era la nivelul de 23-30 USD / tonă și, prin urmare, sarcina de a obține eficiența maximă a motorului și a complexului de propulsie în ansamblu a fost nu prevalentă. Acest lucru poate explica faptul că alegerea orei este rotația motorului și, în consecință, a arborelui elicei, a fost determinată de constructorii de motoare fără a lua în considerare eficiența elicei. În anii optzeci, costul combustibililor a crescut cu 10 sau mai mult: iar sarcina de a crește eficiența întregului complex de propulsie a ieșit în prim plan. Se știe că eficiența elicei crește odată cu scăderea turației de rotație, de altfel, o scădere a turației de rotație a motorului contribuie, de asemenea, la o scădere a consumului specific de combustibil. Această circumstanță este, fără îndoială, luată în considerare la crearea motoarelor diesel moderne și, dacă turația motorului din generațiile timpurii nu a scăzut sub 100 rpm, atunci în noua generație de motoare, gama de turații se încadrează în intervalul 50-190. Scăderea puterii cu o scădere a turațiilor este compensată de o creștere a volumului cilindrilor datorită unei creșteri a S / D și a unei creșteri suplimentare a fluxului de lucru de creștere. Presiunea efectivă medie a crescut la 19,6-20 bar. În prezent, motoarele cu viteză redusă sunt produse de trei companii: MAN & Burmeister și Vain, Vyartsilya - Sulzer, Mitsubishi (MHI).

1. Sisteme de schimb de gaze pentru motoare în doi timpi.

La motoarele diesel în doi timpi, spre deosebire de motoarele diesel în patru timpi, nu există lovituri de umplere cu aer (aspirație) și curățare de produsele de ardere (expulzarea de către piston). Prin urmare, procesele de curățare a cilindrilor de produsele de ardere și de umplere a acestora cu aer au fost efectuate forțat la o presiune de 1.12-1.15 ata. Pompele de evacuare a pistonului au fost folosite pentru a comprima aerul.

Introducerea încărcării turbinei cu gaz în motoarele în 2 timpi comparativ cu motoarele în 4 timpi a durat mult mai mult. Din acest motiv, presiunea efectivă medie a rămas la 5-6 bari. și pentru a crește cilindrul și puterea agregată, proiectanții au trebuit să recurgă la creșterea diametrului cilindrului și a cursei pistonului. Au fost construite motoare cu D = 980-1080 mm. și cursa pistonului S = 2400-2660 mm. Cu toate acestea, această cale a dus la o creștere a dimensiunii și caracteristicilor de greutate ale motoarelor și utilizarea sa ulterioară a fost irațională. Motivele dificultăților în introducerea presurizării turbinei cu gaz au fost că într-un ciclu în 2 timpi, pentru implementarea suflării cilindrilor, a fost nevoie de 20-30% mai mult aer, temperatura gazelor de eșapament, care este un amestec de combustie produsele și aerul suflat, a fost semnificativ mai redus, iar energia gazului a fost insuficientă pentru a conduce SCC.

Abia în 1954. Au fost construite primele motoare în 2 timpi cu supraalimentare a turbinei cu gaz, în timp ce, pentru a ajuta unitatea de turbo-încărcare a MAN și Sulzer, au început să folosească cavități sub-piston - vezi Fig. 1.2. Așa cum se poate vedea din această imagine. Imaginea, aerul din turbocompresor prin răcitorul de aer 2 intră în primul compartiment al receptorului 3 și de acolo, cu pistonul ridicându-se în sus prin supapele de reținere 4, în al doilea compartiment 5, și în spațiul sub-piston 6.

Când pistonul este coborât, aerul din cavitatea 2 este comprimat suplimentar de la 1,8 la 2,0-2,2 bari, iar când pistonul deschide orificiile de purjare, acesta intră în cilindru.
În varianta luată în considerare, cavitățile subpistonului creează doar un impuls de presiune pe termen scurt în etapa inițială a purjării, eliminând astfel revărsarea gazelor din cilindru în receptor și, în același timp, crește pulsul de presiune al gaze care intră în turbina cu gaz, ceea ce contribuie la creșterea puterii sale. Presiunea din compartimentul 5 scade treptat și purjarea suplimentară și încărcarea cilindrului au loc la presiunea generată de unitatea de umflare. În această perioadă, pentru a preveni pierderea sarcinii de aer, bobina de reîncărcare închide canalul de evacuare.
Pentru a rezolva aceste probleme, compania MAN a apelat la soluții mai complexe pentru utilizarea cavităților sub piston, un număr de PPP-uri au fost conectate în serie cu GTK și un număr în paralel.

Este semnificativ faptul că dezvoltarea în continuare a presurizării turbinei cu gaz, o creștere a eficienței și eficienței GTK, o creștere a presiunilor de creștere și a energiei disponibile a gazelor de eșapament au făcut posibilă abandonarea cavităților sub-piston în motoarele cu scheme de schimb de gaz de contur, întrucât purjarea și încărcarea cilindrilor cu aer a fost complet asigurată de GTK.

Motoarele Burmeister și Vine cu o schemă de schimb de gaze cu supapă cu flux direct de la bun început nu au avut nevoie de cavități sub-piston, deoarece energia gazului necesară turbinei cu gaz a fost ușor asigurată datorită deschiderii anterioare a supapei de evacuare. Dar atunci când porniți motorul și lucrați la manevre, când GTK practic nu funcționează încă, este totuși necesar să recurgeți la pompe centrifuge cu acționare electrică.
Schemele de schimb de gaze pentru motoarele diesel în 2 timpi, în funcție de direcția de mișcare a fluxurilor de aer în interiorul cilindrului, sunt împărțite în două tipuri principale - contur și flux direct.

Scheme de contur. Datorită simplității sale, schemele de schimb a gazelor de buclă au fost răspândite pe motoarele diesel marine de mică viteză fabricate până în anii 80 de MAN, Sulzer, Fiat, Russian Diesel etc., iar gazele de eșapament deplasate de acesta în mișcare descriu conturul cilindrului .

