Дизельные двигатели речных судов

 

Оглавление

Введение

. РАСЧЕТ СУДОВОГО ДВИГАТЕЛЯ

.1 Анализ основных направлений развития судового дизелестроения

.2 Выбор проектируемого двигателя.

.3 Многовариантный тепловой расчет четырехтактного дизеля

.4 Параметры турбокомпрессора

. Тепловой расчет цикла по методу Гриневецкого - Мазинга.

,1 Процесс наполнения

.2 Процесс сжатия

.3 Процесс сгорания

.4 Процесс расширения

.5 Процесс выпуска

.6 Индикаторные и эффективные показатели дизеля

.7 Абсолютные и относительные тепловые балансы дизеля

. Кинематический и динамический расчёт двигателя

. Расчет на прочность основных деталей двигателя

.1 Расчет коленчатого вала

.2 Расчет на прочность деталей цилиндро-поршневой группы

.2.1 Расчет поршня

.2.2 Расчет поршневого пальца

.2.3 Расчет поршневого кольца

.3 Расчет цилиндровой втулки

.4 Расчет шатуна

.5 Расчет коренного подшипника скольжения судового дизеля

.6 Расчет выпускного клапана

. Расчет агрегата наддува

.1 Расчет компрессора

.2 Расчет газовой турбины

. Научно - исследовательский фрагмент. Установка генератора кавитации в топливную систему буксира проекта Р-50.

.1 Обоснование установки генератора кавитации.

.2 Сущность изобретения.

.3 Формула изобретения.

.Технологический раздел. Применение полимерных клеёв в судоремонте.

.1 Общие технические требования и указания.

.2 Сборка деталей узлов с применением клея.

.3 Контроль качества.

.4 Методика испытания клея на сдвиг.

.5 Требования безопасности.

РАЗДЕл 8. БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ

.1 Оценка пожароопасной обстановки в ЧС

.1.1 Общие сведения

.1.2 Оценка пожарной обстановки

.1.3 Оценка пожароопасной обстановки в населенном пункте.

.1.5 Оценка протяженности зоны теплового воздействия при горении заводского здания.

.1.6 Определение протяженности зоны теплового воздействия при горении резервуара с нефтепродуктами, расположенного на судне.

.1.7 Оценка степени термического поражения человека от горящего резервуара с нефтепродуктами.

.2 Охрана труда

.2.1 Расчет уровня вибраций опорных поверхностей дизеля в октавных полосах частот и выбор виброизоляторов

.2.2 Программа расчета уровней вибраций дизеля WD 615 в октавных полосах частот

.2.2.1 Расчет уровня вибраций опорных поверхностей в октавных полосах частот

.2.2.2 Выбор виброизолятора для дизеля

.2.2.3 Проектирование системы виброизоляции

.2.2.4 Подготовка данных для построения спектров вибрации

. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ПРОЕКТА.

.1 Общие сведения

.2 Обоснование судна- прототипа.

.3 Выбор эксплуатационных показателей. Эксплуатационные показатели сравниваемых судов

.4 Расчёт годового объёма продукции.

.5 Определение расчетной цены двигателя.

.6 Расчёт строительной стоимости судна с новой СЭУ

.7.1 Расчёт затрат на оплату труда экипажа.

.7.2 Расчёт затрат на топливо и энергию

.7.3 Расчёт размера амортизационных отчислений

В Ы В О Д Ы

Список использованной литературы

Введение

Переход к рыночным отношениям, в том числе и в судоходных компаниях, потребовал проведения работ по усовершенствованию судовых энергетических установок с целью повышения их технико-экономических показателей, а именно применения на них в качестве главных и вспомогательных энергетических средств, современных и перспективных дизелей.

При этом основной целью таких усовершенствований является обеспечение надежности, экономичности и высокой степени автоматизации энергетических установок, а также уменьшение стоимости перевозок грузов судами при высокой маневренности, что должно обеспечить их конкурентоспособность.

На сегодняшний день в процессе развития мирового дизелестроения выделились основные пути совершенствования дизелей: рост среднего эффективного давления, снижение расхода топлива, повышение безотказности и долговечности двигателей.

В СССР пополнение флота производилось в основном за счет строительства судов в ГДР, Польше, Югославии, Финляндии и др. На большом числе судов внутреннего плавания использовались в качестве главных двигателей дизели, изготовленные на комбинате SKL (Магдебург, Германия).

В настоящее время на судах речного флота России эксплуатируется приблизительно 35 тысяч в подавляющем большинстве четырехтактных дизелей, из которых 30 тыс. главных и вспомогательных судовых дизелей отечественного производства.

Главные двигатели речных судов новой постройки - это дизели с газотурбинным наддувом (со свободным турбокомпрессором), отличающиеся высокой экономичностью

Проект буксирного судна Р-50 «Рейдовый 50» для местных эксплуатационных рейсов и внутригородских линий, разработанный Силовая установка судна состоит из двух двигателей внутреннего сгорания марки WD 615 мощностью 176 кВт каждый при 1500 об/мин. Двигатели шестицилиндровые, четырехтактные. Один двигатель правого вращения, второй - левого.

Двигатели снабжены несоосным, одноходовым, с фрикционной двухдисковой муфтой, шестеренчатым реверс-редуктором с передаточным отношением на передний ход 1:3 и на задний ход - 1:3

Управление двигателями централизованное, из рулевой рубки. Кроме того сохранена возможность управления главными двигателями из моторного отделения, не нарушая регулировки централизованного управления.

Пуск двигателей - электростартерный и резервный - воздушный.

В основе проектирования любого нового технического объекта лежит этап анализа современного состояния соответствующей области техники.

Поэтому цели проектирования нового дизеля определяются в результате сопоставления технических параметров дизеля-прототипа и особенностей его конструкции с лучшими образцами отечественного и зарубежного дизелестроения.

Высокооборотные дизели (ВОД) являются основным типом двигателей на большинстве речных судов. Они применяются как в качестве основных, так и в качестве вспомогательных двигателей. Обширная область их применения обусловлена малыми габаритами, значительным ресурсом, невысокими затратами на техническое обслуживание и ремонт, невысокими удельными расходами топлива и масла.

Одной из наметившихся тенденций развития главных двигателей речных судов является увеличение их числа оборотов и соответствующим переходом двигателей из класса средней оборотности в класс повышенной оборотности.

Уже в настоящее время двигатели повышенной оборотности с частотой вращения от 750 до 1500 об/мин составляют 20% от общего количества судовых дизелей, а высокооборотные дизели (n ³ 1500 об/мин) - 45% /1/. Однако для таких двигателей характерны высокая частота вращения коленчатого вала, повышенная жесткость рабочего процесса, более высоких температур отработавших газов, чем у мало- и среднеоборотных дизелей, что сопряжено со значительными механо-, тепло- и вибронагруженностью деталей двигателя, в частности его остова. При этом для двигателей повышенной оборотности особое значение приобретают вопросы совершенствования виброакустических характеристик.

Рис. 1.1. Дизель WD 615 мощностью 176 кВт при 1500 об/мин

Достигнутый технический уровень главных дизелей судов речного флота характеризуется основными показателями, приведенными в табл. 1.1.

Отсутствие в России крупного гидротехнического строительства в основных воднотранспортных бассейнах исключает принципиальное изменение условий судоходства на внутренних водных путях, а, следовательно, делает маловероятным рост максимальных значений водоизмещений судов внутреннего плавания. Удорожание нефтепродуктов на внутреннем и внешнем рынках делает нецелесообразным увеличение скорости судов.

В этих условиях маловероятен рост мощности энергетических установок, а возрастание агрегатной мощности судовых дизелей, применяемых на речном флоте, возможно только для новых судов, оснащенных одновальными судовыми энергетическими установками. Это улучшает пропульсивные качества установки, но ухудшает маневренные качества судна (т.к. не возможно маневрирование за счет изменения частоты вращения двигателей разных бортов). Поэтому по мере увеличения степени форсированности из числа используемых на речном флоте могут быть исключены такие распространенные двигатели как 6-8 ЧРН 32/48 (NVD48) и 6 ЧРН 36/45 (Г60, Г-70, Г-74).

Параметры современных дизелей судов речного флота

ПоказательДизелиСреднеоборотныеВысокооборотныеУдельная масса, кг/кВт Удельный расход топлива, г/(кВт×ч) Удельный расход масла, г/(кВт×ч) Ресурс до переборки, тыс. ч Ресурс до капитального ремонта, тыс. ч Удельная суммарная трудоемкость технического обслуживания, чел-ч/1000 ч20-26 223-235 1,36-1,6 4-12 30-45 70-200/(260-300)2,7-15 230-250 3-6 3,5-7 6-18 670-740Примечание. В числителе для дизелей с реверс-редукторной передачей, в знаменателе - с прямой передачей.

В планах дизелестроительных предприятий России предполагается производство новых двигателей размерностей 22/22 для ПО «Двигатель революции» и 15/18 для АО «Трансмаш».

Важной особенностью предполагаемой замены является сохранение типажа высокооборотных двигателей (12/14, 15/18, 18/20, 18/22). Даже в том случае, если эти данные отражают только планы заводов, они важны как отражение тенденций развития отечественного дизелестроения.

Возникшие у дизелестроительных предприятий трудности в переходе к рыночным отношениям, заставляют судовладельцев рассматривать в качестве альтернативных другие типы дизелей, прежде всего тепловозные.

Обновление парка дизелей речных судов при практически фиксированных максимальных значениях водоизмещения только за счет роста среднего эффективного давления будут сопровождаться увеличением доли двигателей повышенной и высокой оборотности (1500< n< 3000 об/мин) с постепенным вытеснением дизелей имеющих номинальную частоту вращения меньше 750 об/мин из энергетических установок вновь строящихся судов.

Тенденции развития главных двигателей речных судов зарубежного и отечественного дизелестроения и прогноз на период 2000 года свидетельствует о том. Что магистральным направлением развития дизелестроения остается повышение топливной экономичности в сочетании со снижением массогабаритных показателей. Уже в ближайшей перспективе для дизелей с частотой вращения коленчатого вала до 1500 об/мин реально достижение удельного расхода топлива не более 180-190 г/(кВт×ч).

Также будет увеличиваться среднее эффективное давление. Сейчас у зарубежных моделей двигателей оно находится в пределах от 2 до 2,5 МПа и ведутся работы по созданию двигателей со средним эффективным давление до 3 МПа.

Наиболее распространенным способом повышения мощности двигателей внутреннего сгорания является наддув. Наддув дает возможность значительного (в несколько раз) увеличения мощности двигателя при практически неизменных значениях индикаторного КПД и относительно небольшом увеличении массовых и габаритных показателей.

Наибольшее применение получил газотурбинный наддув. Для наддува судовых дизелей выпускаются турбокомпрессоры стандартного ряда: типа ТК, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и одноступенчатой осевой газовой турбины, и типа ТКР, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и осевой или радиальной центростремительной турбины.

Наряду с этим все большее значение приобретают работы по повышению надежности двигателей, расширения диапазона применяемых топлив и их эмульсий, уменьшение вредных выбросов в окружающую среду, в том числе и с охлаждающей водой.

1. РАСЧЕТ СУДОВОГО ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Анализ основных направлений развития судового дизелестроения

В основе проектирования любого нового технического объекта, лежит этап анализа современного состояния соответствующей области техники.

Поэтому цели проектирования нового дизеля определяются в результате сопоставления технических параметров дизеля - прототипа и особенностей его конструкции с лучшими образцами отечественного и зарубежного дизелестроения.

В настоящее время на судах речного флота России эксплуатируется приблизительно 35 тысяч в подавляющем числе четырехтактных дизелей, из которых около 30 тысяч двигателей отечественного производства.

Диапазон агрегатных мощностей от 11 до 1748 кВт покрывается 29 типоразмерами дизелей 96 модификаций, из которых нашли наибольшее распространение отечественные двигатели 6-12Ч(Н)15/18, 6-8ЧН18/22, 12ЧНСП 18/20, 2-4Ч 10,5/13, 6Ч(Н)12/14, 6ЧН 24/36 и 6ЧРН 36/45, а также импортные двигатели производства фирм SKL (Германия): 6-8 ЧРН 32/48, 6-8 ЧРН 24/36, 6 ЧН 20/26, 6 ЧН 18/26, 4-6 ЧН 17.5/24, 2-3 Ч 12.5/18, 2-4 Ч10/14; SKODA ( Чехия ): 6 ЧСН 27.5/35, 6ЧСПН27.5/3 6ЧСН16/22.5, 1-6Ч11/15; WARTSILA(Финляндия ):12ЧН22/24; WOLA ( Польша ): 6-12 ЧН 13.5/15.5.

Таким образом, парк составляют двигатели, имеющие диаметры цилиндров от 95 до 360 мм, ход поршня от 110 до 480 мм, частоту вращения коленчатого вала от 300 до 2000 об/мин, среднее эффективное давление от 0.53 до 1.74 МПа, средний эффективный расход топлива от 265 до 215 г/кВт ч., ресурс до капитального ремонта от 8 до 60 тысяч часов.

Одной из важнейших особенностей парка является преобладание в его составе двигателей, имеющих относительно невысокую агрегатную мощность, размеры цилиндропоршневой группы.

Это в значительной мере связано с необходимостью обеспечения перевозок народно-хозяйственных грузов на реках Севера, Сибири и Дальнего Востока с малыми гарантированными глубинами.

Уже в настоящее время двигатели повышенной оборотности 750< n < 1500 об/мин) составляют более 20 % от общего количества дизелей, а высокооборотные дизели (n => 15ОО об/мин) - 45%.

Для таких двигателей характерны высокая частота вращения коленчатого вала, повышенная жесткость рабочего процесса, более высокие, чем у малооборотных двигателей, температуры отработавших газов, что сопряжено со значительной механо-, тепло- и вибронагруженностью деталей остова, обтекаемых охлаждающей водой.

Рост частоты вращения многократно повышает интенсивность колебательных процессов деталей остова. При этом для ДВС повышенной оборотности особое значение приобретают вопросы совершенствования виброакустических характеристик.

Малые агрегатные мощности двигателей судов внутреннего и смешенного плавания при среднем эффективном давлении, не достигающем в большинстве случаев 1.0 МПа, при высокой частоте вращения коленчатого вала, большое количество дизелей с разделенными и полуразделенными камерами сгорания приводит к повышенным тепловым потерям и относительно более низким, чем у мало- и среднеоборотных двигателей, значениям индикаторного, механического и эффективного КПД и, как следствие, невысокой топливной экономичности.

Перспективы развития судового дизелестроения в России и странах СНГ

В планах дизелестроительных предприятий России, Украины и Латвии, предполагается производство новых двигателей размерностей 9,5/11 для А.О. ' Рижский дизельный завод', 12/14 для ПО 'Юждизельмаш', 15/18 для А.О.' Трансмаш ', 22/28 для ПО 'Двигатель революции', 22/24, 22/30, 32/35 для ПО ' Русский дизель.

Важной особенностью предполагаемой замены является сохранение типажа высокооборотных дизелей (12/14, 15/18, 18/20, 18/22). Даже в том случае, если эти данные отражают только планы заводов, которые могут быть не реализованы из-за существующих трудностей, они важны как отражение тенденций в развитии отечественного дизелестроения.

Наиболее предпочтительным для конвертирования является мощностной ряд унифицированных четырехтактных дизелей типа Д49 (ЧН26/26), который включает 4, 6, 8, 12, 16 и 20 цилиндровые модификации мощностью от 585 до 442О кВт.

Несмотря на предпринятые в последние два десятилетия усилия отечественное дизелестроение, в целом, отстает от современного уровня прежде всего по экономичности, ресурсу, трудоемкости технического обслуживания и степени автоматизации судовых дизелей.

Все эти двигатели имеют среднее эффективное давление от 0.5 до 1.0 МПа, в то время как создаваемые за рубежом двигатели достигли этих показателей к началу 7О-х годов, в 80 -е годы были достигну ты значения Рme до 2.0 - 2.5 МПа, а в настоящее время широко ведутся работы по созданию двигателей с Рme до 3 МПа.