Mai întâi, aerul se ridică pe o parte a cilindrului, se rotește la 180 ° la capac și coboară la orificiile de ieșire. Acesta este modul în care schimbul de gaze este organizat în schema unidirecțională (buclă) a companiei MAN (A) sau într-o schemă similară a companiei Sulzer (B) (Fig. 1.3). Aici, pentru trecerea aerului și a gazelor, ferestrele sunt frezate într-un manșon pe o parte a ilpindrului. rândul superior este ieșire (2), rândul inferior este purjat. Momentele deschiderii și închiderii lor sunt controlate de piston. Primul care a deschis ceremonia de absolvire, în perioada eliberării gratuite, a cântat cu acțiunea paznicului de presiune
(P - P „a_) produsele de ardere sunt văzute de zlgl * ^. Apoi ferestrele de purjare se deschid, iar aerul de purjare se repede în aer (k, deplasând produsele de ardere din cilindru prin orificiile de evacuare deschise. În mișcarea sa, aerul curge prin buclă, prin urmare acest tip de purjare se numește buclă. cilindru în colierul de ridicare la începutul purjării, când purjarea se deschide doar:
La motoarele Sulzer, ferestrele de curățare ocupă o mare parte a circumferinței cilindrului, prin urmare, natura buclă a fluxului de aer este mai puțin pronunțată, există o mai mare amestecare a aerului cu produsele de ardere deplasate de acesta (an = 0,1 și φa = 1.62). Amestecarea este facilitată și de fluxul intens de aer în cilindru la începutul purjării datorită căderii mari de presiune create în acest moment de pompa cu piston, care este necesară pentru a evita revărsarea gazelor în receptor la început de epurare. O pompă sub-piston în motoarele din seria RD crește presiunea din fața lor de la 0,17 MPa (presiune de creștere) la 0,21 MPa până la deschiderea orificiilor de purjare. La sfârșitul schimbului de gaze, pistonul în creștere este primul care închide orificiile de purjare, dar orificiile de evacuare rămân deschise și prin ele se pierde o parte din încărcătura de aer care a intrat în cilindru. Această pierdere este nedorită și compania a început să instaleze amortizoare rotative 3 în canalul din spatele geamurilor de ieșire (Fig. 1.3. B). Sarcina a fost că după ce pistonul închide orificiile de purjare, canalele orificiilor de ieșire sunt blocate de clapete. La motoarele MAN, au fost instalate și amortizoare similare, dar, spre deosebire de Sulzer cu un amortizor individual, amortizoarele MAN au o acționare comună și, din cauza defecțiunii sale frecvente, care a avut loc atunci când cel puțin un amortizor a fost blocat, compania a refuzat să instalați amortizoarele în modificările ulterioare ale motorului. În același timp, a fost necesar să se abandoneze pistonul scurt și să îl înlocuiască cu un piston cu o fustă lungă. În caz contrar, când pistonul se ridică, aerul de purjare prin ferestrele care îl deschid ar intra în sistemul de evacuare. Această decizie, pe de o parte, a fost forțată, deoarece a fost asociată cu pierderea unei părți din taxa aeriană. Pe de altă parte, suflarea cilindrilor s-a îmbunătățit și, cel mai important, aerul a dus cu el o parte din căldura luată de pe pereții cilindrului, în special în zona orificiilor de evacuare. Pierderea de aer a fost compensată de o creștere a performanței GTK. Firma Sulzer, forțând motoarele, a trecut la o supraalimentare mai eficientă la presiune constantă. Acest lucru a făcut posibilă creșterea cantității de aer care pătrunde în butelii și acceptarea pierderii unei părți din acesta la sfârșitul schimbului de gaze. În noile modele de motoare RND, RLA, RLB, prin analogie cu motoarele MAN, a îndepărtat și clapetele și a prelungit fustele pistonului.

Circuite cu flux direct. O caracteristică a unei scheme de schimb de gaz cu flux direct este prezența unui flux direct de aer de-a lungul axei cilindrului, în principal cu deplasarea strat cu strat a produselor de ardere. Acest lucru duce la valori scăzute ale coeficientului de gaz rezidual y, = 0,05 - 0,07.

În tranziția de la schemele de schimb de gaze de contur la cele cu flux direct, următoarele dezavantaje ale schemelor de contur au jucat un rol decisiv:

♦ consum mai mare de aer pentru purjare, care crește odată cu creșterea intensității și densității aerului;
♦ distribuția asimetrică a temperaturilor la căptușeala cilindrului și piston și, prin urmare, deformarea lor inegală - în zona orificiilor de ieșire, temperatura este mai mare decât în ​​zona orificiilor de evacuare;
♦ Calitate slabă a curățării părții superioare a cilindrului, în special cu o creștere a înălțimii sale datorită creșterii raportului S \ D.

Odată cu creșterea presurizării și necesitatea prelevării de probe de gaz mai devreme la turbina cu gaz, care trebuia făcută prin creșterea înălțimii orificiilor de ieșire, firmele s-au confruntat cu o creștere a nivelului și a câmpurilor de temperatură inegale ale bucșelor și capetelor pistonului și acest lucru a dus la o frecare mai frecventă în CPG și la apariția fisurilor în podurile dintre ferestrele de ieșire. Acest lucru a limitat posibilitatea creșterii energiei gazelor scoase la GTK și, în consecință, creșterea productivității și a presiunii aerului de încărcare.

Compania Sulzer a fost convinsă de acest lucru pe exemplul celor mai noi motoare cu scheme de schimb de gaz de contur RND, RND-M, RLA și RLB, producția lor a încetat și în noile motoare RTA cu un nivel de boost de boost mai mare a trecut la supapa cu un singur debit scheme de schimb de gaze - 1983.
Tranziția a fost facilitată și de dorința de a crește raportul dintre cursa pistonului și diametrul cilindrului, ceea ce a fost imposibil cu diagramele de contur, deoarece a deteriorat calitatea purjării și curățării cilindrilor.

Compania MAN a efectuat, de asemenea, respingerea schemelor de contur și trecerea la o schemă de schimb de gaze cu supapă cu flux direct. Compania Burmeister & Vine, care în mod tradițional a aderat la schemele de schimb direct de gaze, a întâmpinat dificultăți financiare și compania MAN, pe baza acestuia, a dobândit o cotă de control, a întrerupt producția motoarelor sale diesel și, după ce a investit finanțare suplimentară în dezvoltarea a unei noi game de modele MS, în 1981 a început producția.

În schema cu flux direct, ferestrele de evacuare sunt situate în partea inferioară a manșonului în mod uniform în jurul întregii circumferințe a cilindrului, ceea ce asigură secțiuni mari de curgere și rezistență scăzută a ferestrelor, precum și o distribuție uniformă a aerului peste secțiunea transversală a cilindrului.
Direcția tangențială a ferestrelor 2 din plan contribuie la rotirea fluxurilor de aer din cilindru, care rămâne până în momentul injecției de combustibil. Particulele de combustibil sunt captate de vârtejuri și sunt transportate de-a lungul spațiului camerei de ardere, ceea ce îmbunătățește semnificativ formarea amestecului. Eliberarea gazelor din cilindru are loc prin supapa 1 din capac, este antrenată din arborele cu came printr-o transmisie mecanică sau hidraulică.

Fazele de deschidere și închidere a supapei sunt determinate de profilul camului arborelui cu came; în motoarele controlate electronic, pentru a le optimiza pentru un mod de funcționare specific al motorului, acestea pot fi schimbate automat.

Avantajele circuitelor cu flux direct:

♦ o mai bună curățare a cilindrilor și mai puține pierderi de aer pentru purjare;
♦ prezența unei ieșiri controlate, datorită căreia este posibilă variația energiei gazelor direcționate către turbina cu gaz;
♦ distribuția simetrică a temperaturilor și deformările termice ale elementelor CPG.

Motoarele diesel și marine D100, precum și motoarele Doxford produse anterior, au un sistem de schimb direct de gaze de mătase. O caracteristică a acestora este amplasarea orificiilor de purjare și ieșire la capetele cilindrului. Porturile de suflare sunt controlate de pistonul superior, în timp ce porturile de ieșire sunt controlate de cel inferior.

I.V. Voznitsky
Anul emiterii: 2008
Editor: Morkbook
Gen: Literatura tehnică
Limba: Rusă
Preț: 1000 de ruble

Scopul acestei publicații este de a oferi asistență practică în studierea caracteristicilor de proiectare și funcționare ale principalelor motoare diesel în doi timpi marini cu viteză redusă ale modelului MC cu diametre ale cilindrilor de la 50 la 98 cm, fabricate de MAN Diesel și de licențiați. Compania MAN-Diesel, împreună cu compania Vyartsilya, ocupă o poziție de lider în domeniul construcției de motoare diesel marine.