Такой уровень форсированности обеспечен с помощью высокого наддува, что увеличивает размеры теплообменных аппаратов и потери тепла при охлаждении воздуха, вызывает необходимость оптимизации охлаждения во всем диапазоне эксплуатационных нагрузок, совершенствование средств автоматики.

Судовые дизели зарубежных фирм

В настоящее время на мировом рынке представлено свыше 20 фирм, выпускающих более 100 конструкций двигателей, имеющих диаметр цилиндра 200-350 мм и номинальную частоту вращения коленчатого вала до 1500 об/мин.

Наиболее вероятным зарубежным партнером по-прежнему остается фирма SKL Motoren und Systemtechnik AG ( Магдебург, Германия ),которая в последнее время приступила к выпуску дизелей нового поколения: ЧН 20/30, ЧН 24/29 и ЧН 16/18.

Поэтому как альтернатива двигателям 6-8 NVD 48 и Г-60, Г-70,наибольший интерес представляет дизель 6VDS 29/24 AL (6 ЧН24/29). Этот двигатель имеет три степени форсированности по наддуву Ре и два варианта по частоте вращения коленчатого вала -1000 и 750 об/мин. при Рmax, достигающем 16 МПа.

Ожидаемые сроки службы основных деталей при работе на тяжелом топливе составляют 50 тысяч часов при частоте вращения 1000 об/мин. и 64 - 70 тысяч часов при n=750 об/мин.

Особенный интерес представляют продукция транснационального концерна Wartsila, охватывающая весь диапазон дизелей, который может быть использован речным флотом, от мощных главных двигателей до маломощных вспомогательных: WARSILA VASA (Финляндия) - R20(ЧН 20/28); V22 (ЧН 22/24); R22/26, NOHAB( Швеция ) - R25, V25 ( ЧН 25/30); STORK - WERSPOOR (Нидерланды) - SW 28О( ЧН 28/3О), R 21О (ЧН 21/3О); Duvant Crepelle (Франция) - Crepelle 26 ( ЧН 26/28 ), Crepelle 26L( ЧН 26/32); ACM DIESEL (Франция ) - UD 45 ( ЧН 24/22), UD 33( ЧН 9.5/18), UD 23V12 12ЧН 14.2/16.6), UD 19 (ЧН12.7/14.5), UD 18 (ЧН13.5/12.2), UD Х ( ЧН 14.2/13); WICHMANN (Норвегия ) - 28 ( ЧН 28/36).

Транснациональный концерн, в состав которого входят фирмы МАН - В&W, SEMT - Pielstick и Sulzer и др. производит следующие двигатели: МАN - B-W (Германия) - L, V 32/36 ( ЧН 32/36); L, V28/32 (ЧН 28/32); L 23/30 (ЧН 23/30); L,V20/27 (ЧН 20/27); ALFA MAN-B-W (Дания)- 28/32А (16ЧН 28/32);SEMT-Pielstick ( Франция )- РА6СL (ЧН 28/30), РА6 (ЧН 28/29); Sulzer ( Швейцария )- АТ 25 ( ЧН 25/30), A2О ( ЧН 20/24); GМТ ( Италия ) - А320 (ЧН 32/36), B 230 (ЧН 23/27).Тенденции развития зарубежного и отечественного дизелестроения свидетельствует о том, что магистральным направлением развития дизелестроения остается повышение топливной экономичности в сочетании со снижением массогабаритных показателей. Уже в ближайшей перспективе для дизелей с частотой вращения коленчатого вала до 1500 об/мин реально достижение удельного расхода топлива не более 180-190 г/кВтч. Наряду с этим все большее значение приобретают работы по повышению их надежности, расширению диапазона применяемых топлив и их эмульсий, уменьшению вредных выбросов в окружающую среду, в том числе и с охлаждающей водой.

Наддув судовых дизелей

Судовой дизель - это тепловой двигатель, поэтому повышение его мощности может быть достигнуто только за счет увеличения массы сжигаемого в цилиндрах топлива. Процесс горения будет эффективным и полным только тогда, когда одновременно с будет увеличена подача окислителя - кислорода воздуха.

Таким образом, повышение мощности существующего дизеля может быть обеспечено только одновременным изменением его топливной аппаратуры и системы воздухоснабжения. Для достижения последней цели служит наддув - метод увеличения плотности, а следовательно и массы воздуха, поступающей в цилиндры двигателя на такте всасывания.

Повышение мощности оценивается степенью наддува, представляющей собой отношение среднего эффективного давления дизеля с наддувом к среднему эффективному давлению у такого же дизеля без наддува. Наибольшие значения у четырехтактного дизеля не превышают 4, у двухтактного - 2,5.

С повышением давления наддува растет влияние КПД турбокомпрессора на удельный расход топлива.

Агрегат, состоящий из компрессора и турбины, называется турбокомпрессором.

В подавляющем числе случаев нашли применение компрессоры центробежного типа, отличающиеся простотой, компактностью конструкции и небольшой массой.

Для их привода при небольших расходах газа в турбокомпрессорах используют одноступенчатые центростремительные турбины. С повышением

мощности дизеля возрастает количество выпускных газов, что позволяет применять одноступенчатые осевые турбины.

Для наддува судовых ДВС выпускаются турбокомпрессоры стандартного ряда (ГОСТ 9658--81): типа ТКР - состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и радиально-осевой центростремительной турбины (ТКР-5.5, ТКР-7, ТКР-8.5, ТКР-11, ТКР-14, ТКР-18, ТКР-23); типа ТК - состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и одноступенчатой осевой турбины (ТК-16, ТК-18, ТК-21, ТК-23, ТК-26, ТК-30, ТК-35, ТК-41, ТК-48, ТК-56, ТК-65, ТК-75).

1.2 Выбор проектируемого двигателя

№ п/пНаименование показателяЕд.изм.Заменяемый дизель.Перспективный дизель.6ЧНСП 18/22WD 6151Номинальная мощность. NeкВт165*176*2Номинальная частота вращения.nмин-175015003Число цилиндров.i664Диаметр цилиндра.Dмм1801265Ход поршня.Sмм220130Габариты:6Длинна. Lмм322323047Ширина.Bмм10849378Высота. Hмм172413869Сухая масса двигателя с маховиком.Mдвкг4350176010Удельный расход топлива.geг/кВт-ч23321511Удельный расход масла. gmг/кВт-ч1,420,86

Таблица.1

Из данных двигателей приведенных в таблице 1 выбираем дизель с наименьшим удельным расходом топлива, масла, меньшими габаритами и с наибольшим ресурсом до капитального ремонта.

Данным требованиям соответствует дизель WD 615

С параметрами:

Ne=176 кВт

n=1500 об/мин

i= 6

ge= 215

Для выбранного двигателя не требуется расчёт гр. винта т.к он оборудован реверс - редуктором марки РД1241с передаточным отношением:

п.х-3,0

з.х-3,0

1.3 Многовариантный тепловой расчет четырехтактного дизеля

На первом этапе дипломного проектирования в соответствии с рекомендациями был выполнен анализ современного состояния судового дизелестроения с целью получения характеристик основных показателей характеризующих качество современных дизелей таких как удельный расход топлива, эффективное давление, срок службы и др.

Для достижения указанной цели было выполнено несколько вариантов расчётов, в каждом из которых менялись, в возможных пределах, размеры и показатели турбокомпрессора.

С целью понижения расхода топлива.

Расчёт энергетического и материального баланса поршневой части дизеля и его турбокомпрессора

Исходные данные для расчёта:

1.Номинальная мощность Ne = 176 кВт

2.Номинальная частота вращения коленчатого вала n =1500об/мин

3.число цилиндров z = 6

.число турбокомпрессоров i = 1

Вариант:1

Расчет геометрии поршневой части дизеля

Отношение хода поршня к его диаметру (S/D):

Среднее эффективное давление, определяемое по величине агрегатной, цилиндровой мощности и номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя:

Значение диаметра цилиндра:

Среднее эффективное давление определяемое по значению диаметра цилиндра и отношения m = S/D:

Уточненное значение среднего эффективного давления:

Уточнённое значение диаметра цилиндра:

принимаем D = 0.14 м.

Уточненное значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Среднее значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Вычисляем значение хода поршня:

принимаем S = 0.13 м.

Показатели форсированности двигателя

Среднее эффективное давление:

Средняя скорость поршня:

Удельный эффективный расход топлива:

Коэфициент избытка воздуха:

Давление наддува:

Степень повышения давления в компрессоре агрегата наддува:

Коэффициент продувки:

молекулярная масса воздуха: ? = 28,97 кг/кмоль

Секундный расход воздуха:

Удельный расход воздуха:

Удельный расход газа:

Секундный расход газа:

Секундный расход топлива:

Вариант:2

Расчет геометрии поршневой части дизеля

Отношение хода поршня к его диаметру (S/D):

Среднее эффективное давление, определяемое по величине агрегатной, цилиндровой мощности и номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя:

Значение диаметра цилиндра:

Среднее эффективное давление определяемое по значению диаметра цилиндра и отношения m = S/D:

Уточненное значение среднего эффективного давления:

Уточнённое значение диаметра цилиндра:

принимаем D = 0.14 м.

Уточненное значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Среднее значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Вычисляем значение хода поршня:

принимаем S = 0.13 м.

Показатели форсированности двигателя

Среднее эффективное давление:

Средняя скорость поршня:

Удельный эффективный расход топлива:

Коэфициент избытка воздуха:

Давление наддува:

Степень повышения давления в компрессоре агрегата наддува:

Коэффициент продувки:

молекулярная масса воздуха: ? = 28,97 кг/кмоль

Секундный расход воздуха:

Удельный расход воздуха:

Удельный расход газа:

Секундный расход газа:

Секундный расход топлива:

Вариант:3

Расчет геометрии поршневой части дизеля

Отношение хода поршня к его диаметру (S/D):

Среднее эффективное давление, определяемое по величине агрегатной, цилиндровой мощности и номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя:

Значение диаметра цилиндра:

Среднее эффективное давление определяемое по значению диаметра цилиндра и отношения m = S/D:

Уточненное значение среднего эффективного давления:

Уточнённое значение диаметра цилиндра:

принимаем D = 0.14 м.

Уточненное значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Среднее значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Вычисляем значение хода поршня:

принимаем S = 0.13 м.

Показатели форсированности двигателя

Среднее эффективное давление:

Средняя скорость поршня:

Удельный эффективный расход топлива:

Коэфициент избытка воздуха:

Давление наддува:

Степень повышения давления в компрессоре агрегата наддува:

Коэффициент продувки:

молекулярная масса воздуха: ? = 28,97 кг/кмоль

Секундный расход воздуха:

Удельный расход воздуха:

Удельный расход газа:

Секундный расход газа:

Секундный расход топлива:

1.4 Параметры турбокомпрессора

Газотурбонагнетатель представляет собой агрегат, состоящий из центробежного компрессора (нагнетателя) и газовой турбины.

Ротор турбины в таком агрегате закрепляется на одном валу с ротором центробежного компрессора.

Для наддува судовых дизелей выпускаются турбокомпрессоры стандартного ряда: типа ТК, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и одноступенчатой осевой турбины, и типа ТКР, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и радиально-осевой центростремительной турбины. Параметры турбокомпрессора оказывают большое влияние на показатели дизеля с наддувом.

Наружный диаметр рабочего колеса компрессора:

из стандартного ряда выбираем турбину марки ТКР - 11, с диаметром рабочего колеса D2 = 0,11 м.

окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса компрессора:

Частота вращения турбокомпрессора:

Параметры для расчетов адиабатной работы сжатия в компрессоре:

= 1.4 R = 289 Дж/кг К То = 288 К

Адиабатный КПД компрессора:

Адиабатная работа сжатия в компрессоре:

Мощность, потребляемая компрессором:

Механический КПД компрессора:

Мощность, развиваемая турбиной:

Показатель адиабаты: Кг = 1,34

Газовая постоянная: Rг = 290 Дж

Адиабатный КПД турбины:

Удельная работа расширения в турбине:

Температура газа перед турбиной:

Давление газа перед турбиной:

Степень расширения в турбине:

Относительная мощность компрессора:

Относительная мощность турбины:

Поскольку расчёт Вариант 3 имеет более низкий расход топлива. Берём его за основу. И выбираем компрессор из стандартного ряда по ГОСТ 9658-81 марки: ТРК-11.

2. Тепловой расчет цикла по методу Гриневецкого - Мазинга

Действительным циклом ДВС называется комплекс периодически повторяющихся в нём процессов, осуществляемых с целью превращения теплоты сгорающего топлива в механическую работу. Это сложный физико-химический процесс, рассчитать который аналитически (без привлечения опытных коэффициентов) до сих пор не представляется возможным. Поэтому расчетные методы, как правило, базируются на более или менее упрощенных моделях, одной из которых является расчетный цикл по Гриневецкому - Мазингу.

Данный расчетный цикл (рис.1.1.) состоит из процессов: политропы сжатия t - c, изохоры c - y, изобары y - z, политропы расширения z - b и изохоры b-t, замыкающей цикл.

Рис.1.1. Расчетный цикл дизеля по Гриневецкому - Мазингу

Популярность метода Гриневецкого - Мазинга объясняется удовлетворительными результатами довольно простых расчетов. С помощью метода Гриневецкого - Мазинга легко анализировать процессы в ДВС.

2,1 Процесс наполнения

В реальном двигателе в начале каждого цикла в цилиндр поступает извне воздух или смесь топлива с воздухом. Процесс, в течение которого происходит заполнение цилиндра воздухом или смесью воздуха с топливом, называется процессом наполнения. Параметры процесса наполнения, определяющие количество поступающего воздуха или смеси в цилиндр двигателя, зависят от множества факторов. Основным таким фактором является падение давления воздуха при поступлении в цилиндр.

Аэродинамическое сопротивление на всасывание: dp = 0,015;

Показатель политропы сжатия в компрессоре агрегата наддува: К = 1,6;

Температура наддувочного воздуха:

Температура надувочного воздуха после ОНВ:

Отношение площади поршня к площади проходного сечения впускного канала (каналов):

Средняя скорость воздуха в щели между посадочными поясками в крышке цилиндров и впускного клапана:

Коэффициент остаточных газов:

Подогрев воздуха в процессе наполнения при теплообмене со стенками цилиндра: dT =18 K.

Температура остаточных газов:

Температура воздуха в конце процесса наполнения:

Коэффициент аэродинамического сопротивления проходного сечения впускного клапана:

Давление воздуха в конце процесса наполнения:

Коэффициент наполнения:

2.2 Процесс сжатия

Основным назначением процесса сжатия в ДВС является увеличение разницы температурных уровней цикла, а следовательно, повышение экономичности двигателя. Кроме этого, увеличение плотности и температуры заряда в конце сжатия инициирует последующие процессы воспламенения и горения топлива.

Во время сжатия в дизеле происходят следующие процессы: нестационарный теплообмен между зарядом и ограничивающей его поверхностью цилиндра; уменьшение поверхности теплообмена по мере приближения поршня к ВМТ; испарение и воспламенение части впрыснутого топлива; утечка части заряда через неплотности колец.

Подбираем показатель политропы сжатия: n1=1,368

Давление в конце процесса сжатия:

Температура в конце процесса ажатия:

Угол опережения впрыска топлива:

2.3 Процесс сгорания

Действительный процесс сгорания очень сложен. В рассматриваемом расчетном цикле предполагается, что сгорание топлива начинается в точке «с» (см. рис.1.), а заканчивается на линии z - b. Для расчета термодинамических процессов, в ходе которых к рабочему телу подводится теплота от сгорающего топлива, необходимо знать, сколько теплоты подводится к рабочему телу в результате сгорания и теплообмена со стенками на участках с - y - z и z - b. При этом динамика подвода теплоты на рассматриваемых участках определяется характером процесса (изохора, изобара, политропа). Данный вопрос решается при помощи эмпирических коэффициентов.