Prima secțiune este dedicată analizei tendințelor în dezvoltarea motoarelor cu turație redusă, problemele de creștere a eficienței acestora în modurile tranzitorii și cu sarcină redusă.

A doua secțiune tratează caracteristicile de design ale motoarelor din seria de modele MC 50-98. O atenție deosebită este acordată echipamentelor de injecție a combustibilului.

A treia secțiune este dedicată organizării întreținerii motoarelor și a sistemelor și mecanismelor de service ale acestora. Există, de asemenea, un tabel sumar al daunelor tipice cauzate de motorină, cauzele acestora și metodele de prevenire.

Partea principală a cărții (Secțiunea IV) se bazează pe materialele din Instrucțiunile de operare brevetate pentru motoarele MC 40C (funcționare) și 8C (componente și întreținere) și, în cea mai mare parte, o duplică. Aici sunt plasate copii ale materialelor instrucțiunilor companiei, selectate de autor și care conțin cele mai multe informații necesare mecanicilor navei în rezolvarea problemelor de funcționare a motoarelor diesel și întreținerea acestora.

Cu toate acestea, trebuie avut în vedere faptul că publicația prezentată nu înlocuiește instrucțiunile complete ale companiei și, în unele cazuri, este necesară utilizarea acesteia.

Secțiunea I. Motoare cu viteză redusă, tendințe de dezvoltare, caracteristici
1. Sisteme de schimb de gaze pentru motoare în 2 timpi
2. Supraalimentarea turbinei cu gaz a motoarelor în 2 timpi
3. Alimentarea cu aer a motoarelor în timpul pornirii și în timpul manevrelor, creșterea SCC
4. Optimizarea energiei termice
5. Utilizarea energiei gazelor de eșapament în turbine cu gaz de putere
Secțiunea II. Gama de modele de motoare MS "MAN - Burmeister and Vine".
6. Caracteristicile proiectării motoarelor
7. Echipamente de injectare a combustibilului.
Secțiunea III. Întreținerea motoarelor diesel - creșterea eficienței funcționării acestora și prevenirea defecțiunilor
8. Sisteme de întreținere.
9. Întreținere proactivă.
10. Întreținere conform condițiilor.
11. Bazele diagnosticării unei stări tehnice,
12. Metode moderne de organizare a întreținerii motoarelor diesel marine
13. Tabel rezumat al avariilor motoarelor diesel marine.
Secțiunea IV. Extrase din manualul pentru funcționarea și întreținerea motoarelor MAN & BW - МС 50-98.
Verificări de parcare. Verificări periodice ale opritului
motor diesel în timpul funcționării normale. Pornire, control și sosire în port.
Defecțiuni la pornire. Verificări în timpul pornirii.
Se încarcă.
Verificări de încărcare
Loc de munca.
Defecțiuni la pornire. Defecțiuni în timpul funcționării
Verificări la locul de muncă. Stop.
Foc în receptorul de aer de purjare
și aprinderea carterului
Suprafață de turbocompresor
Operare de urgență cu cilindri sau turbocompresori cu dizabilități
Dezafectarea buteliilor. Porniți după scoaterea cilindrilor din
exploatare. Funcționarea motorului cu un cilindru dezactivat.
Funcționare pe termen lung cu HP dezafectat.
Dezafectarea buteliilor
Observații în timp ce motorul funcționează
Estimarea parametrilor motorului în funcțiune. Domeniu de lucru.
Diagrama de încărcare. Limite de suprasarcină.
Caracteristica șurubului
Observații operaționale
Evaluarea înregistrărilor.
Parametrii legați de presiunea medie indicată (Pmi).
Parametrii legați de puterea efectivă (Pe).
Creșterea temperaturii gazelor de eșapament - diagnosticare
defecțiuni.
Defecte mecanice care reduc presiunea de compresie.
Diagnosticarea răcitorului de aer.
Consum specific de combustibil.
Corectarea parametrilor de funcționare
Exemple de calcul:
Temperatura maximă a gazelor de eșapament.
Estimarea puterii efective a motorului fără
diagrame indicatoare. Indicele pompei de combustibil.
Viteza turbocompresorului.
Diagrama de încărcare numai pentru deplasarea navei.
Schema de încărcare pentru mișcarea navei și antrenarea generatorului de arbore.
Măsurarea indicatorilor care determină starea termodinamică a motorului.
Corecția mediului ISO:
Presiunea maximă de ardere, temperatura gazelor de eșapament,
Presiunea de compresie. Presiunea aerului de încărcare.
Exemple de măsurare
Starea cilindrului
Funcționarea inelelor pistonului. Inspecție prin geamuri cu suflare. Observații.
Cilindru de parapet
Distribuirea între pereții etanși cu piston. Inspecția inițială și îndepărtarea inelelor.
Măsurarea uzurii inelelor. Inspecția căptușelii cilindrului.
Măsurători de uzură a manșonului cilindrului
Fustă piston, cap piston și lichid de răcire.
Șanțurile inelare ale pistonului Restaurarea lucrătorilor
suprafețele mânecii, inelelor și fustei.
Gap în încuietorile inelului (inele noi).
Instalarea inelelor pistonului. Distanța inelului pistonului.
Ungerea și instalarea cilindrilor.
Bucșe și inele de rulare
Factori care afectează uzura căptușelii cilindrilor.
Ungerea cilindrului.
Uleiuri cilindrice. Debitul uleiului din cilindru.
Calculul dozei la capacitatea specificației.
Calculul dozelor la sarcini parțiale.
Inspecția stării CPG prin orificiile de purjare, inspecția inelelor pistonului
Dozarea uleiului din cilindru în timpul rodajului.
Consumul de petrol la capacitatea specificată.
Gâturi / Rulmenți
Cerințe generale. Metale antifricțiune. Acoperiri.
Rugozitatea suprafeței. Eroziune scânteie. Geometria suprafeței.
Reparați gâturile secțiunii.
Verificare fără deschidere. Revizuire de deschidere și perete.
Tipuri de daune
Motive pentru învăluire. Fisuri, cauze ale fisurilor.
Repararea secțiunilor de tranziție (caneluri) pentru ulei.
Rata de uzură a lagărului. Reparații la fața locului a rulmenților.
Repararea gâtului. Rulmenți transversali. Rulmenți de bielă și manivelă.
Ansamblul rulmentului axial și rulmenții arborelui cu came. Examinare
rulmenți noi înainte de montare
Centrarea rulmenților cadrului.
Măsurarea lui Rakepov. Verificarea punctelor de control. Curba Raskep.
Cauzele îndoirii arborelui cotit. Măsurători de șiruri.
Alinierea arborelui. Strângeți din nou șuruburile fundației
și șuruburi de pană de capăt. Strângerea din nou a ancorelor.
Programul de inspecție și întreținere a motorului MS
Capacul cilindrului. Piston cu tijă și garnitură de ulei.
Verificarea pistonului și a inelelor. Lubrifianți. Căptușeala cilindrului și lichidul de răcire
cămaşă. Inspecția și măsurarea bucșei. Traversă cu bielă. Unsoare
rulmenți. Verificarea pieselor în mișcare progresivă. Examinare
joc în lagărul manivelei. Arborele cotit, rulmentul de presiune și
mecanism de blocare. Verificarea găurilor arborelui cotit. Amortizor
vibrațiile longitudinale. Lant de distributie. Verificarea antrenării lanțului,
reglarea amortizorului de tensionare. Inspecția suprafețelor de lucru
pompă de injecție kulakov. Verificarea jocului din lagărul arborelui cu came.
Reglarea poziției arborelui cu came datorită uzurii lanțului.
Sistem de aer de purjare a motorului
Lucrul cu suflante auxiliare.
Încărcați răcitorul de aer, curățați răcitorul de aer
Curățarea uscată a turbinei ТН.
Pornirea sistemului de aer și evacuare.
Supapă principală de pornire, distribuitor de aer.
Supapa de pornire. Supapă de evacuare, funcționare de urgență
cu o supapă de ieșire deschisă. Verificare ajustare
articulația supapei de evacuare.
Pompe de combustibil de înaltă presiune. Verificați, reglați înainte de program
Injectoare. Verificați, pulverizatoarele de perete. Testați la stand.
Combustibil, sistem de alimentare
Combustibilii, caracteristicile lor. Standarde de combustibil. Pompa de injecție, reglaje.
Sistem de alimentare, procesare combustibil.
Ulei circulant și sistem de lubrifiere.
Sistem de ulei circulant, defecțiuni ale sistemului.
Îngrijirea uleiului în circulație. Curățenia sistemului de ulei.
Curățarea sistemului. Preparare ulei circulant. Procesul de separare.
Ulei pentru îmbătrânire. Ulei circulant: analize și caracteristici.
Ungerea arborelui cu came. Sistem de lubrifiere integrat.
Ungerea turbosuflantei.
Apă, sisteme de răcire
Sistem de răcire a apei de mare. Sistem de răcire a cilindrului.
Sistem central de răcire. Încălzit în timpul parcării.
Defecțiuni ale sistemului de răcire a cilindrilor. Tratamentul apei.
Reducerea defecțiunilor operaționale.
Verificarea sistemului și a apei în funcțiune. Purificare și inhibare.
Inhibitori de coroziune recomandați.

Trimite-ți munca bună în baza de cunoștințe este simplu. Folosiți formularul de mai jos

Studenții, studenții absolvenți, tinerii oameni de știință care folosesc baza de cunoștințe în studiile și munca lor vă vor fi foarte recunoscători.

postat pe http://www.allbest.ru/

Ministerul Educației și Științei, Tineretului și Sportului din Ucraina

„Academia Națională Maritimă din Odessa”

Munca cursului

După disciplină: motoare cu combustie internă marină

Efectuat

Pisarenko A.V

Verificat:

prof. Gorbatyuk V.S.

Odessa 2012

Introducere

Practica pe termen lung a arătat că pe toate tipurile de nave ale flotei comerciale și specializate, vom obține un motor cu ardere internă ca motoare principale.

Eficiența ridicată în ceea ce privește consumul specific de combustibil, eficiența eficientă ridicată, durata de viață semnificativă și funcționarea fiabilă a motorului sunt principalele motive pentru utilizarea unui motor diesel în flota marină.

Împreună cu complexul frecvent utilizat, care constă dintr-un motor alternativ, turbine cu gaz și compresoare, pe navele de transport cu instalații diesel puternice. De cele mai multe ori, funcționând într-un mod constant de încărcare completă la punctele de trecere între porturi, este utilizată pe scară largă o schemă de tip combinat cu utilizarea căldurii gazelor de eșapament în GTN. și într-un cazan de recuperare a căldurii reziduale, ceea ce îmbunătățește semnificativ economia motorului. Dacă aburul cazanului de utilizare este suficient, este instalat suplimentar un generator de turbină, care asigură navei electricitate în mișcare, ceea ce economisește combustibil pentru funcționarea generatorului diesel.

Astfel de instalații diesel sunt echipate cu mijloace de control de la distanță, sisteme și dispozitive pentru monitorizarea continuă a parametrilor de funcționare a temperaturilor componentelor critice ale motorului pentru lichidul de răcire și ulei, sisteme de protecție a alarmelor cu o evidență a tuturor deconectărilor parametrilor de la limitele admise pe bandă de control.

În prezent și în viitorul apropiat, direcția principală a dezvoltării unei structuri diesel marine este îmbunătățirea procesului de lucru al motorului care vizează creșterea economiei în consumul de combustibil și ulei, utilizarea profundă a căldurii gazelor de eșapament și a apei de răcire. , creșterea fiabilității motoarelor diesel în toate modurile de funcționare, îmbunătățirea designului și aplicării., materiale mai bune.

Pe navele flotei de transport și specializate, vom primi o utilizare pe scară largă a principalelor companii diesel de construcții, inclusiv: Burmeister and Vine (Danemarca), MAN (FRG), Sulzer (Elveția), Buryansk Motor-Building Plant "(Rusia) .

Pentru a finaliza proiectul cursului ca motor prototip, utilizați motorul firmei "Burmeister and Vine" marca 5DKRN 62/140

1. Date de proiectare a motorului

Motorul este în doi timpi, cu purjare directă a supapei cu flux direct, transversal, reversibil, suflat, cu rotație la dreapta, cu 8 cilindri și o putere agregată de 10.000 CP. cu.

Sistem de purjare Când motorul funcționează în sens invers, supapa de evacuare se deschide la 83 BCM. și se închide la 63 p.m. Motor cu turbină cu gaz umflat.

Sistemul de purjare pentru deplasarea înainte are următoarea sincronizare a supapei. Deschiderea supapei de evacuare are loc la 89 BCM. închiderea la 57 A.M. Unghiul de deschidere a supapei de evacuare la 146 orificii de purjare la 76 de rotații ale arborelui cotit.

Aerul este furnizat cilindrului de o suflantă centrifugă printr-un răcitor de aer tubular cu aripioare, un receptor comun sudat și sub cavitățile pistonului.

Sistemul de alimentare cu combustibil al motorului este aranjat după cum urmează. Pompa de combustibil este un piston, cu doi cilindri, cu o presiune de descărcare de 3-4 MPa. Este acționat de o manivelă la capătul nasului arborelui cotit. Filtre fine - cu cartușe subțiri de pâslă.

Pompa de înaltă presiune este de tip bobină, cu reglare la sfârșitul livrării. Presiunea maximă de injecție este de 600 kPsm. Pistonul are un diametru de 28 mm și o cursă de 42 mm. Șaibă cu came - profil simetric, format din două jumătăți.

Injectorul închis este răcit cu combustibil. Presiune de deschidere forțată 220 kPsm. Acul de capăt plat are o ridicare de 0,7 mm, iar duza are trei găuri de 0,67 mm.

Un răcitor de combustibil diesel este situat la capătul frontal al cadrului și un încălzitor de combustibil cu un termostat pentru sistemul de combustibil greu.

Sistem de răcire a cilindrului, supapă de evacuare - închis, cu dublu circuit, pompat de motoare electrice.

Apa proaspătă este furnizată buteliilor sub presiune !, 8 atm. de la conducta principală și, după ce a trecut prin capace și corpul supapelor de evacuare, este descărcată la o temperatură de 6065 ° C prin conductele de ramificare în conductă. Apa exterioară pentru răcirea răcitoarelor de aer este furnizată la o presiune de 0,8 atm. și este descărcat la o temperatură de 40-45 ° C prin conducte.