Максимальное давление цикла:

Степень повышения давления:

Количество продуктов сгорания 1 кг топлива: Н = 0,132 О = 0,003

Теоретический коэффициент молекулярного изменения:

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

Механический КПД дизеля:

Среднее индикаторное давление:

Коэффициент неполноты индикаторной диаграммы:

Среднее индикаторное давление с учетом коэффициента неполноты индикаторной диаграммы:

Безразмерный показатель давления:

Среднее значение показателя политропы расширения:

Значение степени предварительного расширения:

Среднее индикаторное давление с учетом неполноты диаграммы:

Максимальная температура цикла:

2.4 Процесс расширения

Он осуществляется при движении поршня от ВМТ к НМТ, и начинается он в момент конца подачи топлива (конец видимого процесса сгорания, точка z).

Заканчивается процесс расширения (точка b), как это принимают в идеальных и расчетных циклах, в момент достижения поршнем НМТ. В действительности в рабочих циклах процесс расширения заканчивается в момент открытия выпускного клапана, т. е. раньше НМТ.

Процесс расширения в течение всего времени протекает с переменным теплообменом, что в значительной степени усложняет определение баланса тепла за этот процесс. Для определения параметров газа в конце процесса расширения, так же как и процесс сжатия, политропным процессом с постоянным значением показателя n2, равным среднему значению. при такой замене действительного процесса расширения определение давления и температуры газов в конце расширения значительно упрощается, а точность зависит от того, насколько правильно и обоснованно определено значение n2.

Давление в конце процесса расширения:

Температура в конце процесса расширения:

2.5 Процесс выпуска

Процесс выпуска отработавших газов протекает при переменном давлении в цилиндре. В начальный период выпуска давление в цилиндре значительно превосходит атмосферное давление, а в период движения поршня от НМТ к ВМТ указанное превышение атмосферного давления составляет незначительную величину.

Давление на выпуске (остаточные газы)

Температура остаточных газов:

2.6 Индикаторные и эффективные показатели дизеля

Для характеристики рабочего процесса служат индикаторные показатели: среднее индикаторное давление, индикаторная мощность, индикаторный КПД.

Механическая работа, совершаемая газами в цилиндрах, при передаче на фланец коленчатого вала частично расходуется на преодоление механических потерь в самом двигателе. Размеры потерь оцениваются механическим КПД.

Эффективные показатели характеризуют двигатель как единое целое: рабочий процесс и механические потери. К ним относятся среднее эффективное давление, эффективная мощность, эффективный КПД, удельный эффективный расход топлива.

Относительный индикаторный КПД базового цикла:

Индикаторный КПД дизеля:

Эффективный КПД дизеля:

Удельный индикаторный расход топлива:

Удельный эффективный расход топлива:

Продолжительность работы дизеля без технического обслуживания:

Продолжительность работы дизеля до среднего ремонта:

Продолжительность работы дизеля до капитального ремонта:

2.7 Абсолютные и относительные тепловые балансы дизеля

Количество теплоты, что выделяется при сгорании 1 кг топлива, равно его низшей теплоте сгорания. В двигателе только часть этой энергии превращается в полезную работу. Остальная теплота теряется.

Распределение подведенной с топливом теплоты на отдельные составляющие называют внешним тепловым балансом. Различают абсолютный и относительный балансы. В абсолютном тепловом балансе отдельные его статьи выражаются расходом теплоты за какой либо промежуток времени. Абсолютный тепловой баланс зависит от мощности двигателя и неудобен при сравнении.

В относительном тепловом балансе все его статьи отнесены к располагаемой теплоте и выражаются либо в процентах, либо в долях. В большинстве случаев тепловой баланс определяется экспериментально.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

Разность температур охлаждающей жидкости на входе и выходе из двигателя: ?Тв=10 К

Удельная теплоемкость охлаждающей жидкости:

Св=4,2 кДж/(кг*К)

Плотность охлаждающей жидкости:

Скорость охлаждающей жидкости в трубопроводах системы охлаждения:

Сохл = 0,75 м/с

Теплоемкость отработавших газов:

Срог = 1,00387 кДж/(кг*К)

Теплоемкость воздуха:

Сров = 1,002 кДж/(кг*К)

Теплота, подведенная в цикл при сгорании топлива:

Теплота, преобразованная в индикаторную работу:

Теплота, преобразованная в механическую работу:

Теплота, образовавшаяся при диссипации механических потерь:

Теплота, потерянная с отработавшими газами:

Относительная доля теплоты, потерянная с отработавшими газами:

Теплота, потерянная при охлаждении надувочного воздуха:

Относительная доля теплоты, потерянная при охлаждении надувочного воздуха:

Отношение поверхности рабочего цилиндра к объему:

Относительная доля теплоты, отводимая охлаждающей жидкостью первого контура дизеля:

Коэффициент, учитывающий изменение теплоотдачи в охлаждающую жидкость в зависимости от форсированности двигателя по среднему эффективному давлению:

Коэффициент, учитывающий изменение теплоотдачи в охлаждающую жидкость в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя:

Относительная доля теплоты, потерянная при жидкостном охлаждении остова дизеля:

Теплота, потерянная при жидкостном охлаждении остова дизеля:

Коэффициент запаса подачи насоса:

Массовая подача насоса первого контура системы охлаждения:

Объемная подача насоса первого контура системы охлаждения:

Внутренний диаметр трубопровода системы охлаждения:

Показатель теплонапряженности поршня, (критерий Костина):

Относительная доля теплоты, потерянная в системе смазки:

Невязка теплового баланса:

3. Кинематический и динамический расчёт двигателя

Зависимость сил инерции от угла поворота коленчатого вала:

Силы, действующие в КШМ

Проведем анализ сил центрального кривошипно-шатунного механизма. Схема действующих сил приведена на рис. 1.6. Силы давления газов и силы инерции приложены к поршню и действуют по его оси. Сложив их, получим суммарную силу

При одинаковой цикловой подаче топлива соотношение сил и определяется частотой вращения коленчатого вала: чем она больше, тем больше доля .

Перенесем силу в центр поршневого пальца и разложим ее на две составляющие. Первая направлена по оси шатуна и составляет

вторая перпендикулярная к стенке цилиндра и определяется зависимостью

Рис. 1.6. Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

Сила , или нормальная сила, прижимает поршень к втулке цилиндра и определяет износ этих деталей.

Перенесем силу в центр мотылевой шейки и разложим ее на две составляющие:

тангенциальную, касательную к окружности, описываемой радиусом кривошипа ,

и радиальную, действующую по оси кривошипа,

Кроме рассмотренных сил, в КШМ действует центробежная сила инерции С. Она направлена вдоль кривошипа и передается через коренные подшипники на корпус, вызывая его колебания.

Касательная и радиальная силы, как это видно из их выражений, периодически изменяются по величине и направлению в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Период изменения этих сил, так же как и крутящего момента, в четырехтактных двигателях равен двум оборотам вала. Изменение касательной силы выражают графически: по оси ординат откладывают значения касательной силы, а по оси абсцисс - угол поворота мотыля. Такой график для одного цилиндра называется диаграммой касательных сил одного цилиндра двигателя (рис.1.7.).

Диаграмма касательных сил всех рабочих цилиндров двигателя будет представлять собой суммарную кривую касательных сил каждого цилиндра (рис.1.8). Для построения суммарной диаграммы касательных сил основание диаграммы касательных сил от одного цилиндра делят на участки, соответствующие углу поворота мотыля между двумя последующими вспышками. Каждый из этих участков делят на равные отрезки, которые нумеруют. Складывая алгебраически ординаты всех участков кривой касательных сил от одного цилиндра с одним и тем же номером, найдем ординаты кривой касательных сил всех рабочих цилиндров двигателя.

Диаграммы: тангенциальных сил, суммарная диаграмма тангенциальных сил, движущих сил и давления в цилиндре построены с помощью значений, полученных при расчете программой cinem_4.exe. разработанной на кафедре ТиК СДВС, СПГУВК.

Рис.1.7. Диаграмма касательных сил одного цилиндра.

Рис.1.8. Суммарная диаграмма касательных сил.

Рис.1.9. Диаграмма движущих сил.

Рис.1.10. Диаграмма давления в цилиндре.

Определение массы маховика

Диаграмма касательных сил показывает, что касательные силы и вращающие моменты периодически изменяются по величине и по направлению, вследствие чего угловая скорость вращения вала не остается постоянной. Если величину касательной силы от сопротивления элемента которое приводит во вращение двигатель принять постоянной и отложить на суммарную диаграмму касательных сил (рис.1.11.), то площади диаграммы, лежащие над линией сопротивления, будут пропорциональны избытку работы движущих сил, а площади, расположенные под линией сопротивления, будут пропорциональны недостатку работы движущих сил.

Степень неравномерности, равную отношению между наибольшим и наименьшим значениями угловой скорости вращения вала к средней ее величине, принимается равной ? = 1/120[7, с. 117].

Рис.1.11. Суммарная диаграмма касательных сил, с постоянной сопротивления

Значение определяется графически по суммарной диаграмме касательных сил. При установившемся режиме работы двигателя интеграл К определяется наибольшим положительным значением алгебраической суммы отрицательных и положительных площадок суммарной диаграммы касательных сил. Положительными площадками диаграммы являются площадки, расположенные над линией , и отрицательными - площадки, расположенные под линией .

Таким образом,

где - наибольшее положительное значение алгебраической суммы отрицательных и положительных площадок суммарной диаграммы касательных сил;

- масштаб площади суммарной диаграммы касательных сил, определяемой по способу, приводимому ниже.

Если масштаб по оси абсцисс и по оси ординат , то 1 площади соответствует

Тогда,

кг

Момент инерции движущихся масс:

где F - площадь поршня, F =154

r - радиус мотыля, r=

Масса обода маховика, кг:

кг.

где dm - диаметр обода маховика, dm = 60 см.

Учитывая влияние массы диска маховика, вес обода маховика:

кг

Полная масса маховика, кг:

кг.

4. Расчет на прочность основных деталей двигателя

.1 Расчет коленчатого вала

Расчетная сила Рz=рz*Fп, Н является условной, так как в процессе пуска тепловой режим двигателя не является установившимся и величина рz, (пусковое) отличается от рz рабочего. Однако не следует полагать, что при пуске индикаторная диаграмма будет близка к диаграмме холостого хода двигателя. Пусковой режим двигателя определяется подачей топлива, близкой к полной нагрузке, а Pz холодного двигателя часто бывает больше, чем при установившемся режиме.

Теперь необходимо определить наиболее нагруженное колено вала, т. е. такое, к которому подходит максимальный крутящий момент от других цилиндров. Величина и знак его зависят от числа цилиндров, угла заклинки колен и порядка вспышек. Момент, подходящий от цилиндров, может быть равен нулю; в этом случае, характерном для двигателей, у которых все колена вала находятся в одной плоскости, безразлично, какое из колен выбрать за расчетное.

Для расчета вала в первом положении знак подходящего момента значения не имеет, так как расчетное колено всегда находится в верхнем положении и момент, создаваемый им, равен нулю. Поэтому расчету подлежит колено, у которого абсолютное значение подходящего момента будет наибольшим.

Выбор колена, нагруженного наибольшим подходящим моментом, поясним на примере. Предположим, что нужно найти максимальный подходящий момент четырехтактного шестицилиндрового двигателя с порядком вспышек 1-5-3-6-2-4 (рис. 1.12.).

Рис. 1.12. Схема коленчатого вала четырехтактного шестицилиндрового двигателя с порядком вспышек 1-5-3-6-2-4

Будем искать максимальную сумму тангенциальных усилий ST, подходящую к любому из колен вала, находящихся в верхнем мертвом положении.

Заметим, что в рассматриваемом случае вспышки будут чередоваться через 120°. Если первое колено находится в положении a=0°, то последующие будут соответственно занимать положения a=120°; a= 240°; a=360° и т.д. Обратимся теперь к диаграмме тангенциальных (касательных) сил одного цилиндра, полученной при расчете по программе cinem4.exe, и выпишем ординаты, соответствующие указанным положениям кривошипов.

Эти ординаты приведены в табл. 1.3.

Для определения расчетного колена составим табл. 2.

По горизонтали пишем углы поворота вала, соответствующие Pz в других цилиндрах. В первую строку впишем крутящие моменты" создаваемые первым цилиндром при a=0°; a=120°; a=240° и т. д.; очевидно, при a=0° момент будет равен нулю, а усилие, воспринимаемое коленом, составит Р, Н.

Далее, согласно порядку вспышек, со сдвигом в 120° заполняется строка 5, затем со сдвигом в 120° относительно 5-го цилиндра заполняется строка 3 и т. д.

Просуммировав по вертикали все значения Т', расположенные выше Pz данного цилиндра, получим значение касательных усилий ST, подходящих к колену.

Расчетным будет то колено, для которого 2Г' имеет наибольшее абсолютное значение. В рассматриваемом примере наибольшее значение ST= 0,74 МПа.

Таким образом, расчету подлежит второе колено.

В дальнейшем ST'*Fп, где Fп - площадь поршня, будет обозначаться Т'F, иначе говоря, Т'F, Н есть тангенциальное усилие наибольшего подходящего к колену вала крутящего момента.

Момент, подходящий к расчетному колену, следовало бы учитывать без сил инерции; однако в этом нет необходимости, так как в большинстве случаев предложенная методика несколько ужесточает расчет.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

Диаметр цилиндра: D = 0.12м

Ход поршня: S = 0.13 м

Среднее индикаторное давление: Pi = 1.754 МПа

Среднее эффективное давление: Pe = 1.298 МПа

Максимальное давление цикла: Pz = 11.59 МПа

Касательная сила, действующая на вторую коренную шейку коленчатого вала: T = 0.74 МПа

Геометрические характеристики шеек коленчатого вала

Диаметр коренной и мотылевой шеек вала:

принимаем

Диаметр внутренних отверстий в коренной и мотылевой шейках:

Важным параметром, характеризующим подшипник, является его относительная длина:

которая у коренных подшипников лежит в пределах =0,35…0,75, а у кривошипных - в пределах от 0,55 до 1,00.

Следовательно, длина шейки вала и подшипника могут быть определены по формуле:

Длина коренной шейки:

при

принимаем

Длина мотылевой шейки:

при

принимаем

Временное сопротивление растяжению:

Rm =650 МПа

Коэффициент «а», учитывающий характер упрочнения материала вала и определяемый:

,9 - для валов с азотированием всей поверхности либо подвергнутых другому виду упрочнения, одобренному Регистром;

,95 - кованных в штампах или в направлении волокон;

- для валов, не подвергнутых упрочнению.

Принимаем а = 0,95

Для однорядных двигателей коэффициенты А и В =1

Коэффициент , принимаем по таблице 1.5.

Таблица 1.5.

Число цилиндров123456789104,84,85,085,375,675,956,246,536,877,1

Коэффициент

Вычислим коэффициент t для четырехтактного двигателя:

Расстояние между осями соседних цилиндров:

коэффициент к1 = 1,5

Диаметр шеек вала должны быть не меньше определяемого по формуле:

Отношение диаметра шеек к их минимальному значению:

Ширина щек коленчатого вала в первом приближении:

Расстояние между серединами коренной шейки и щеки, вычисляется по формуле:

Толщина щек коленчатого вала в первом приближении:

Абсолютное значение перекрытия:

Толщина щек коленчатого вала, рассчитывается в зависимости от значений коэффициентов и .

Промежуточные значения коэффициентов и , приведены в таблицах 1.6. и 1.7., определяются путём линейного интерполирования.

Значения коэффициентов .

Таблица 1.6.

b/dk1.21.41.51.82.02.20.920.951.01.01.151.27

Значения коэффициентов

Таблица 1.7.