Sistemul de lubrifiere circulant este deservit de pompe acționate de un motor electric. Uleiul pentru mecanismul manivelei, compartimentul de acționare al mecanismului de împingere, compartimentul de acționare, rulmentul de tracțiune și acționarea supapei de evacuare este furnizat sub o presiune de 1,8 atm. pe autostradă.

Căptușeala cilindrului, realizată din fontă din aliaj, are 18 geamuri cu înălțime de 9,8 mm înălțime cu un total de 1008 mm. În plan orizontal, ferestrele au o direcție tangențială. Manșonul este sigilat de-a lungul jachetei prin strângerea suprafețelor de susținere în partea de sus și o bandă roșie-cupru în partea de jos. Lubrifiantul este furnizat în oglinda bucșei de deasupra ferestrelor de suflare prin două nipluri cu supape anti-retur cu bilă. Capacul cilindrului din oțel aliaj rezistent la căldură este etanșat de-a lungul capătului manșonului prin lipire, capacul conține o supapă de evacuare cu un diametru mediu de 250 mm la o cursă de 66 mm, două duze, o supapă de siguranță și un indicator supapă. De la cilindru la capac, apa de răcire trece la două duze și prin două duze de la capac la corpul supapei de evacuare, pistonul - motorul este compozit. Capul din oțel aliaj găzduiește trei inele superioare de 10 mm înălțime și 17 mm lățime. Ghidajul scurt este realizat din fontă din aliaj.

Dislocatorul sudat și găurile radiale din partea cilindrică a coroanei pistonului facilitează un transfer mai bun de căldură de la pereți la ulei. Uleiul este alimentat printr-un tub. O tijă de oțel carbon cu diametrul de 170 mm este flanșată la capul pistonului printr-un ghidaj folosind știfturi. Tija este conectată la traversa transversală prin suprafața inelară a capătului prin intermediul unei cozi cilindrice de ghidare cu un pescăruș. În partea inferioară a tijei, uleiul este alimentat de un tub etanșat cu o bucșă care separă cavitatea de alimentare de drenaj. O cutie de ambalare a tijei din fontă din mai multe piese, cu două răzuitoare și două inele O.

Capătul transversal al motorului este cu două fețe, cu 4 glisoare din oțel turnat, care sunt fixate către montanții unui traversă din oțel forjat. Suprafețele de lucru ale glisoarelor sunt umplute cu babbitt. Bielă cu rulmenți cu cap și bile detașabili din oțel turnat și turnat în babbitt. Rulmenții de cap cu un diametru de 280 mm și o lățime de 170 mm au două șuruburi de bielă și un rulment Motylev cu un diametru de 400 mm cu o lățime a jumătății superioare de 240 mm și o lățime a capului inferior de 170 mm au două șuruburi complete ale bielei. Șuruburile sunt fabricate din oțel aliat, nu au centuri de centrare. Biela cu un diametru de 190 mm cu un cap rigid, fără furci, este goală, din oțel aliat. Biela și rulmenții au găuri pentru alimentarea cu ulei de la rulmentul manivelei la cele de cap.

Arborele cotit este compozit: jantele cadrului și manivelei din oțel carbon au un diametru de 400 mm, o lungime de 254 mm; tije din oțel turnat cu o lățime de 660 mm și o grosime de 185 mm; gâturile goale sunt închise la capetele capacului și cu șuruburi. În funcție de condițiile de lubrifiere și rezistență, găurile radiale din joncțiunile manivelei sunt deplasate din planul arborelui cotit.

Datorită condițiilor de echilibrare a motorului, unele dintre obraji sunt turnate cu contragreutăți. Rulmentul de tracțiune al motorului este cu un singur pieptene, cu șase segmente de tracțiune oscilante pentru deplasarea înainte și înapoi, care sunt situate în 2 sectoare și sunt fixate într-o carcasă sudată cu două capace. Dispozitivul de blocare include un motor electric conectat la roată pe un arbore de tracțiune prin două roți dințate melcate.

Din palet la o temperatură de 45-52 ° C, uleiul este evacuat într-un rezervor de deșeuri.

Bucșele cilindrilor de lucru sunt lubrifiate cu lubrifianți cu acționare a arborelui cu came. Rulmenții turbocompresorului sunt lubrifiați dintr-un sistem separat cu o pompă de transmisie acționată de un motor electric.

Acționarea arborelui cu came a pompelor de combustibil și a arborelui cu came de evacuare este realizată de un lanț cu cadru unic cu pas de 89 mm. O acționare indicator pentru fiecare cilindru, constând dintr-o pârghie și o tijă de coroană, primește mișcare de la excentric de-a lungul arborelui cu came de evacuare. Arborele cu came al distribuitorului de aer cu bobină în designul blocului are o transmisie cu lanț de la arborele cu came, pompe de combustibil.

Postul de comandă al motorului are un mâner reversibil și combustibil. Motorul este pornit prin presiunea aerului comprimat de 30 kg / cm cu alimentare simultană cu combustibil. Schimbarea direcției de rotație a arborelui motorului se efectuează după inversarea automată a distribuitorului de aer în stările de pornire prin rotirea arborelui cotit față de arborele cu came blocat al pompelor de combustibil și al supapelor de evacuare.

La stația de control sunt instalate: un tahometru mecanic, un indicator al direcției de rotație, un contor total al turațiilor motorului, manometre pentru ulei, combustibil, aer de purjare, apă dulce și de mare, petrol și gaze de eșapament. Există, de asemenea, tahometre la distanță pentru fiecare turbocompresor cu gaz și un volant de aer de pornire oprit la stația de control.

Cadrul de bază, patul cu lame în formă de A, suportul, format din două secțiuni, și cadrul, compartimentul de acționare sunt dintr-o structură sudată.

Cadrul este conectat la pat prin șuruburi scurte. Paralele din fontă dublă sunt fixate pe rafturi. Compartimentele carterului sunt închise cu scuturi detașabile din oțel cu ferestre de inspecție și plăci lamelare de siguranță, încărcate cu arcuri. Blocul cilindric este format din jachete mari individuale. Pentru a crește viteza apei în cavitatea de răcire, zona de curgere este redusă - în special în zona părții superioare a manșonului. Cămășile au trape pentru inspectarea cavităților de răcire. Ancorele scurte din oțel aliat conectează jachetele cilindrului printr-un suport la placa superioară armată a carterului. Legăturile sunt situate în cavitățile conectorului jachetelor.

2. Calculul termic

Sarcina principală a calculului verificării este de a estima parametrii ciclului de funcționare în modul de funcționare al motorului. În acest caz, se utilizează valorile parametrilor monitorizați în funcțiune cu ajutorul dispozitivelor standard.

2.1 Proces de umplere

Presiunea aerului de intrare al compresorului.