00.20.40.60.81.01.20.074.54.54.284.13.73.32.750.103.53.53.343.182.882.572.180.152.92.92.822.652.42.071.830.202.52.52.412.322.061.791.610.252.32.32.22.11.91.71.4примечания: 1. - радиус галтели, мм

. - абсолютное значение перекрытия, мм

3. - толщина щек коленчатого вала, мм

Отношение:

Значение коэффициента = 1

Отношение:

Отношение:

Значение коэффициента = 2.1

Толщина щек коленчатого вала, рассчитывается во втором приближении:

Радиус галтели:

Расстояние между серединами коренной шейки и щеки:

Минимальная ширина щеки:

Отношение расчетной и минимальной ширины щеки:

Минимальная высота щеки:

Расстояние между осями соседних цилиндров:

Определение напряженного состояния коленчатого вала

Для судовых дизелей коленчатые валы изготавливаются цельными ковкой или штамповкой из углеродистых сталей марок 35, 40, 45Г2, 50 и 50Г, из легированных сталей марок 18ХНВА, 38ХНЗМА, 40ХНМА.

С целью повышения износоустойчивости, поверхности кривошипных и рамовых шеек закаливают ТВЧ, азотируют или цементируют.

Коренная шейка

Величина максимальной газовой силы:

Момент от действия максимальной газовой силы:

Момент сопротивления:

Напряжения изгиба коренной шейки от действия максимальной газовой силы:

Касательная сила, действующая на вторую коренную шейку коленчатого вала:

Крутящий момент, действующий на вторую коренную шейку коленчатого вала:

Полярный момент сопротивления:

Напряжение кручения коренной шейки:

Суммарные напряжения в коренной шейке:

Щека коленчатого вала

Момент от действия максимальной газовой силы:

Момент сопротивления щеки:

Напряжение изгиба щеки от действия максимальной газовой силы;

Момент, действующий на щеку от тангенциальной силы:

Момент сопротивления щеки:

Напряжение изгиба щеки от действия тангенциальной силы:

Напряжение сжатия щеки от действия Pz/2:

Суммарные напряжения в щеке:

Мотылевая шейка

Момент, изгибающий мотылевую шейку:

Момент сопротивления шейки:

Напряжение изгиба мотылевой шейки:

Полярный момент сопротивления мотылевой шейки:

Момент, действующий на мотылевую шейку от тангенциальной силы:

Напряжения кручения:

Суммарные напряжения, действующие на мотылевую шейку:

При статических нагрузках за предел прочности принимают предел текучести. Для стали 40ХНМА он равен 390 - 785 МПа.

Запас прочности рассчитывают для максимальных - суммарных напряжений, действующих на мотылевую шейку:

4.2 Расчет на прочность деталей цилиндро-поршневой группы

.2.1 Расчет поршня

Поршни судовых дизелей изготовляют из чугуна марок СЧ32, СЧ24, СЧ28 и из алюминиевых сплавов марок АЛ-1, АК-2, АК-4, литейного жаропрочного сплава АЛ-19. Алюминиевые поршни легче чугунных. Это весьма важное преимущество поршней, так как от их массы зависит значение силы инерции, действующей в кривошипно-шатунном механизме. Алюминиевые сплавы обладают высокой теплопроводностью, в связи с чем повышается теплоотдача от алюминиевых головок поршней к уплотнительным кольцам и цилиндровым втулкам. Температура таких поршней ниже чем у чугунных.

Недостатком поршней из алюминиевых сплавов является их более высокая стоимость. Кроме того, они быстро изнашиваются, а в результате значительного коэффициента линейного расширения алюминия приходится увеличивать зазор между поршнем и втулкой цилиндра, что нежелательно, так как при непрогретом двигателе поршни будут стучать.

Верхнюю часть головки поршня называют днищем, на которое действует давление газов. Форма его зависит от условий смесеобразования.

Толщину днища поршня выбирают обычно конструктивно и проверяют на прочность при испытании опытного образца. Точно рассчитать прочность днища сложно, так как необходимо учитывать его неплоскую форму, упругую заделку по контуру, тепловые напряжения.

Вследствие сильного нагревания головки при работе двигателя и ее расширения между головкой и втулкой цилиндра предусматривают значительный зазор, равный примерно 0,006*D.

Зазор между тронком и втулкой цилиндра составляет у чугунных поршней примерно 0,001*D, у поршней из алюминиевых сплавов - примерно 0,0015 - 0,0025*D.

Через уплотнительные кольца передается 75 - 80 % всего теплового потока от днища поршня. При этом через первое кольцо отводится 40 - 50 % всей теплоты, через второе - в 2 раза меньше, через третье - в 4 раза меньше.

Недостаточный отвод теплоты от днища поршня может привести к его перегреву и, как следствие этого, к появлению трещин.

В двигателях с высокими тепловыми напряжениями допускается изготовлять составной поршень, и применение проточного охлаждения поршня.

В таких поршнях, охлаждающее масло по каналам расположенным внутри стержня шатуна, через отверстие в головке шатуна впрыскивается в полость головки поршня, омывая центральную часть днища поршня, и по специальным каналам поступает в боковые полости головки поршня и затем стекает в картер двигателя. Головка у таких поршней обычно изготавливается из жаростойкого металла: сталь 2Х13 или из легированного чугуна.

Исходные данные:

Радиальный зазор в канавке поршня: t = 0.0009 м

Отношение длины мотыля к длине шатуна: = 0.25

Толщина стенки головки поршня:

Радиальная толщина кольца:

Внутренний диаметр поршня:

Диаметр поршня по дну канавок:

Толщина донышка поршня для поршней с искусственным охлаждением:

Расстояние от первого поршневого кольца до кромки донышка:

Толщина цилиндрической стенки головки поршня:

Чтобы устранить защемление поршня в цилиндре вследствие его расширения при нагревании, диаметр поршня должен быть меньше диаметра цилиндра.

Диаметральный зазор между головкой поршня и цилиндром:

Диаметральный зазор между направляющей частью поршня и цилиндром:

Напряжения сжатия в головке поршня:

Удовлетворяет условию

Внутренний радиус днища:

Изгибающий момент относительно сечения 1-1:

Момент сопротивления донышка:

Напряжение изгиба донышка поршня:

Удовлетворяет условию

Высота головки поршня:

Высота юбки поршня:

Наибольшая нормальная сила, действующая на стенку цилиндра:

Наибольшее допустимое давление на стенки цилиндра:

удовлетворяет условию

Наибольшее допустимое удельное давление на поверхность опорных гнезд пальца:

Удовлетворяет условию

В составном поршне шпильки, служащие для соединения его головки с направляющей частью, испытывают напряжения растяжения силами инерции головки и силами трения поршня.

При прохождении поршнем верхнего крайнего положения сила инерции, действующая на шпильки его головки, будет равна:

где G - вес головки поршня с охлаждающей жидкостью, кг;

- отношение длины мотыля к длине шатуна;

r - длина мотыля, м.

Усилие возникающее при заедании поршня и условно принимаемое равным:

Расчетные напряжения в шпильках определяют из уравнений:

где - диаметр шпилек, см;

m - число шпилек.

Для углеродистой стали допускается и для легированной .

Принимаем шпильки из легированной стали.

4.2.2 Расчет поршневого пальца

Поршневой палец работает в сравнительно тяжелых условиях: ударный характер нагрузки; большие удельные давления на поверхность пальца; воспринимает тепло от сильно нагретого донышка поршня; подвод масла на поверхность пальца затруднен. Поэтому материал пальца должен обладать вязкостью, высокой прочностью и твердой поверхностью.

Пальцы изготовляют путем поковки или штамповки. Для быстроходных дизелей из легированных сталей. Для получения необходимой твердости поверхность пальца цементируют и закаливают с глубиной цементованного слоя в зависимости от диаметра пальца 0,5 - 2 мм.

Коэффициент, учитывающий массу пальца: к = 0.97

Модуль упругости стали12ХНЗА:

Диаметр пальца:

Длина пальца:

Внутренний диаметр пальца:

Длина втулки шатуна:

Расстояние между торцами бобышек:

Расстояние между серединами опор пальца:

Длина вкладыша головного подшипника:

Изгибающий момент относительно опасного сечения:

Момент сопротивления для сечения пальца:

Напряжения изгиба:

Удовлетворяет условию

Отношение внутреннего диаметра пальца к наружнему:

Площадь поперечного сечения пальца:

Срезывающие напряжения:

Удовлетворяет условию

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

Относительная деформация пальца:

Удовлетворяет условию

Напряжения овализации на внешней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости

в вертикальной плоскости

Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости

в вертикальной плоскости

удовлетворяет условию

Удельное давление в головном подшипнике:

удовлетворяет условию

4.2.3 Расчет поршневого кольца

Лучшим материалом для изготовления поршневых колец является чугун, так как он обладает хорошим антифрикционными качествами благодаря наличию в структуре свободного графита и удовлетворительной жаростойкостью при температуре 300 - 400 С.

Поршневые кольца изготовляют из чугуна марки СЧ24-44 с содержанием фосфора до 0,7% и с мелкокристаллической структурой. Твердость поршневых колец для повышения срока их службы должна быть на 20-30 единиц по Бринеллю больше твердости рабочей втулки цилиндра. Опытные данные показывают, что покрытие рабочей поверхности поршневого кольца пористым хромом увеличивает срок его службы и уменьшает износ рабочей втулки цилиндра.

Модуль упругости чугуна:

Радиальная толщина:

Вырез кольца:

Температурный зазор:

Высота кольца:

Деформация кольца при свободном состоянии:

Деформация кольца при надевании на поршень:

Зазор в замке в свободном состоянии:

В цилиндре двигателя кольцо находится в сжатом состоянии, а при надевании его на поршень оно разводится. В том и другом случае в нем возникают напряжения изгиба.

Напряжения изгиба кольца в рабочем состоянии:

удовлетворяет условию

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

Удовлетворяет условию

Удельное давление кольца на стенку цилиндра:

Сила противодействия погибу кольца:

4.3 Расчет цилиндровой втулки

Рабочие втулки цилиндра обычно изготавливают из чугуна перлитной структуры марки СЧ28-48 и из чугуна, легированного хромом и никелем. В быстроходных двигателях, в целях уменьшения веса, втулки цилиндра иногда выполняют из чугуна марки СЧ32-52 или из легированной стали с азотированием внутренней поверхности.

Износостойкость чугунных рабочих втулок цилиндра, кроме того, может быть повышена термической обработкой чугуна или покрытием внутренней поверхности тонким слоем пористого хрома.

Коэффициент линейного расширения чугуна:

Коэффициент Пуассона:

Модуль упругости чугуна:

Температурный перепад:

Допустимое напряжение на растяжение:

Диаметр верхнего опорного бурта:

Высота опорного бурта:

Расчетная толщина втулки:

Толщина стенки втулки:

Напряжения растяжения от действия давления газов:

удовлетворяет условию

Температурные напряжения во втулке:

Суммарные напряжения от давления и перепада температуры:

на наружной поверхности

на внутренней поверхности

удовлетворяет условию

4.4 Расчет шатуна

Назначение шатуна - передавать усилия от поршня двигателя к коленчатому валу. Шатун в собранном виде состоит из верхней головки, стержня и нижней головки. С помощью головного подшипника шатун соединяется с поршнем, а посредством мотылевого - с мотылевой шейкой коленчатого вала. При передачи усилий от поршня к коленчатому валу в стержне шатуна возникают напряжения сжатия и изгиба. Кроме того, вследствие быстрого нарастания давления в цилиндре в период сгорания топлива шатун подвержен ударной нагрузке.

В связи с этим материал для изготовления шатуна должен быть высокого качества. Шатуны отковывают или штампуют из углеродистой или легированной стали. Углеродистые стали применяются марок: Ст5,35, 30У и 35У. Легированные стали применяют следующих марок: 40ХН, 30ХМА, 20ХНЗА, 38ХМЮА.

Вкладыши головного подшипника чаще всего изготовляют литыми из бронзы, но их выполняют и стальными с последующей заливкой слоем антифрикционного сплава.

Длина шатуна:

Модуль упругости стали:

Диаметр стержня шатуна:

Внутренний диаметр круглой верхней головки шатуна:

Наружный диаметр круглой верхней головки:

Длина верхней головки шатуна:

Расстояние между шатунными болтами:

Диаметр шатунных болтов:

Длина стержня шатуна:

Размеры сечения шатуна:

Минимальная площадь стержня:

Напряжения сжатия в стержне шатуна:

удовлетворяет условию

Площадь среднего сечения:

Момент инерции шатуна:

Радиус инерции сечения:

Напряжения от сжатия и изгиба:

Сила инерции элемента стержня шатуна:

Равнодействующая сил инерции:

Наибольший изгибающий момент:

Радиальная толщина стенки головки:

Радиальная толщина стенки головки:

Толщина стенки головки шатуна:

Сила, возникающая при заедании поршня:

Напряжения растяжения в верхней головке шатуна:

Удовлетворяет условию

Момент инерции сечения головки шатуна:

Относительная деформация верхней головки шатуна:

удовлетворяет условию

.5 Расчет коренного подшипника скольжения судового дизеля с помощью программы PODSHIP3разработанной на кафедре СДВС, СПГУВК

На большинстве эксплуатируемых на флоте дизелей предусмотрены стальные вкладыши с толщиной стенки 10 - 15 мм, называемые толстостенными. Материалами антифрикционной заплавки этих вкладышей являются баббит Б83 и свинцовистая бронза БрС30.

Также применяются тонкостенные сталеалюминиевые или сталебронзовые вкладыши. У тонкостенных вкладышей толщина от 2 мм при диаметре шейки вала 50 - 80 мм до 6 мм при диаметре ее 250 - 320 мм. Основными материалом для вкладыша служит сталь марки 10. Сталеалюминиевые вкладыши могут быть изготовлены из электротехнической нелегированной стали тонколистовой стали, сталебаббитовые - из стали 15. Внутреннюю поверхность вкладышей покрывают слоем антифрикционного сплава, в качестве которого используют у сталеалюминиевых вкладышей алюминиевый сплав А020-1, у сталебаббитовых вкладышей - баббит Б83.

Толщина антифрикционного слоя тонкостенных вкладышей составляет от 0,3 до 1 мм. Сплав А020-1 наносят на стальную ленту в процессе ее прокатки. Из такой биметаллической ленты вкладыши изготовляют штамповкой.

Исходные данные :

1.Число цилиндров, диаметр и ход поршня, м : 6; 0,12; 0,14

2.Мощность, кВт и частота вращения коленчатого вала, об/мин. : 176; 1500

.Отношение длины коренной шейки коленвала к ее диаметру : 0,45

4.Механический КПД : 0,87

5.Ресурс двигателя до капитального ремонта : 29400

.Давление, МПа и температура, C масла на входе в подшипник : 0,5; 80

.Плотность, кг/куб. м и кинематическая вязкость масла, сСт : 950; 14

Результаты расчетов :

Дизель WD 615

Диаметр 0,12 м и длина 0,06 м коренной шейки.

Окружная 104,7 рад. и абсолютная 5,8 м/с скорости.

Минимальный 73 мкм, средний 106 мкм, максимальный 139 мкм зазоры.

Вводим значение предельного диаметрального зазора, мкм 139.

Максимальная 31 МПа и средняя за цикл нагрузка на коренную шейку 7,845МПа

Динамическая вязкость 0,013 Па с и плотность масла 911 кг/куб.м

Вводим значения толщины антифрикционного материала на поверхности вкладыша :

Номинальная толщина антифрикционного материала на вкладыше, м : 0,002

Минимальная толщина антифрикционного материала на вкладыше, м :0,001

Расчетная толщина вкладыша 0,005 м.

В качестве антифрикционного материала применяем свинцовистую бронзу.

Максимальная толщина тонкостенного 0,005 м и толстостенного 0,006 м вкладышей.

Число Зоммерфельда 2,544.

Относительный эксцентриситет 0,73.

Угол наклона прямой, проходящей через центры окружностей 43.

Таблица 1.8.

Текущий угол , град.Текущий зазор, мкмТекущее давление, МПа0 10 20 30 40 50 Текущий угол, град63 63 62 60 57 54 Текущий зазор, мм 0,500 0,547 0,598 0,657 0,732 0,830 Текущее давление, МПа 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 18050 46 41 37 32 28 23 20 16 14 12 10 100,965 1,157 1,438 1,861 2,509 3,514 5,067 7,388 10,537 13,855 15,087 10,776 0,506

Максимальный и минимальный текущие зазоры 63 мкм 10 мкм.

Максимальное давление в слое масла 15,1 МПа.

Критическая толщина пленки масла 4 мкм

Коэффициент запаса по толщине пленки масла 2,54.

Таблица 1.9.

Расстояние от середины вкладыша, ммДавление в зазоре, МПаРасстояние от середины вкладыша, ммДавление в зазоре, МПа0 3 5 8 10 1315,09 15,04 14,83 14,37 13,61 12,5115 18 20 23 25 11,02 9,11 6,74 3,88 0,5

Коэффициенты трения 0,00118 и сопротивления вращению 5,6.

Сила 0,052 кН; мощность 0,303 кВт трения.

Мощность механических потерь в двигателе 35,1 кВт.

Относительные механические потери в коренных подшипниках 6 %.

Коэффициент окружного расхода масла 0,019.

Коэффициент расхода масла через нагруженную часть 0,221.

Коэффициент расхода масла через ненагруженную часть 0,349.

Коэффициент расхода масла, увлекаемого в зазор 3,739.

Теплоемкость масла 2,004 кДж/(кг С).

Приращение температуры масла в нагруженной зоне подшипника 42,8 град. С.

Tемпературa масла на входе в зазор 84 град. С.

Средняя температурa масла в зазоре 101 град. С.

Объемный и массовый расходы масла 0,122E-04 куб.м/с 0,011 кг/с.

Число Зоммерфельда 5,348.

Относительный эксцентриситет 0,81.

Угол наклона прямой, проходящей через центры окружностей 37.

Таблица 1.10.

Текущий уголТекущий зазор, мкмТекущее давление, МПа0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 18096 96 94 91 86 81 75 68 61 53 46 38 32 25 20 16 12 11 100,500 0,522 0,545 0,573 0,609 0,657 0,726 0,826 0,981 1,226 1,629 2,315 3,514 5,632 9,253 14,648 19,648 16,698 0,510

Максимальный и минимальный текущие зазоры 96 мкм 10 мкм.

Максимальное давление в слое масла 19,6 МПа.

Критическая толщина пленки масла 4 мкм.

Коэффициент запаса по толщине пленки масла 2,5.

Таблица 1.11.

Расстояние от середины вкладыша, ммДавление в зазоре, МПа Расстояние от середины вкладыша, ммДавление в зазоре, МПа 0 3 5 8 10 1319,65 19,59 19,31 18,7 17,71 16,2615 18 20 23 2514,31 11,8 8,69 4,93 0,5Коэффициенты трения 0,0097 и сопротивления вращению 7,3

Сила 0,042 кН; мощность 0,247 кВт трения.

Мощность механических потерь в двигателе 35,1 кВт.

Относительные механические потери в коренных подшипниках 4,9 %.

Коэффициент окружного расхода масла 0,011.

Коэффициент расхода масла через нагруженную часть 0,218.

Коэффициент расхода масла через ненагруженную часть 0,822.

Коэффициент расхода масла, увлекаемого в зазор 2,579.

Теплоемкость масла 2,004 кДж/(кг С).

Приращение температуры масла в нагруженной зоне подшипника 27,1 град. С.

Tемпературa масла на входе в зазор 81 град. С.

Средняя температурa масла в зазоре 94 град. С.

Объемный и массовый расходы масла 0,324E-04 куб.м/с 0,029 кг/с

Число Зоммерфельда 9,182.

Относительный эксцентриситет 0,85.

Угол наклона прямой, проходящей через центры окружностей 34.

Таблица 1.12.

Текущий уголТекущий зазор, мкмТекущее давление, МПа0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180129 128 126 121 115 108 99 90 80 70 59 49 40 31 24 18 14 11 100,500 0,512 0,526 0,542 0,563 0,591 0,632 0,693 0,788 0,943 1,205 1,671 2,534 4,183 7,345 12,933 19,930 19,356 0,513

Максимальный и минимальный текущие зазоры 129 мкм 10 мкм.

Максимальное давление в слое масла 19,9, МПа.

Критическая толщина пленки масла 4 мкм.

Коэффициент по толщине пленки масла 2,59.

Таблица 1.13.

Расстояние от середины вкладыша, ммДавление в зазоре, МПаРасстояние от середины вкладыша, ммДавление в зазоре, МПа0 3 5 8 10 1319,93 19,87 19,58 18,97 17,96 16,4915 18 20 23 2514,51 11,96 8,81 5 0,50

Коэффициенты трения 0,0082 и сопротивления вращению 8,3.

Сила 0,036 кН; мощность 0,210 кВт трения.

Мощность механических потерь в двигателе 35,1 кВт.

Относительные механические потери в корен. подшипниках 4,2 %.

Коэффициенты окружного расхода масла 0,009.

Коэффициенты расхода масла через нагруженную часть 0,214.

Коэффициенты расхода масла через ненагруженную часть 1,479.

Коэффициенты расхода масла, увлекаемого в зазор 1,968.

Теплоемкость масла 2,004 кДж/(кг С).

Приращение температуры масла в нагруженной зоне подшипника 18,2 град. С.

Tемпературa масла на входе в зазор 81 град. С.

Средняя температурa масла в зазоре 89 град. С.

Объемный и массовый расходы масла 0,691E-04 куб.м/с 0,063 кг/с.

Допустимая скорость изнашивания антифрикционного материала вкладыша % 1,2 мкм/тыс. ч

Предельная скорость изнашивания антифрикционного материала вкладыша % 35,7 мкм/тыс.

4.6 Расчет выпускного клапана

Впускные и выпускные клапаны работают в тяжелых условиях. Выпускной клапан, кроме динамического воздействия, подвержен воздействию горячих продуктов сгорания, омывающих его тарелку, вследствие чего последняя при работе двигателя значительно нагревается. Поэтому материал для изготовления таких клапанов должен быть жаростойким, антикоррозионным, достаточно прочным и вязким, износоустойчивым, не склонным к короблению и образованию трещин, не способным закаливаться на воздухе, при повторных нагревах должен сохранять первоначальные физические свойства. Для быстроходных двигателей клапаны изготовляют из специальных сталей типа сильхром с содержанием 2,2 - 3,9% Si, 2,5 - 20%Cr, 23 - 27% Ni.предел прочности такой стали при температуре нагрева 800 С составляет около 5 кг/мм при удлинении порядка 46%.

Угол фаски опорного седла клапана:

Допускаемые напряжения изгиба в тарелке клапана:

Давление в конце расширения при пуске двигателя:

Площадь проходного сечения клапана:

Диаметр горловины клапана:

Полный ход клапана:

Диаметр тарелки клапана:

Толщина тарелки клапана:

Диаметр штока клапана:

Радиус перехода от штока к тарелке клапана:

Проверка тарелки клапана на прочность:

Расчетное значение больше принятого, принимаем

Наибольшее усилие, возникающее в момент открытия клапана:

Площадь сечения штока:

Напряжения сжатия от наибольшей силы:

Удовлетворяет условию

Выводы: Данный раздел является основой всего дипломного проекта. В этом разделе производился расчет всех необходимых параметров двигателя. Основываясь на среднестатистические данные параметров современных отечественных и зарубежных дизелей, произвели анализ этих параметров и по результатам анализа выбрали двигатель WD 615. По методу Гриневецкого-Мазинга произвели расчет основных показателей двигателя при процессах всасывания, сжатия, горения, расширения и выпуска. Попутно определили удельный эффективный расход топлива, механический, индикаторный, эффективный КПД. Отдельные из этих показателей применили при расчете основных конструктивных элементов и деталей дизеля. К спроектированному двигателю подобрали основные системы обеспечивающие работу дизеля.

5. Расчет агрегата наддува

Исходными данными для расчета являются (из глав 1 и 2):

• мощность двигателя Ne = 176 кВт;
• удельный расход топлива ge = 215 г/(кВт·ч) = 0,215кг/(кВт·ч);
• давление наддува Рк = 0,169 МПа;
• коэффициент избытка воздуха ? = 1,617;
• коэффициент продувки ?а = 1,149;
• температура газов перед турбиной tг = 858К;
• расход воздуха двигателем Gв = 0,187 кг/с;
• расход газа двигателем Gв = 0,194 кг/с;
• степень повышения давления pк = 1,695.

Для дальнейших расчетов принимаем давление и температуру наружного воздуха То = 305 К; Ро = 0,10 МПа.

Теперь можно перейти к расчету турбокомпрессора.

5.1 Расчет компрессора

Параметры турбокомпрессора оказывают большое влияние на показатели дизеля с газотурбинным наддувом. Для наддува судовых дизелей применяются, как правило, центробежные компрессоры с рабочими колесами полуоткрытого типа и радиальными лопатками /9/.

Работа адиабатного сжатия 1 кг воздуха в наддувочном компрессоре от давления Ро до давления Рк

Lад= ·То··305·48210 Дж/кг.

Где k = 1,4 - показатель адиабатного сжатия в компрессоре; R - газовая постоянная воздуха, R = 287 Дж/(кг·К).

Задавшись безразмерным коэффициентом напора ?h =1,28 , найдем окружную скорость И2 на внешнем диаметре колеса D2 (рис. 6.1)

Полученное значение И2 близко к диапазону 200-350 м/с характерному для выполненных двигателей и меньше значения 450 м/с граничного по условиям прочности.

Далее определяем размеры входного устройства. Его проходное сечение равно

(6)

где С0 - скорость воздуха на входе; ?0 - плотность воздуха на всасывании.

Наибольшее значение КПД компрессора достигает при скорости воздуха непосредственно на входе в рабочее колесо С1 равной (0,28-0,32)·И2. Принимаем С1= 0,28·И2 = 0,28·274,4 = 77 м/с. Согласно /9/ скорость С0 =(0,3-0,4)·С1. Принимаем С0 = 0,3·С1 = 0,3·77 = 23 м/с.

Плотность воздуха на всасывании определяем по формуле

Рис. 5.1. Рабочее колесо нагнетателя

Тогда, подставив в формулу (6) известные величины получим

Принимаем коэффициент потерь входного устройства равным ?0=0,2, тогда плотность воздуха на входе в рабочее колесо равна

Проходное сечение на входе в рабочее колесо равно

Принимаем диаметр вала компрессора равным dв = 0,01 м = 10 мм. Тогда диаметр ступицы колеса равен

0 = dв + 30 = 10 + 30 = 40 мм = 0,040 м.

Диаметр входной части рабочего колеса равен

Принимаем безразмерный коэффициент расхода равным q = 0,005. Внешний диаметр колеса равен

Принимаем D2 = 0,10 м, что соответствует типоразмерному ряду турбокомпрессоров типа ТК по ГОСТ-9658.

Оцениваем частоту вращения ротора турбокомпрессора

52170 об/мин.

Полученная частота вращения близка к значениям характерным для турбокомпрессора четырехтактного судового дизеля /7, стр.133, рис. 3.17 и 10, стр.182/.

Определяем средний диаметр на входе в рабочее колесо

Находим окружные скорости во входном сечении (рис. 6.2)

Рис. 5.2. График скоростей на входе в колесо компрессора

Углы изгиба лопаток колеса на входе

Принимаем поправки ??0=30 и ??1=3°, тогда действительные углы изгиба

?0д = ?0 + ??0 = 43° + 30 = 43°30;

?1д = ?1 + ??1 = 27°25 + 3° = 30°25.

Относительная скорость воздуха W1 на входе в колесо (на среднем диаметре) равна

Температура воздуха на входе в рабочее колесо равна

Отношение скорости воздуха W1 к скорости звука ? равно

Полученное значение М1 лежит в рекомендованных пределах 0,30-0,60 /9, стр.5/.

Для лопаток радиального типа угол изгиба лопаток на выходе равен ?2 = 90°.

Принимаем из диапазона 15-26° значение ?к равным ?к = 24°. Тогда число рабочих лопаток равно

Шаг лопаток составляет

Выбираем толщину лопатки ?2 равной ?2 = 1,0 мм, толщину ?1 принимаем равной ?1 = 5 мм. При этом коэффициенты раскрытия лопаток будут таковы

Ширина лопатки на входе воздушного потока в рабочее колесо равна

Задаемся радиальной составляющей скорости на выходе С2г = С1 = 77 м/с (рис. 6.3).

Коэффициент закрутки ?2 при числе лопаток ZЛ = 15 равен ?2 = 0,88.

Рис. 5.3. График скоростей на выходе из колеса компрессора

Скорость закручивания потока на выходе равна

Абсолютная скорость потока на выходе из рабочего колеса составит

Составляющие относительной скорости равны

Поэтому относительная скорость воздуха на выходе из колеса равна

Углы ?2 и ?2 определяются из выражений

Далее определяем изменения термодинамических параметров воздушного потока при его движении через каналы рабочего колеса.

Температуру воздуха на входе в рабочее колесо определили раннее Т1 = 303 К.

Коэффициент потерь при осевом входе воздуха в компрессор принимаем (как и ранее) равным ?0 = 0,2, тогда потери энергии на входе в рабочее колесо равны

Показатель политропы процесса на участке входа

Давление воздуха на входе в рабочее колесо

Потери энергии в колесе компрессора складываются из следующих составляющих.

Принимая коэффициент потерь при загнутых лопатках на входе равным ?1=0,5, потери на входе в колесо составят

Принимая коэффициент потерь на поворот потока в рабочем колесе равным ?2 = 0,4, потери на поворот составят

Принимая коэффициент потерь на трение в каналах между лопатками равным ?3 = 0,15 потери на трение составят

Принимая коэффициент потерь на трение диска равным ?4 = 0,05 потери на трение диска составят

Принимая коэффициент потерь при изменении скорости потока в колесе от W1 на входе до W2 на выходе равным ?5 = 0,5 потери составят

Таким образом, суммарные потери будут равны

L? = L1 + L2 + L3 + L4 + L5 = 961 + 2645 + 288 + 1237 + 2282 = 7413 Дж/кг.

Для колес с радиально направленными рабочими лопатками коэффициент ?к определяется по уравнению

Температура воздуха на выходе из колеса равна

Показатель политропы процесса сжатия воздуха в колесе находим из выражения

дизель судно речной флот

Давление воздуха на выходе из рабочего колеса

Плотность воздуха при определенных выше условиях равна

Ширина лопатки на выходе воздушного потока из рабочего колеса равна

Находим отношение в2/D2 = 0,0063/0,10 = 0,063. Полученное отношение попадает в обычные пределы 0,045-0,07.

Далее определяем размеры выходного направляющего аппарата, который включает безлопаточную часть диффузора, лопаточный диффузор и улитку.

Рассчитываем безлопаточную часть.

Ширина безлопаточного диффузора на входе принимается равной в3 = в2 = 0,0063 м.

Внешний диаметр безлопаточного диффузора принимаем равным

3 = 1,2 · D2 = 1,2 · 0,10 = 0,12 м.

Поскольку принята постоянная ширина диффузора, то радиальная составляющая абсолютной скорости потока на выходе из безлопаточного диффузора равна

Скорость закручивания потока равна

Абсолютная скорость потока составит

Температура воздуха на выходе из безлопаточного диффузора

Принимаем показатель политропы на рассматриваемом участке равным

nд = 1,7, тогда давление воздуха

Для проверки правильности выбора D3 и в3 находим вспомогательные величины

Полученные величины подставляем в соотношение

Поскольку несоблюдение равенства не превышает 5% размеры D3 и в3 оставляем прежними.

Оцениваем угол вектора абсолютной скорости на выходе из безлопаточного диффузора

Рассчитываем лопаточный участок диффузора (рис. 5.4).

Рис. 5.4. Направляющий аппарат диффузора

Внешний диаметр принимаем равным D4 = 1,6 · D2 = 1,6 · 0,10 = 0,16 м.