P0? = P0-Drf kgf / cm (1)

Unde, P0 este presiunea barometrică, 720 mm Hg (dată)

Pfd-cădere de presiune peste filtrele de aer GTK, 93 mm wc (set)

1 mm Hg = 0,00136 kgf / cm

Coloana de apă de 1 mm = 0,0001 kgf / cm

P0? = 720 * 0,000136-95 * 0,0001 = 0,96

Presiunea aerului după compresor

рк = рs + Дх kgf / cm (2)

unde, ps - presiunea aerului în receptor (după frigider), 1,42 kgf / cm

Дх - cădere de presiune peste răcitoarele de aer coloană de apă de 250 mm (set)

pk = 1,6 + 140 * 0,0001 = 1,614

Raportul presiunii compresorului

p k = pk / P0? (3)

p k = 1,614 / 0,96 = 1,68

Presiunea cilindrului la sfârșitul umplerii

Pentru motoarele în doi timpi cu purjare directă a supapelor cu flux direct și de la firma Sulzer loop-loop.

pa = (0.96-1.05) ps (4)

Pentru calcul luăm 1.01

Ra = 1,01 * 1,6 = 1,616

Încărcați temperatura aerului în receptor (după frigider)

Tk = T? c * pk ^ (nk-1 / nk) K (5)

unde este? c = T0 = 273 + t0- temperatura aerului la intrarea compresorului

nk este indexul poltropic de compresie din compresor. Pentru pompele centrifuge cu carcasă răcită nk = 1,6-1,8. Pentru calcul, luăm nk = 1.7

T? c = 273 + 35 = 308

Tk = 308 * 1,616 ^ (1,7-1 / 1,7) = 375,76

Temperatura aerului în receptor

Тs = 273 + tz.v. + (15-20) K (6)

unde tz.w - temperatura apei de mare (tz.w = 17C)

Ts = 273 + 10 + 17 = 300

Temperatura aerului în cilindrul de lucru, luând în considerare încălzirea (Dt) de pe pereții camerei de ardere.

Т? S = Тs + Дt К (7)

Unde Дt = 5-10С pentru calcul, luăm Дt = 7С

Temperatura amestecului de aer / gaz rezidual la sfârșitul umplerii

Ta = (T? S + r Tr) / 1 + r K (8)

unde r este coeficientul de gaz rezidual. Pentru două timpi cu evacuare directă a supapei cu debit direct r = 0,04-0,08.

Pentru calcul, luăm r = 0,06

Tr-temperatura gazelor reziduale Tr = 600-900 Pentru calcul se ia Tr = 750

Ta = (307 + 0,06 * 750) / 1+ 0,06=332

Raportul de umplere legat de cursa efectivă a pistonului

s n = (/ -1) * (pG / ps) * (Ts / Ta) * (1/1 + r) (9)

unde este valoarea raportului de compresie. Pentru motoarele cu turație redusă = 10-13. Pentru calcul luăm = 12

s n = (12 / 12-1) * (1.616 / 1.6) * (301/332) * (1/1 + 0.06) = 0.94

Raportul de umplere este legat de cursa completă a pistonului.

h? n = s n (1- s) (10)

unde s este cursa relativă a pistonului pierdută. Pentru motoarele cu supapă cu debit direct care suflă s = 0,08-0,12. Pentru calcul, luăm s = 0,1

h? n = 0,94 (1-0,1) = 0,85

Deplasarea cilindrului complet.

V? S = рD ^ 2/4 * S m

V? S = 0,785 * 0,62 ^ 2 * 1,4 = 0,24

Densitatea aerului de încărcare

s = 10 ^ 4 * Ps / R * Ts kg / m

unde R = 29,3 kgm / kg deg (287 J / kg rad) -constanta gazului

s = 10 ^ 4 * 1,6 / 29,3 * 301 = 1,8

Sarcina de aer se referă la volumul total de lucru al cilindrului.

(kg / ciclu) (11)

unde d - conținutul de umiditate al aerului, determinat în funcție de temperatură și umiditate relativă (tabelul 1)

2.2 Proces de compresie

Pentru motoarele cu turație mică și medie n1 = 1,34 + 1,38. Pentru calcul luăm 1,36

Prima aproximare n1 = 1,36

A doua aproximare n1 = 1,377

Acceptați n1 = 1.375

Presiunea la sfârșitul procesului de compresie.

Pc = p a * kgf / cm (13)

Pc = 1,616-12 "377 = 49,48

Temperatura la sfârșitul procesului de compresie.

Tc = Ta * K (14)

Tc = 333 -12 0 - 377 = 849,7

Pentru autoaprinderea fiabilă a combustibilului, Tc trebuie să fie de cel puțin 480+ 580 "C sau 753 +853" K.

2.3 Procesul de ardere

Presiunea maximă de ardere.

p: = buc * l kgf / cm (15)

unde, l = Pz / Pc - gradul de creștere a presiunii. Pentru motoarele cu viteză redusă l = 1,2 / 1,35. Pentru calcul, luăm l = 1,3

p z = 49,48 * 1,3 = 64,32

Temperatura maximă de ardere este determinată din ecuația de ardere, care poate fi redusă la o formă.

ATz 2 + BTz -C = o

Rezolvând ecuația pătratică, obținem:

unde, z este coeficientul de utilizare a căldurii până la începutul expansiunii; Pentru motoarele cu turație redusă z = 0,80 0,86.

Pentru calcul, luăm xz = 0,83

Puterea calorică netă

Qн = 81С + 300Н -26 (0-S) - 6 (9 Н + W) kcal / kg, (17)

unde, С, Н, 0, W, - conținutul de carbon, hidrogen, sulf și apă% Pentru calcul ni se dă păcură navală F-12. Din tabelul 2 luăm C = 86,5%, H = 12,2%, S = 0,8%, O = 0,5%, Qn = 9885 kcal / kg.

Cantitatea de aer necesară teoretic pentru arderea completă a 1 kg de combustibil:

în unități de volum

Lo = kmol / kg (18)

în unități de masă

Go = Lo * mo kg / kg (19)

unde mo = 28,97 kg / kmol este masa de 1 kmol de aer

G0 = 0,485 * 28,97 = 14

Cantitatea de aer furnizată efectiv cilindrului pentru arderea completă a 1 kg de combustibil:

în unități de volum

L = d * L0 kmol / kg (20)

în unități de masă

G =d* G0 kg / kg (21)

Unde d- coeficientul de aer în exces în timpul arderii combustibilului. Pentru motoarele cu viteză redusă d= 1,8 + 2,2. Pentru calcul acceptăm d=2.

L = 2 * 0,485 = 0,97

Coeficientul teoretic de schimbare moleculară. (22)

Coeficientul real de schimbare moleculară.

Capacitatea medie termică izocorică a unui amestec de încărcare de aer proaspăt și gaze reziduale la sfârșitul procesului de compresie.

(mS v) s cm = (mCv) s care = 4,6 + 0,0006 * Tc kcal / kmol deg (24)

(mS v) s cm = 4,6 + 0,0006-849,7 = 5,11

Capacitatea medie termică izobarică molară a unui amestec de produse de ardere „curate” cu exces de aer și gaze reziduale rămase în cilindru după ardere.

Înlocuiți valoarea obținută în ecuația (25).

2.4 Procesul de extindere

Raportul de pre-expansiune.

Gradul de expansiune ulterioară.

Exponentul mediu al expansiunii poltropice z2 este determinat de metoda aproximării succesive din ecuație:

Deoarece nu avem nevoie de o precizie mare la calcularea h2 conform formulei (28), valoarea h2 pentru motoarele cu turație mică este h2 = 1,27 / 1,29, alegem h2 = 1,28

Presiunea finală de expansiune. (29)

рb = 64,32 * 1 / 6,59 1 "28 = 5,75

Temperatura la sfârșitul expansiunii. (treizeci)

2.5 Parametrii gazelor de eșapament

Presiunea medie a gazului în spatele orificiului de evacuare a cilindrului.