Количество лопаток Zн направляющего аппарата принимаем меньше числа лопаток рабочего колеса и не кратным ZЛ, тогда Zн = 14 шт.

Толщина лопаток принимается равной ?н = 2 мм.

Угол лопатки на входе ?3 выбираем из условия получения нулевого угла атаки ?3 = ?3.

На выходе из лопаточного аппарата принимаем ?4 ? ?4 = 25°.

Лопатки выполняем в виде дуг окружности, радиус дуги определяем из выражения

Радиус окружности центров дуг лопаток равен

Шаг лопаток на входе воздушного потока в лопаточный диффузор составляет

на выходе

При этом коэффициент раскрытия лопаток на внутреннем диаметре равен

на внешнем

Принимаем равенство плотностей ?3 ? ?3.

Плотность воздуха при определенных выше условиях равна

Радиальная скорость на входе в лопаточный направляющий аппарат

Абсолютная скорость составит

Температура воздуха на входе в лопаточный диффузор

Принимаем показатель политропы на рассматриваемом участке равным nд = 1,7, тогда давление воздуха

Плотность равна

Полученное значение ?3 отличается от принятого ранее менее чем на 4%, поэтому вносить коррективы в расчет, связанный с определением С3г не нужно.

Абсолютная скорость потока на выходе из лопаточного диффузора принимается равной C4 = 0,8 · С1 = 0,8 · 77 = 62 м/с.

Ее радиальная составляющая равна

Скорость закручивания потока составит

Температура воздуха на выходе из лопаточного диффузора

Коэффициент потерь в каналах диффузора принимаем равным ?д = 0,2, тогда потери энергии равны

Показатель политропы процесса сжатия воздуха в диффузоре находим из выражения

Давление воздуха на выходе из рабочего колеса

Плотность воздуха при определенных выше условиях равна

Ширина лопатки на выходе воздушного потока из рабочего колеса компрессора равна

Находим отношение характерных площадей

Полученное отношение меньше рекомендованных /9/ пределов 2,5-3,5, однако для малоразмерных компрессоров это приемлемо, тем более, что заданное ?к обеспечивается.

Переходим к расчету улитки.

Среднюю скорость потока на выходе из улитки принимаем равной

5 = 0,8 · С1 = 0,8 · 77 = 49,6 м/с.

Тогда температура воздуха на выходе составит

Принимаем КПД улитки равным ?5 = 0,5, тогда показатель политропы расширения равен

Давление воздуха на выходе из улитки

Полученное давление Р5 обеспечивает заданное давление Рк.

Плотность воздуха при определенных выше условиях равна

Выходная площадь сечения улитки

Диаметр улитки на выходе

Изменение диаметра по углу улитки ?у определим по уравнению

Радиус внутренней поверхности

Максимальный радиус улитки

Удельная адиабатная работа сжатия равна

ад= ·То·· 305 ·48210 Дж/кг.

Адиабатный КПД компрессора

Полученное значение КПД близко к значениям указанным в /9/.

Коэффициент напора равен

Полученное значение укладывается в диапазон указанный в /9/.

Мощность, потребляемая компрессором

5.2 Расчет газовой турбины

Для привода компрессора используются как осевые, так и радиальные центростремительные турбины. Типоразмерный ряд турбокомпрессоров (ГОСТ 9558-66) предусматривает применение осевых турбин в агрегатах наддува типа ТК-18, ТК-23, ТК-30, ТК-38, ТК-50 и ТК-64, которыми оснащаются мощные средне- и малооборотные дизели и радиальных центростремительных турбин в турбокомпрессорах типа ТКР-7, ТКР-8,5, ТКР-11, ТКР-14 и ТКР-23, используемых для форсировки быстроходных двигателей.

Расчет проводим для осевой газовой турбины.

Расход газов берем из главы 1

Температура газов перед турбиной определена в главе 1 и равна Тг = 858 К.

Принимаем скорость газового потока на входе в сопловой аппарат равной СГ = 100 м/с. Показатель адиабаты согласно /9/ равен кг =1,34. Число Маха равно

Тогда температура заторможенного потока на входе в сопловой аппарат равна

Из главы 1 находим общий КПД турбины, учитывающий и механические потери в турбокомпрессоре ?Т = 0,944. Там же определена удельная адиабатическая работа расширения в турбине

Противодавление за турбиной принимаем равным Р2 = 0,108 МПа = 108000 Па. Таким образом, давление газов перед турбиной будет равно

Задаемся степенью реактивности турбины ? = 0,25. Удельная адиабатная работа расширения газа в сопловом аппарате равна

Принимаем коэффициент скорости соплового аппарата равным ?=0,95. Тогда абсолютная скорость потока на выходе из сопла составит

Принимаем значение параметра ? = 0,5. Находим окружную скорость

По соображениям прочности И не должна превышать 350 м/с. Это условие соблюдается.

Принимая частоту вращения ротора турбокомпрессора равной частоте вращения компрессора (определенной в разделе 6.1) nт = nк = 52170 об/мин, находим средний диаметр рабочего колеса турбины

Определяем давление, температуру и плотность газа на выходе из соплового аппарата

Проходное сечение соплового венца будет равно

Угол ?1, между вектором абсолютной скорости С1 и плоскостью вращения ротора турбокомпрессора принимаем равным ?1 = 20?.

Количество сопловых лопаток (рис. 6.5) оцениваем по их шагу tc, задаваясь значением tc = 11 мм = 0,011 м получим

Принимаем ZC = 26 шт

Рис. 5.5. Колесо турбины с решеткой

Принимаем толщину выходной кромки сопловой лопатки равной ?с = 1,5 мм = 0,0015 м, тогда коэффициент раскрытия лопаток аппарата находим из выражения

Радиальная длина (высота) лопаток соплового аппарата равна

Параметры газовой струи на входе в рабочее колесо определяет следующим образом.

Относительная скорость на входе в колесо равна

Температура заторможенного потока

Угол между вектором относительной скорости и направлением вращения рабочего колеса

Работа адиабатного расширения газа в рабочем колесе равна

Принимаем коэффициент скорости равным ? = 0,9. Тогда на выходе из рабочего колеса относительная скорость газа составит

Угол между вектором относительной скорости и направлением вращения рабочего колеса выбираем для активной лопатки равным ?2 = ?1 - 5 = 38 - 5 = 33?.

Принимаем шаг лопаток равным tр = 12 мм = 0,012 м, тогда число рабочих лопаток равно

Принимаем число рабочих лопаток равным Zр = 24. Принимаем толщину выходной кромки рабочей лопатки равной ?Р = 1,0 мм = 0,001 м, тогда коэффициент раскрытия лопаток аппарата находим из выражения

Температура и плотность потока на выходе из рабочего колеса равны

Высоту рабочих лопаток принимаем равной lр = lс = 0,024 м. Корректируем угол

Тогда ?2 = 25?.

Находим величину напряжений на разрыв рабочей лопатки от центробежных сил

Полученные напряжения меньше допустимых 240-260 МПа.

Абсолютная скорость газа на выходе из рабочего колеса равна

Угол между вектором скорости и направлением вращения колеса равен

Работа на окружности рабочего колеса турбины

Адиабатный КПД турбины

Окружной КПД

В первом приближении потери на утечки, трение и вентиляцию принимаем равными 3%, тогда внутренний КПД турбины

Механический КПД турбины принимаем из главы 1 равным ?М = 0,944. Тогда эффективный КПД турбины и развиваемая ею мощность равны

Определяем небаланс мощности турбины и компрессора

Полученное значение мощности турбины соответствует небалансу мощности, потребляемой компрессором, менее 5%, расчет можно считать выполненным.

6. Научно - исследовательский фрагмент. Установка генератора кавитации в топливную систему буксира проекта Р-50

.1 Обоснование установки генератора кавитации

Для повышения технико - экономических показателей судна проекта Р-50, было принято решение установить генератор кавитации в топливную систему ГД (WD 615) c целью уменьшения удельного расхода топлива и повышению моторесурса главных двигателей.

Ресурс и эффективность работы топливной аппаратуры в большей степени зависит от физико-химического состава топлива и его подготовки перед подачей в топливную систему двигателя.

Одним из способов повышения надёжности топливной аппаратуры судовых дизелей, является её кавитационная обработка в системе топливоподачи.

При обработки топлива данным способом под воздействием кавитации алгомераты и молекулы углеводородов расщепляются на более лёгкие, что приводит к уменьшению вязкости и плотности, снижению температуры вспышки. При обработке смеси топлива и воды происходит образование мелкодисперсной водотопливной эмульсии с размерным рядом частиц водной фазы до 1-5 мкм.

Генератор кавитации позволяет обрабатывать различные сорта топлив, имеет простую констукцию и технологию изготовления и при этом обеспечивает:

·Уменьшение вязкости и плотности топлива, что понижает величину сил трения и износ прецизионных пар топливной аппаратуры, способствует снижению их перегрева и заклинивания, образования нагара на поверхности элементов распылителей форсунок.

·Снижение температуры вспышки, что значительно улучшает способность топлив к самовоспламенению, определяющий дальнейший процесс сгорания и уровень тепловых и механических напряжений в деталях ЦПГ.

·Уменьшение размеров твёрдых примесей в топливе, что снижает вероятность образования задиров на поверхностях прецизионных пар, коррозии деталей топливной аппаратуры, ЦПГ и систем газовыпуска, увеличивая их ресурс.

·Гомогенизацию обводнённых топлив до уменьшения размеров частиц водной фазы до 1-5 мкм, что даёт возможность их применения без отрицательного воздействия водной составляющей на прецизионные пары топливной аппаратуры, не вызывая нарушений в их работе.

.2 Сущность изобретения

Генератор кавитации является гидродинамическим устройством, обеспечивающим возникновение режима ультразвуковой кавитации за счет перепада давлений на входе и выходе устройства.

Устройство содержит: цилиндрический корпус 1 с патрубками 2, 3 подачи и удаления жидкого топлива. В патрубке 2 размещена винтовая вставка 6 для перемешивания топлива. В корпусе 1 размещен ультразвуковой струйный излучатель 7. Излучатель 7 выполнен в виде двух спиралей 7a, 7b Архимеда, лопасти которых имеют противоположные направления и расположены друг между другом. Устройство дополнительно снабжено камерой 14 переменного сечения, расположенной за струйным излучателем 7 по ходу потока жидкого топлива. Камера имеет сужающуюся и расширяющуюся части 14a, 14b. Минимальный диаметр do камеры 14 определяется соотношением:

do - минимальный диметр камеры, м;

К= 5. ..10 - расчетный коэффициент, учитывающий физические свойства жидкого топлива;

Q - заранее заданный расход жидкого топлива, проходящий через систему топливоподачи, м3/с;

P2 - заранее заданная величина давления в потоке жидкого топлива на выходе из указанной камеры, Па;

Pc - давление в потоке жидкого топлива, при котором при заданном перепаде между давлением в этом потоке перед струйным излучателем 7 и давлением в этом потоке в сужающейся части 14a камеры 14 после струйного излучателя 7 возникает кавитация в потоке топлива в расширяющейся части 14b камеры 14

Изобретение относится к системам топливоподачи энергетических установок, а именно к устройствам для обработки жидкого топлива, а более точно, к устройствам для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи. Устройство может быть использовано при подготовке жидкого топлива для энергетических установок. Наиболее успешно изобретение может быть использовано при подготовке тяжелых низкосортных видов топлива.

При использовании в энергетических установках тяжелых низкосортных видов топлива сгорание такого топлива из-за наличия в нем разнообразных примесей происходит не полностью. Это обусловливает относительно невысокую эффективность использования такого топлива, а также увеличивает количество вредных выбросов в атмосферу. Поэтому такое топливо нередко подвергают предварительной обработке для диспергирования и гомогенизации содержащихся в нем примесей.

Известен ультразвуковой гидродинамический излучатель [SU, A, 1532083] предназначенный для получения мелкодисперсных эмульсий. Излучатель содержит цилиндрический корпус, в стенках которого выполнены входные тангенциальные отверстия для образования вихревой камеры. Излучатель снабжен выходным соплом, расположенным коаксиально вихревой камере. Выходное сопло выполнено витым в направлении, совпадающем с направлением оси тангенциального отверстия в корпусе вихревой камеры. В крышке камеры, соосно выходному соплу, выполнено отверстие для установки пористого вкладыша.

При работе такого устройства жидкость поступает в вихревую камеру излучателя через входные тангенциальные отверстия и под воздействием центробежных сил образует в вихревой камере закрученный жидкостный вихревой поток. При этом в вихревой камере образуется зона разряжения. Под действием создавшегося перепада давления через пористый вкладыш всасывается газовоздушный компонент, который захватывается вращающейся с большой скоростью жидкостью, смешивается с ней и под действием возникающих в излучателе ультразвуковых колебаний интенсивно диспергируется. В выходном сопле происходит дополнительная закрутка газожидкостного потока и еще более интенсивное диспергирование жидкости.

Описанный гидродинамический излучатель позволяет проводить обработку жидкости в потоке. Он используется для интенсификации различных технологических процессов получения мелкодисперсных эмульсий, а также для пенообразования и газонасыщения жидкости.

Однако при использовании такого устройства для обработки высоковязких жидкостей, таких, как тяжелые низкосортные типы топлива, не достигается достаточно высокой степени гомогенизации и диспергирования жидкости. Это обусловлено тем, что возникающие в излучателе ультразвуковые колебания не обладают достаточно высокой амплитудой для успешной обработки таких жидкостей. Процессы диспергирования и гомогенизации высоковязких жидкостей наиболее успешно осуществляются под воздействием ультразвуковых колебаний, сопровождающихся кавитацией.

Известно устройство для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи [FR, A, 2612567] содержащее цилиндрический корпус с патрубками для подачи и отвода жидкого топлива в ультразвуковой струйный излучатель. Ультразвуковой струйный излучатель выполнен в виде двух коаксиально размещенных по отношению друг к другу спиралей Архимеда, лопасти которых ориентированы в противоположных направлениях. Одна из спиралей жестко прикреплена к основанию корпуса, а другая установлена с возможностью перемещения вдоль оси корпуса, причем лопасти одной спирали размещены между лопастями другой спирали так, что обращенные друг к другу поверхности лопастей спиралей образуют каналы для прохождения обрабатываемой жидкости.

При работе такого устройства внутрь корпуса через патрубок для подачи жидкости поступает подлежащее обработке топливо, проходит через каналы, образованные лопастями струйного излучателя, и через отверстие в основании корпуса поступает в выходной патрубок. Поток жидкости, проходящий через струйный излучатель, испытывает торможение на его лопастях. При этом возникают колебания давления, происходящие с ультразвуковой частотой. В локальных областях потока минимальное давление оказывается меньше давления насыщенных паров обрабатываемой жидкости и возникает явление кавитации, что обеспечивает высокое качество обработки топлива.

Это устройство позволяет проводить эффективную обработку жидкого топлива, в том числе низкосортных высоковязких его типов, при давлении на выходе из устройства, совпадающем с давлением топливоподачи системы, от 1 до 5 кгс/см2. При более высоких значениях давления топливоподачи, что имеет место, например, при подаче его в котельных установках, создание условий для возникновения кавитации, а, значит, и для качественной обработки топлива, затруднено.

Авторами было установлено, что давление, при котором возникает кавитация в потоке жидкости в таком устройстве, зависит от перепада между давлением в потоке жидкости до струйного излучателя и давлением в потоке жидкости после струйного излучателя. При увеличении давления на выходе из устройства величина этого перепада резко возрастает. Так, при давлении топливоподачи 1.5 кгс/см2 для возникновения кавитации необходимо, чтобы этот перепад составлял 3. 6 кгс/см2, а при давлении топливоподачи 10.20 кгс/см2уже около 100 кгс/см2. Очевидно, что для создания такого перепада давления, а, значит, и для качественной обработки топлива при относительно высоком давлении топливоподачи потребуются такие большие энергетические затраты, которые сведут на нет весь экономический эффект, полученный от обработки топлива.