рr- = рs-Жn kgf / cm (31)

unde wn = (0,88 / 0,96) este coeficientul pierderii de presiune în timpul purjării în organele de intrare și ieșire. Pentru calcul, luăm wn = 0,92.

Pr = 1,6 * 0,92 = 1,47

Presiunea medie a gazului înainte de turbine

PT = Pr * wr kgf / cm (32)

unde, lg = 0,97 + 0,99) este coeficientul pierderii de presiune în timpul suflării în ieșirea din cilindru la turbine. Pentru calcul, luăm wr = 0,98.

PT = 1,47 * 0,98 = 1,44

Temperatura medie a gazelor în fața turbinelor. (33)

unde, qg = (0,40 + 0,45) este pierderea relativă de căldură cu gazele de eșapament în fața turbinelor. Pentru calcul, luăm qr = 0,43. c a - coeficient de scurgere. Pentru doi timpi cu GTN tsa = 1,6 / 1,65. Pentru calcul luăm ts = 1,63.

С Р г = (0,25 / 0,26) - capacitatea termică izobarică medie a gazelor. Pentru calcul, luăm Сpr = 0,26.

2.6 Indicatori energetici și economici ai motorului

Presiunea indicatorului mediu al ciclului teoretic, referitoare la cursa utilă a pistonului, conform formulei Masing-Sinetsky.

Pн = kgf / (34)

Presiunea medie a indicatorului ciclului teoretic, referitoare la cursa completă a pistonului.

Presiunea medie indicată a ciclului valid estimat.

Unde este factorul de rotunjire al diagramei. Pentru două timpi cu suflare cu supapă cu un singur debit. Pentru calcul acceptăm

P = 12,14 * 0,97 = 11,77

Puterea motorului indicată în modul de funcționare.

Unde, z este factorul tact. Pentru motoarele în doi timpi z = 1

Puterea nominală indicată a motorului.

Unde, eficiența mecanică a motorului în modul nominal. Pentru două timpi

Pentru calcul acceptăm

Eficiența mecanică a motorului este în modul de funcționare.

Presiunea efectivă medie în modul de funcționare.

Pc = 11,77-0,92 = 10,82

Puterea efectivă a motorului în modul de funcționare.

Nc = Ni * zm HP (41)

Nс = 7439 -0,92 * 6843,88

Indicator specific de consum de combustibil în modul de funcționare.

kg / CP h. (42)

Consum eficient specific de combustibil în modul de funcționare.

kg / CP h. (43)

Consumul de combustibil pe oră în modul de funcționare.

Alimentarea cu combustibil ciclic în modul de funcționare.

Eficiența indicatorului în modul de funcționare.

Eficiență eficientă de funcționare.

h = 0,49-0,92 = 0,45

2.7 Destructura diagramei indicatoare

Luăm volumul cilindrului Va pe o scală egală cu segmentul A = 120mm.

Trasați volumele găsite pe axa absciselor. Determinați scala ordonatelor:

mm / kgf / cm

B - lungimea segmentului este de 1,3-1,6 ori mai mică decât segmentul A. Acceptăm B de 1,5 ori. B = 80mm.

Determinăm volumele intermediare și presiunile de compresie și expansiune corespunzătoare. Calculul se efectuează sub formă de tabel.

Conform datelor din tabel, trasăm puncte caracteristice pe diagramă și construim polipri de compresie și expansiune. Diagrama reprezentată este teoretică (calculată).

Pentru a construi diagrama indicatoare propusă, rotunjim colțurile diagramei teoretice la punctele C. Z și Z. Procesul de eliberare efectiv începe la punctul b, a cărui poziție pe diagramă se găsește folosind F.A. Brix.

Raza manivelei la scara desenului.

Corecția Brix.

unde l este cel mai simplu mecanism cu manivelă. Luăm l = 0,25. Unghiul (q de la începutul deschiderii supapei de evacuare este luat egal cu 90 P.K.V. la N.M.T.

De la m. O, folosind un raportor de pe axa absciselor, amânăm unghiul (q, trasăm o linie verticală până la intersecția cu curba de expansiune și găsim poziția punctului b.> Punctele b și a sunt conectate printr-o curbă.

tabelul 1

3. Calcul dinamic al motorului

3. 1 Sarcini de analiză cinematică și dinamică a mișcării strâmbemecanism cu tijă de legătură (KShM)

În timpul funcționării sale, părțile unui motor cu ardere internă sunt sub influența diferitelor forțe. Cea mai importantă unitate a motorului cu ardere internă este KShM.

Următoarele forțe acționează în motorul KShM în timpul funcționării sale:

1) Presiunea gazului pe piston:

unde: p g - presiunea gazului în cilindrul motorului, MPa;

F- zona coroanei pistonului cu () ;

2) Inerția maselor în mișcare translațională

unde: m pd este masa părților în mișcare progresivă, kg;

a - accelerarea pistonului m / ;

3) Forțele de greutate ale maselor în mișcare translațională:

4) Forțele de frecare.

Acestea nu se pretează la o definiție teoretică precisă și sunt incluse în pierderile mecanice ale motorului. Forțele de greutate (gravitație) sunt mici în comparație cu alte forțe și, prin urmare, de obicei nu sunt luate în considerare în calculele aproximative.

Forța motrică totală:

Deoarece nu cunoaștem încă masa pieselor motorului cu ardere internă proiectat, atunci forțele specifice pe unitate de piston pe cm 2 (m 1) sunt utilizate pentru calcul. Prin urmare:

3. 2 Determinarea forței motrice

Metoda de construcție

Diagrama indicatorului, construită pe baza calculului fluxului de lucru, oferă dependența lui p r de cursa pistonului. Pentru calcule suplimentare, este necesar să se coreleze forțele care acționează asupra motorului cu ardere internă cu unghiul de rotație al arborelui cotit.

Paralel cu axa abscisei din diagrama indicatorului, construită în funcție de rezultatele calculării parametrilor ciclului motorului cu ardere internă, se trasează o linie dreaptă AB. Segmentul AB este împărțit la punctul O în jumătate și din acest punct cu raza OA descriu un semicerc. Din centrul cercului (punctul O) în direcția NMT, segmentul 00 1 = 0,5g este eliminat - corecția Brix, unde r = OA (pentru a menține scara).

KShM permanent;

unde: R este raza manivelei;

L este lungimea bielei dintre axele rulmenților.

Valoarea lui I este luată în următoarele limite:

Pentru motoarele cu viteză redusă 1 / 4.2 - 1 / 3.5;

În cazul nostru, luăm X = 0,25.

Din O1 (polul Brix), descrie al doilea cerc (mai mare decât primul) cu o rază arbitrară și împarte-l în părți egale (de obicei la fiecare 5-15 °). Din polul Brix, razele sunt trecute prin punctele de diviziune ale celui de-al doilea cerc.

Pentru a construi o diagramă, luăm -p.c.v.

Pentru o diagramă a indicatorului extins P r = (a), luăm scala de-a lungul ordonatei M ord = 10 mm. I MPa și de-a lungul abscisei M abts = 20 grade, 1 cm.

pentru că scala adoptată pe axa ordonatelor este de 1,5 ori mai mică decât scala diagramei p - V, prin urmare, ordonatele luate din aceasta sunt împărțite la 1,5 și sunt puse deoparte pentru. iar pe diagrama P r = (a).