В основу настоящего изобретения положена задача создания устройства для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи, которое между ультразвуковым струйным излучателем и патрубком для отвода жидкого топлива было бы выполнено таким образом, чтобы обеспечить кавитацию в потоке жидкости при увеличении давления на выводе из устройства с сохранением относительно небольшого перепада между давлением в потоке жидкости до ультразвукового струйного излучателя и давлением в потоке жидкости после указанного излучателя и тем самым уменьшить энергетические затраты при обработке жидкого топлива, а также повысить качество обработки топлива и тем самым уменьшить количество вредных выбросов в атмосферу при его сжигании.

Поставленная задача решается тем, что устройство для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи, содержащее корпус с патрубками для подачи и отвода жидкого топлива, и ультразвуковой струйный излучатель для создания пульсаций давления в потоке жидкого топлива, в соответствии с изобретением снабжено камерой с переменным диаметром сечения, расположенной за струйным излучателем по ходу потока жидкого топлива, содержащей сужающуюся и расширяющуюся части, при этом минимальный диаметр камеры определяется соотношением

где

do минимальный диаметр камеры, м;

К= 5.10 расчетный коэффициент, учитывающий физические свойства жидкого топлива;

Q заранее заданный расход жидкого топлива, проходящего через систему топливоподачи, м3,c;

P2 заранее заданная величина давления в потоке жидкого топлива на выходе из указанной камеры, Па;

Pc давление в потоке жидкого топлива, при котором при заданном перепаде между давлением в этом потоке перед струйным излучателем и давлением в этом потоке в сужающейся части камеры после струйного излучателя возникает кавитация в потоке топлива в расширяющейся части камеры, Па.

После прохождения потоков жидкого топлива через ультразвуковой излучатель в этом потоке, так же, как это имеет место в известном устройстве, описанном выше, возникают пульсации давления, происходящие с ультразвуковой частотой. При прохождении пульсирующим потоком сужающейся части камеры скорость потока возрастает, а среднее давление падает. Среднее давление в потоке достигает наименьшего значения в самой узкой части камеры, и при минимальных значениях пульсирующего давления в потоке возникают кавитационные полости. При прохождении потоком расширяющейся части камеры скорость этого потока замедляется, а давление возрастает. В результате кавитационные полости схлопываются и происходит гомогенизация и эмульгирование жидкого топлива.

Благодаря тому, что минимальный диаметр камеры определяется в соответствии с найденной авторами зависимостью, указанной выше и учитывающей физические свойства жидкого топлива, характеристики системы топливоподачи, а также найденную авторами зависимость между перепадом между давлением в потоке жидкого топлива до струйного излучателя и давлением в этом потоке после струйного излучателя в сужающейся части камеры и давлением в потоке, при котором возникает кавитация, последняя возникает при относительно небольшом значении указанного перепада и относительно большом значении давления на выходе из камеры.

Таким образом, предлагаемое устройство обеспечивает благодаря кавитации высококачественную обработку жидкого топлива, в том числе его низкосортных высоковязких типов и тем самым обеспечивает уменьшение количества вредных выбросов в атмосферу. Благодаря тому, что кавитация возникает при относительно небольшом перепаде давления и относительно высоком давлении на выходе из устройства, предлагаемое устройство обеспечивает снижение эгнергозатрат при обработке жидкого топлива при относительно высоких значениях давления топливоподачи в системе.

Целесообразно для придания потоку жидкого топлива вращательного движения в патрубке подачи жидкого топлива установить винтовую вставку. Благодаря этой вставке подаваемая жидкость дополнительно перемешивается перед поступлением в ультразвуковой струйный излучатель, что еще больше повышает качество обработки топлива.

В дальнейшем изобретение поясняется подробным описанием примера его осуществления со ссылками на прилагаемые чертежи, на которых: на фиг. 1 - общий вид устройства, выполненного в соответствии с изобретением, в разрезе; на фиг. 2 поперечный разрез подвижной спирали струйного излучателя в увеличенном масштабе; фиг. 3 показывает камеру с переменным диаметром сечения, показанную на фиг. 1, в разрезе, в увеличенном масштабе; фиг. 4 - изображает зависимость между давлением, при котором возникает кавитация, и перепадом между давлением в потоке жидкости до струйного излучателя и давлением в потоке жидкости после струйного излучателя.

Как показано на фиг. 1, устройство для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи в соответствии с изобретением содержит цилиндрический корпус 1 с патрубком 2 для подачи жидкого топлива и патрубком 3 для его отвода. Патрубок 2 соединен с помощью гайки 4 с трубопроводом 5, сообщающимся с резервуаром для топлива (на фиг. не показан). В патрубке 2 установлена винтовая вставка 6. Коаксиально корпусу 1 установлен ультразвуковой струйный излучатель 7. Струйный излучатель 7 выполнен в виде двух спиралей Архимеда 7a и 7b, ориентированных вогнутыми сторонами одна к другой. При этом лопасти одной спирали 7a ориентированы в направлении, противоположном направлению лопастей спирали 7b. Спирали 7a и 7b установлены так, что лопасти одной спирали размещены между лопастями другой спирали и образуют каналы 7с прямоугольного сечения для прохождения обрабатываемого топлива. Одна из спиралей 7a расположена на основании 8. Поперечный разрез спирали 7a, размещенной на основании 8, изображен на фиг. 2. Основание 8 со спиралью 7a может перемещаться вдоль оси корпуса 1 (фиг. 1) по направляющим 9 с помощью регулировочной гайки 10 и втулки 11. Вторая спираль 7b размещена на крышке 12 корпуса 1 и закреплена неподвижно относительно корпуса 1 с помощью винтов 13. При перемещении спирали 7а относительно спирали 7b происходит изменение площади поперечного сечения каналов 7с. В крышке 12 выполнено отверстие для прохождения жидкого топлива.

Ультразвуковой струйный излучатель может быть выполнен и иначе, например так, как это описано в известном устройстве [SU, A, 1532083]

Устройство снабжено камерой 14 с переменным диаметром сечения, закрепленной, например, с помощью сварки на крышке корпуса 12 корпуса 1 так, что ось камеры 14 совпадает с осью струйного излучателя 7. Камера 14 имеет сужающуюся часть 14а, расширяющуюся часть 14b и минимальный диаметр do.

Минимальный диаметр do определяется в соответствии с предложенной авторами зависимостью. Для каждого струйного излучателя может быть построена зависимость давления, при котором возникает кавитация, от перепада между давлением в потоке до струйного излучателя и давлением в потоке после струйного излучателя. Зависимость для излучателя, используемого в предлагаемом устройстве, приведена на фиг. 4. По оси абсцисс отложены значения давления Р с, при котором происходит кавитация, в мегапаскалях, а по оси ординат - соответствующие значения перепада между давлением до струйного излучателя и давлением после струйного излучателя ?P, также в мегапаскалях.

Из фиг. 4 видно, что кривая вначале имеет относительно пологую часть, а затем круто поднимается. Более пологая часть кривой соответствует относительно небольшим значениям перепада давления ?P и соответственно относительно небольшим значениям давления Рс. Целесообразно выбирать значения давления Рс из значений, соответствующих этой относительно пологой части кривой. При определении параметров описываемой конструкции авторы приняли величину давления Рс, равной 0,2 МПа. Из графика на фиг. 4 видно, что при этом значении давления Рс перепад Р между давлением в потоке струйного излучателя и давлением в потоке в сужающейся части камеры после струйного излучателя составляет 0,6 МПа. Относительно небольшие значения перепада давления соответствуют относительно небольшим затратам энергии и обуславливают экономичность и эффективность работы устройства. Авторами установлено, что показанная на фиг. 4 зависимость определяется в первую очередь видом излучателя и очень мало зависит от вида используемого топлива. Поэтому такую зависимость можно использовать при выборе характеристик такого устройства для обработки различных видов топлива.

Минимальный диаметр do камеры 14 зависит от характеристик обрабатываемого топлива. Характеристики топлива, а именно плотность, вязкость и другие, учитываются коэффициентом К, значение которого выбирается равным от 5 до 10 и рассчитывается известным в гидравлике способом. Проведенные авторами исследования и расчеты показали, что для более вязких видов топлива следует выбирать более высокие значения коэффициента К. Например, для мазута с вязкостью 600 сСТ при 20oC K=10.

Минимальный диаметр dо камеры 14 зависит также от заранее заданного расхода 0 жидкого топлива, проходящего через систему топливоподачи. Как уже упоминалось выше, спираль 7b струйного излучателя 7 может перемещаться вдоль его оси. При этом изменяется площадь поперечного сечения каналов 7с, что позволяет регулировать расход системы в некотором диапазоне. Каждая система имеет определенный диапазон расхода топлива. При расчете минимального диаметра do камеры 14 можно воспользоваться средним значением между минимальным и максимальным значениями расхода. Но использовать среднее значение расхода топлива можно только в том случае, если максимальное и минимальное значения расхода 0 отличаются друг от друга не более, чем на 100% В том случае, если расход может изменяться в процессе работы более, чем на 100% целесообразно использовать два устройства, работающих параллельно.

Минимальный диаметр do камеры 14 зависит также от величины заранее заданного давления Р2 в потоке жидкого топлива на выходе из указанной камеры. Эта величина совпадает с давлением топливоподачи и задается в зависимости от давления, требуемого для работы конкретной энергетической установки.

Используя предлагаемую авторами зависимость, определяют минимальный диаметр doкамеры 14.

Опытным путем авторами установлено, что область возникновения кавитации при выбранном давлении Рс имеет некоторую протяженность. Поэтому камера 14 может иметь минимальный диаметр do, при котором обеспечивается возникновение кавитации при заданных характеристиках системы топливоподачи, на некотором расстоянии от выхода из струйного излучателя. Это позволяет выбрать форму стенок сужающейся части 14а камеры 14 так, чтобы минимизировать гидравлическое сопротивление. В описываемом устройстве продольный размер сужающейся части 14а камеры 14 был выбран таким, чтобы обеспечить радиус скругления стенок камеры 14, равным двум минимальным диаметрам do.

Продольный размер расширяющейся части 14b камеры 14 выбирается также из соображений наименьшего гидравлического сопротивления. Вместе с тем, выходной диаметр камеры 14 должен быть таким, чтобы обеспечить удобную стыковку с выходным патрубком 3. Из гидравлики известно, что наименьшее гидравлическое сопротивление будут иметь конические стенки, расходящиеся под углом, не превышающим 10o. Из этих соображений и определен продольный размер расширяющейся части 14b камеры 14.

Устройство работает следующим образом:

Поток жидкого топлива подается по трубопроводу 5 в патрубок 2 для подачи топлива, где, проходя через винтовую вставку 6,поток приобретает вращательное движение. Затем топливо поступает в цилиндрический корпус 1.

При прохождении через каналы 7с струйного излучателя 7 поток жидкого топлива становится вихревым, и в нем возникают колебания давления, совершающиеся с ультразвуковой частотой. Поток топлива проходит через отверстие в крышке 12 и поступает в камеру 14. При прохождении потока жидкого топлива через сужающуюся часть 14а камеры 14 давление в потоке топлива снижается. При прохождении потока топлива через самую узкую часть камеры с диаметром dо давление достигает своего минимального значения. Причем, поскольку давление в потоке, как было упомянуто, меняется с ультразвуковой частотой, то при прохождении через узкую часть камеры 14 с минимальным диаметром dо минимальное значение давления в локальных областях потока становится меньше давления насыщенных паров жидкости, в результате чего в потоке возникают кавитационные полости. Затем поток жидкого топлива проходит через расширяющуюся часть 14b камеры 14, в которой происходит его торможение. Давление постепенно возрастает и даже при минимальных значениях давления остается больше давления насыщенных паров. В результате парогазовые кавитационные полости схлопываются, а имеющиеся в топливе водяные и смолисто-асфальтовые частицы разбиваются, топливо эмульгируется и гомогенизируется.

Таким образом, предлагаемое устройство обеспечивает высококачественную обработку топлива, в том числе его высоковязких низкосортных типов, при относительно высоком давлении топливоподачи и относительно небольшом перепаде между давлением в потоке до струйного излучателя и давлением в потоке после струйного излучателя в сужающейся части камеры. Этим обеспечивается экономия энергии, повышается эффективность сжигания обработанного топлива и тем самым улучшается экология окружающей среды.

6.3Формула изобретения

. Устройство для обработки жидкого топлива кавитацией в системе топливоподачи, содержащее корпус с патрубками для подачи и отвода жидкого топлива и ультразвуковой струйный излучатель для создания пульсаций давления в потоке топлива, отличающееся тем, что устройство снабжено камерой с переменным диаметром сечения, расположенной за струйным излучателем по ходу потока жидкого топлива, содержащей сужающуюся и расширяющуюся части, при этом минимальный диаметр d0 камеры определяется соотношением

где К 5 10 расчетный коэффициент, учитывающий физические свойства жидкого топлива;

Q заранее заданный расход жидкого топлива, проходящего через систему топливоподачи, м3/с;

Р2 заранее заданная величина давления в потоке жидкого топлива на выходе из указанной камеры, Па;

Рс давление в потоке жидкого топлива, при котором при заданном перепаде между давлением в этом потоке перед струйным излучателем и давлением в этом потоке в сужающейся части камеры после струйного излучателя возникает кавитация в потоке топлива в расширяющейся части камеры, Па.

. Устройство по п.1, отличающееся тем, что в патрубке для подачи жидкого топлива установлена винтовая вставка.

7.Технологический раздел. Применение полимерных клеёв в судоремонте

Применение полимерных клеёв в судоремонте разработано на основании опыта монтажа судовых технических средств.

Распределяется на:

·Установку главных и вспомогательных двигателей, вспомогательных механизмов, подшипников валопроводов на фундаменты;

·Установку призонных болтов главных и вспомогательных двигателей, механизмов, валопроводов;

·Монтаж дейдвудных подшипников валопроводов и их составных частей; подшипников рулевых устройств и их составных частей;

·Сборку фланцевых соединений рулевых устройств и корпусных деталей главных и вспомогательных двигателей, механизмов и других судовых технических средств;

·Сборку составных гребных винтов переменного и фиксированного шага;

·Сборку конусных соединений гребных валов с винтами и полумуфтами, промежуточных и упорных валов с полумуфтами;

·Восстановление повреждений и коррозионную защиту деталей судовых технических средств на судах всех классов, типов и назначений и содержит необходимые технологические указания на выполнение этих работ;

Работы по монтажу судовых технических средств (СТС) с помощью клеёв должны выполняться под контролем ОТК.

Работы по монтажу поднадзорных Регистру судовых технических средств с помощью клеёв должны быть согласованы и выполняться под надзором Российского Морского Регистра.

7.1Общие технические требования и указания

В необходимых случаях должно быть выполнено и согласовано с Регистром расчётное обоснование.

Следует помнить, что работы по сборке узлов с применением клея должны быть выполнены в сжатые сроки (в течение времени жизнеспособности клея). В связи с этим подготовка инструмента и приспособлений должна проводиться заблаговременно и особо тщательно.

Клей применяют при сборке узлов, детали которых изготовлены из углеродистой и коррозионно - стойкой стали, чугуна, бронзы и латуни в любых сочетаниях. Для выполнения работ по сборке и разборке деталей с применением клея применяют оборудование (рештования, такелажные и другие приспособления). Монтаж и демонтаж выполняют в соответствии с действующими технологическими схемами.

При нагреве деталей необходимо контролировать температуру и равномерность нагрева , не допуская перегрева отдельных участков, попадания открытого огня на плёнку клея и резиновые уплотнения. Контроль температуры производится контактным термометром.

Подготовительные работы.

Специальная оснастка необходимая для монтажа судовых технических средств (СТС) с помощью клея:

·Пресс с гидро- или пневмоприводом или ручной;

·Противень из белой жести или листовой стали толщиной 0,5-1,0 мм;

·Трубка красномедная отожженная или резиновая с ниппелем и накидными гайками;

·Мерные сосуды или весы; шпатель для перемешивания компонентов (деревянный, металлический или пластмассовый);

·Штуцер для соединения трубки с деталью;

·Электрокалорифер или другие средства нагрева.