Pentru a trasa o diagramă a forțelor de inerție P g = ѓ (a), luăm t pd = 7000

Diagrama forțelor în mișcare este construită prin însumarea ordonatelor diagramelor P, = / (a) și P s = / (a), luând în considerare semnele acestora.

3. 3 Trasarea unei diagrame a forțelor tangențiale

1. Metoda de trasare a unei diagrame pentru un cilindru:

Construim diagrama forțelor tangențiale pe aceeași scară ca și diagrama forțelor în mișcare: M abts = 20 deg / cm, M ord = 10 mm / MPa.

Realizăm tabelul 3. Funcția trigonometrică : determinăm pentru = 1/4 din tabelul 2; R d - pe baza Fig. 3 în mm.

Forța tangențială (tangențială) este determinată de formula:

Ra este forța motrice (vezi mai sus).

Funcția trigonometrică, care se determină conform tabelului 3, în funcție de c.a. și:

Unghiul de abatere al axei bielei de la axa cilindrului.

Anumite valori -, P 0, P K sunt rezumate în tabelele 3 și 4, pe baza cărora este construită o diagramă a forțelor tangențiale pentru un cilindru (Fig. 3a).

Tabelul 3

Tabelul 4. Calculul forțelor de inerție ale maselor în mișcare translațională P și = ѓ (a) MPa

2. O metodă pentru construirea unei diagrame sumare a forțelor tangențiale.

Diagrama rezumativă a forțelor tangențiale este construită pe aceeași scară ca și diagrama forțelor tangențiale ale unui cilindru (Fig. 36)

Determinați forța de rezistență specifică

Și forța tangențială medie

Scala axei ordonate = 10 mm / MPa, prin urmare

Eroare de construcție a graficului

Ce este permis

3. 4 Calcul volanta

volan bielă motor marin

Pentru a calcula volanta, la început se stabilesc valorile rotației inegale a arborelui cotit:

Determinați scara zonei graficului rezumat

In ceea ce priveste

Planificăm zona excesului de muncă:

Determinați excesul de muncă specific:

Apoi lucrarea redundantă:

unde: R este raza manivelei (m); moment de inerție al părților în mișcare ale motorului și ale volantei:

Momentul părților în mișcare ale motorului cu ardere internă:

Calculăm momentul de inerție al volantei:

4 = 1483,08 (kg /)

Acceptăm diametrul redus al volantei :

unde: S - dimensiuni generale; motor prototip, m; Atunci:

Calculăm masa jantei:

Determinați masa totală a volantului:

0,88 - = 0,8 - 7 3 5,21 = 572,2 (kg)

Determinați dimensiunile jantei volantului din expresia:

Unde: R- densitate. Pentru oțel p = 7800(kg / m) . B și h - respectiv lățimea și grosimea jantei, m. Luăm grosimea jantei egală cu h = 0,2 m, apoi:

Diametrul maxim al volantei:

2,88 + 0,04 = 2,92 (m)

Verificarea vitezei periferice a jantei volantului:

Valoarea rezultată este acceptabilă pentru motorul proiectat.

Listăliteratură

1. Metoda de indicare

2. Miheev V.G. „Principalele centrale electrice ale navei”. Recomandări metodice pentru proiectarea cursurilor pentru școlile navigabile și arctice din Minimorflot. M., TsRIL "Morflot", 1981, 104s.

3. Gogin A.F. „Diesel marin”, elementele de bază ale teoriei, proiectării și funcționării. Manual pentru școlile fluviale și școlile tehnice de transport pe apă: ed. A IV-a. Revizuit Și suplimentat - M., Transport, 1988.439s.

4. Lebedev ON „Centrale electrice pentru nave și funcționarea lor”. Manual pentru universități vodn. transport - M.: Transport, 1987 - 336s.

5. A.A. Fock, Mitryushkin Yu.D. "Întreținerea navei în călătorie"

6. A. N. Neelov „Reguli pentru funcționarea tehnică a echipamentului tehnic al navei”, Moscova 1984. - 388p.

Postat pe Allbest.ru

Documente similare

Combustibilul, compoziția amestecului combustibil și produsele de ardere. Parametrii de mediu. Procesul de compresie, combustie și expansiune. Cinematică și calcul dinamic al mecanismului manivelei. Motor cu patru cilindri pentru un autoturism YAMZ-236.

hârtie de termen, adăugată 23.08.2012


Caracteristicile tehnice ale unui motor cu combustie internă marină și caracteristicile sale de proiectare. Selectarea parametrilor inițiali pentru calculul termic. Construirea unui grafic indicator. Determinarea momentelor care acționează în mecanismul manivelei.

hârtie de termen, adăugată 16.12.2014


Indicatori de performanță și determinarea parametrilor principali ai proceselor de admisie, compresie și combustie în motor. Întocmirea unei ecuații de echilibru termic și construirea unei diagrame indicatoare. Cercetare dinamică a mecanismului manivelei.

hârtie la termen, adăugată 16.09.2010


Calculul termic al unui motor cu ardere internă. Parametrii fluidului de lucru și gazele reziduale. Procese de admisie, compresie, combustie, expansiune și eliberare. Caracteristici de viteză externe, construirea unei diagrame indicatoare. Calculul pistonului și al grupului de biele.

hârtie de termen, adăugată 17.07.2013


Clasificarea motoarelor cu combustie internă marină, marcarea acestora. Ciclul motorului cu piston ideal generalizat și coeficientul termodinamic al diferitelor cicluri. Termochimia procesului de ardere. Cinematica și dinamica mecanismului manivelei.

tutorial, adăugat 21.11.2012


Fluidul de lucru și proprietățile acestuia. Caracteristicile proceselor de admisie, compresie, combustie, expansiune, eliberare. Calculul factorilor care acționează în mecanismul manivelei. Evaluarea fiabilității motorului proiectat și selectarea unui vehicul pentru acesta.

hârtie de termen adăugată la 29.10.2013


Determinarea principalilor parametri energetici, economici și de proiectare ai motorului cu ardere internă. Construirea unei diagrame indicatoare, efectuarea de calcule dinamice, cinematice și de rezistență ale carburatorului. Ungere și sistem de răcire.

termen de hârtie adăugat 21.01.2011


Descrierea tehnică a motorului KamAZ. Procesul de lucru și dinamica unui motor cu ardere internă, viteza, sarcina și caracteristicile sale multi-parametri. Determinarea indicatorilor procesului de umplere, compresie și combustie, expansiune în motor.

termen de hârtie adăugat 26.08.2015


Selectarea parametrilor pentru calculul termic, calculul proceselor de umplere, compresie, combustie și expansiune. Indicator și performanță eficientă a motorului, reducerea maselor mecanismului manivelei, forțele de inerție. Calculul pieselor motorului pentru rezistență.

hârtie la termen, adăugată la 04/09/2010


Determinarea proprietăților fluidului de lucru. Calculul parametrilor gazelor reziduale, fluidului de lucru la sfârșitul procesului de admisie, compresie, combustie, expansiune, evacuare. Calculul și construcția caracteristicilor de viteză externe. Calcul dinamic al mecanismului manivelei.