При монтаже судовых технических средств должны применяться конструкционные клеи, обладающие стойкостью к бензину и маслу, вибростойкостью, грибо и тропикоустойчивостью.

№МаркаПрочность клеевого соединения, не менееТемпература воздуха, детали при применение клеяВремя жизнеспособности при t 200СВремя полного отверждения, не мнееТемпературный интервал эксплуатацииПри сдвигеПри сжатииМпа (кг/см2)0СчЧ0С1К-15313 (130)160 (1600) 15-35 0,7-1,024 - при 200С 12 - при 350С 3 - при 60 0С+60 -602ЭД-20 ЭД-1611 (110)100 (1000)-40 +100

В таблице приведены наименьшие величины прочностных характеристик клеёв, полимеризация которых осуществляется при t=15-200С. Прочность клеевого соединения увеличивается на 25-30% при осуществлении нагрева при t=600С в течение не менее 6 часов.

Состав компонентов клеёв.

№МаркаНаименование компонентаКоличество по массе, г (объёму, мл)1К-153Смола эпоксидная (компаунд К-153А) Отвердитель - полиэтиленполиамин100(84) 12(11)2ЭД-20 ЭД-16Смола эпоксидная (ЭД-20; ЭД-16) Пластификатор - дибутилфталат Отвердитель - полиэтиленполиамин100(84) 15(14) 12(11)Примечание: взамен дибутилфталата может быть использован жидкий тиокол марки НВТ - 1 в количестве 20 - 30г на 100г. смолы.

Материалы, применяемые при приготовлении клеёв, должны удовлетворять требованиям действующей нормативной документации. Качество материалов должно быть подтверждено сертификатми, а при необходимости проверено в заводской лаборитории.

Хранение материалов следует осуществлять в соответствии с требованиями нормативной документацией с соблюдением правил пожарной безопасности и охраны труда.

Поверхности деталей, предназначенные для склеивания должны быть чистыми, без следов влаги, грязи, ржавчины, окисных плёнок и пыли. Для этого детали должны быть очищены при необходимости механической щёткой, шлифовалной шкуркой, наждачным кругом или другими средствами.

Поверхности деталей на участках адгезии с клеем должны быть обезжирены.

Обезжиривание поверхности необходимо выполнять следующим образом:

·Протереть ветошью, смоченной бензином или уайт - спиритом, а затем досуха чистой ветошью;

·Протереть 1-2 раза с интервалом 5-10 минут чистой ветошью, смоченной ацетоном, и затем - сухой ветошью;

·Допускается протирка только ветошью, смоченной ацетоном, не менее 2 раз и затем- сухой ветошью;

·После последней протирки ветошь должна оставаться чистой, в противном случае, операцию обезжиривания необходимо повторить.

Приготовление клея.

Клей следует приготавливать непосредственно перед употреблением и в количествах, которые могут быть использованы в течении времени их жизнеспособности. Добавление новой порции компонентов в неизрасходованный клей во избежание своевременного отверждения не допускается. Необходимо так же исключить попадание воды в компоненты клея и приготовленный клей.

Приготовление клея производится следующим образом:

·Необходимое количество смолы выливают в противень;

·При приготовлении состава необходимое количество пластификатора выливают на смолу и тщательно перемешивают в течение 3-5 мин; при использовании ранее приготовленной смеси смолы и пластификатора (срок хранения которой не должен превышать одного месяца) её так же тщательно перемешивают;

·Необходимое количество наполнителя (если он входит в состав клея) вводят в смолу при постоянном помешивании, затем клей перемешивают 3-5мин до получения однородной массы;

·После перемешивания клей должен отстояться в течении 2-8мин.

Перемешивание клея необходимо выполнять плавными перемешиваниями шпателем шириной 50-100мм, взбалтывая клей. Необходимое количество компонентов определяют взвешиванием ли мерными ёмкостями.

Количество клея предназначенного для использования, как правило, на 10-15 % больше расчётного.

Загустевший клей не разбавляется и к употреблению не пригоден.

.2Сборка деталей узлов с применением клея

Основные технические требования:

Перед началом выполнения работ по монтажу деталей с применением клея должны быть закончены и предъявлены ОТК и представителю Регистра работы, недоступные для контроля после этого.

Допускается выполнение работ при температуре окружающей среды не ниже +150С при условии обеспечения нагрева деталей и оснастки (пресса и трубок), а так же компонентов, входящих в состав клеёв, до t +25-+35 0С. При этом допускается, в отдельных случаях, осуществлять контроль температуры деталей на ощупь.

Нагрев деталей необходимо осуществлять при помощи калориферов, инфракрасных излучателей, гибких электронагревательных устройств, пара, ламп (форсунок) типа «Вулкан», газовых горелок или другими средствами.

Для измерения температуры при нагреве необходимо использовать термометры, термокарандаши и др. средства.

Нагрев смолы рекомендуется выполнять в закрытой ёмкости, помещённой в воду, имеющей температуру 30-500С. Нагрев компонентов или смеси без отвердителя разрешается проводить закрытым источником тепла (электрогрелками, калориферами или другими способами). При этом температура не должна превышать 350С.

Во избежание быстрой полимеризации введение отвердителя рекомендуется производить при температуре не выше 250С

При использовании клеевого соединения цилиндрических и конических деталей (кроме клеепрессового) должны быть предусмотрены мероприятия для обеспечения гарантированного клеевого зазора в соединении (отжимные болты для крупных деталей, точечная сварка, платики, центрирующие бурты, центрирующие кольца.)

Платики изготавливают из стеклоткани, паронита, липкой или изоляционной ленты, фоторопластовой плёнки. Размеры платиков назначаются исходя из размеров соединяемых деталей не менее 4 шт. на каждый пояс, равномерно расположенных по окружности. Толщина платиков соответствует минимальному требованию значению зазора клеем и наличаем наполнителя.

Заполнение радиальных (на сторону) зазоров до 1 мм. осуществляется путём нанесения клея на сопрягаемые поверхности деталей перед их установкой на место. Толщина ноносимого слоя при этом примерно 0,5 мм. Заполнение клеем зазоров (на сторону) более 1 мм. осуществляется под давлением от пресса (как правило, винтового типа) через подводной канал на собранном узле.

При использовании клея без наполнителя наибольшая допустимая величина радиального зазора 3 мм.

При использовании клея с наполнителем наибольшая допустимая величина радиального зазора 10 мм.

Перед началом выполнения работ по монтажу деталей с применением клея должны быть закончены и предъявлены ОТК и представителю Регистра работы, недопустимые для контроля после этого.

При повышении максимального допустимого зазора для принятого метода заполнения зазора клеем на площади не более 20% поверхности сопряжения допускается сохранение метода.

При заполнение зазора в соединение с помощью пресса смонтировать и зафиксировать взаимное положение деталей до начала подачи клея в зазор.

При заполнение зазора в соединение методом нанесения клея следует смонтировать и зафиксировать взаимное положение деталей в период жизнеспособности клея.

При сборке узла со шпоночным соединением с помощью клея зазоры в шпоночном соединение не регламентируются и заполнение их клеем не требуется в случаях, если в соответствии с выполненным расчётом обеспечивается величина запаса несущей способности клеевого слоя не менее значений, требуемых для бесшпоночного клеевого соединения. В остальных случаях шпонки устанавливаются с помощью клея, если в шпоночных соединениях не обеспечены посадки, предусмотренные ТУ на ремонт либо другой нормативной документацией.

При наличае шпонки в соединение, шпонка должна быть закреплена на валу винтами.

При радиальном зазоре более 2 мм необходимо предусмотреть мероприятия для уплотнения жидкого клея в замкнутом контуре.

Уплотнение может быть выполнено как: конструктивный элемент детали; дополнительный технологический узел, устанавливаемый временно или постоянно. Допускается уплотнять зазоры подручными средствами: липкой лентой; резиновым шнуром, эпоксидной шпатлёвкой, пластилином, ветошью и.т.д.

1-дейдвудная труба; 2- дейдвудная втулка; 3- уплотнение; 4- кольцо из двух половин; 5-планка приварная; 6- болт прижимной; 7-гайка.

Полноту заполнения зазора определяют по появлению клея из отводных каналов. Проверка полноты заполнения зазора клеем путём извлечения детали не допускается.

После заполнения зазоров подводящие и отводящие каналы заглушают пробками (металлическими или деревянными), удаляют подтёки клея.

Пробки и места их установки (подводящие и отводящие каналы) следует выбирать из условия отсутствия помех при эксплуатации узла. В противном случае пробки удаляют после отверждения клея.

После отверждения клея, удаляют временные технологические уплотнения.

На период отверждения клея должны быть предусмотрены мероприятия для предотвращения подвижки сопрягаемых деталей относительно друг друга. В том числе это касается (если применимо) запрета на: проворачивание валопровода; бункеровку судна; погрузку, выгрузку и перемещение крупногабаритных грузов на судне; переход судна на другой причал; продолжения монтажных работ, способных изменить взаимное положение деталей.

Для ускорения процессов полимеризации клея рекомендуется производить нагрев деталей до температуры 60-700С и выдержку при этой температуре не менее 3 часов до полного отверждения клея. Нагрев должен производиться, как правило, чем через 2 часа после сборки соединения.

Полное отверждение клея сопровождается следующими внешними признаками:

·Металлический предмет не вдавливается в плёнку клея

·Наблюдается хрупкий излом плёнки при температуре 20-300С

·При низких температурах окружающей среды клей загустевает, его прочностные свойства несколько увеличиваются

·При нагревании загустевший клей несколько размягчается (что не происходит с загустевшим клеем), прочность падает

·Загустевание (застывание )необходимо отличать от действительного его отвержления

Соединение клеевое.

Клеевое соединение применяется при монтаже узлов с цилендрическими, коническими и плоскостными поверхностями разъёма (деталей рулевых устройств, дейдвудных устройств, муфтовых соединений)

Требования:

·Необходимо подготовит поверхность к сборке.

·Необходимость применять разделяющие слои назначается технологом исходя из технологических требований к сборке, работе и разборке узла.

·Требования к зазорам(согласно вышеперечисленным требованиям к клеевому соединению)

·Отверждение клея осуществляется при взаимном положение деталей в узле, соответствующим конечному.

·После полного или частичного отверждению клея взаимное перемещение деталей недопустимо.

Клеепрессовое соединение.

Клеепрессовые соединения применяются при монтаже соединений с конической поверхностью разьёма (в том числе для сборки гребных винтов и полумуфт на валах, а так же деталей рулевых устройств (штыри, баллеры )).

При выборе клеепрессового соединения необходимо обеспечить контакт конусных поверхностей с проверкой на краску, обеспечивающий точное центрование деталей относительно друг друга.

Заполнение зазоров клеем необходимо выполнять методом на нанесения на склеиваемые поверхности. Соответственно действительны ограничения зазоров. При взаимном положении деталей в узле, соответствующим начальным при напресовке.

Заполнение зазоров в соединение осуществляется нанесением слоя клея на соединяемые конические поверхности деталей перед сборкой с последующим осевым перемещением деталей по слою неотверждённого (сырого) клея, до определённого расчётом положения.

Подготовление поверхностей выполняется согласно (правилам представленным ранее).

Разделяющий слой на конических поверхностях не применяется.

Детали напрессовываются в конечное положение в период жизнеспособности клея.

При выполнении клеепрессового соединения усилие напрессовки, как правило, значительно меньше приведённого ТУ на ремонт значения.

Отверждение клея осуществляется при взаимном положении деталей в узле, соответствующем конечному. После полного или частичного отверждения клея, взаимное перемещение деталей не допустимо.

Соединение с натягом по планке отверждённого клея.

Соединение с натягом по планке отверждённого клея применяют при ремонте корпусных соединений (детали рулевых устройств, и конусных соединений неответственных узлов).

Состояние подвижной относительно клея должно соответствовать общим требованиям технических условий на ремонт устройства или другой нормативной документации.

Подвижная относительно слоя клея поверхность не должна иметь кольцевых (или под углом к направлению сдвига) канавок, выборок, карманов и.т.д.

На подвижную относительно слоя поверхность наносят разделяющий слой.

Отверждение клея осуществляется при взаимном положении деталей в узле, соответствующем начальной напрессовке.

После полного отверждения выполняют напрессовку детали в конечное положение.

Напрессовку деталей рулевых устройств по планке отверждённого клея допускается выполнять с подогревом охватывающей детали до температуры, не превышающей допустимого в эксплуатации для используемого в ремонте клея (обычно до температуры около 600С).

7.3 Контроль качества

Контроль качества технологических операций должен осуществлять ОТК.

Контролю ОТК подлежит:

·Наличие паспортов или сертификатов на компоненты клея и соответствие паспортных данных требованиям стандартов и технических условий

·Определение сроков хранения компонентов

·Пригодность компонентов клея к использованию по внешним признакам

·Определение отверждаемости, жизнеспособности и при необходимости прочности клея на сдвиг в оговорённых случаях

·Подготовка поверхности к склеиванию (в том числе качество обезжиривания, температура деталей и клея)

·Установка деталей перед заполнением зазора клеем, в том числе установка в начальное положение деталей в конических соединениях

·Уплотнение монтажных зазоров, правильность установок деталей в начальное положение и величины осевого перемещения для клеепрессовых соединений и соединений с натягом по плёнке отверждённого клея

·Выполнение требований по отверждению клея перед выполнением последующих работ.

7.4 Методика испытания клея на сдвиг

Образцы для испытаний.

Втулка

оправка

Стержень

1-Стержень; 2- Втулка; 3 - оправка ; 4 - клей; 5 - стол пресса.

Прочность клея на сдвиг определяется в следующих случаях:

·При предварительных испытаниях с целью определения пригодности для использования материалов, гарантийный срок хранения которых истёк;

·При контрольных испытаниях с целью определения полимеризации клея в зоне выполнения работ, когда температура окружающего воздуха в течении большей части суток ниже +150С и при этом не осуществляется нагрев деталей.

Для предварительных испытаний клея на сдвиг материалы необходимо брать из той же партии, что и для выполнения работ. Результат предварительных испытаний распространяется на партию материалов и действителен в течение трёх месяцев.

Для контрольных испытаний клей необходимо брать непосредственно из замеса, приготовленного для применении на месте.

Для испытания необходимо изготовить образцы:

·Один комплект для предварительных испытаний

·2-4 комплекта для контрольных испытаний

·Оправка 1шт

Материал деталей: Ст3пс

Подготовка к испытаниям.

Поверхности А и Б образцов обезжирить, протереть ветошью, смоченной растворителем, затем протереть чистой сухой бязевой ветошью. После протирки ветошь должна оставаться чистой, в противном случае операцию обезжиривания необходимо повторить.

Нанести клей на поверхности А и Б образцов, затем стержни вставить во втулки и провернуть для равномерного распределения клея по склеиваемым поверхностям.

Установить образец на ровную горизонтальную поверхность и выдержать до полного отверждения клея. При контрольных испытаниях образцы устанавливать в зоне выполнения работ для обеспечения сходных с рабочими клеевым соединениям условий полимеризации (температура, влажность и.т.д.).

Испытания образцов на сдвиг производить на машине (прессе) для прочностных испытаний, на которой можно получить усилие до 50кН (5т.) при скорости движения нагружающего зажима не более 10мм/мин.

Перед испытанием образец выдержать в помещении для выравнивания температуры образца до комнатной (18-250С).

Для испытания образец установить в оправку. Усилие при испытании должно медленно возрастать до разрушения (сдвига стержня образца относительно втулки) клеевого соединения.

Хранение и приём пищи на рабочих местах, а так же совместное хранение спец одежды и продуктов питания не допускается.

Для приготовления клея следует брать необходимое количество исходных компонентов, а для обезжиривания поверхностей деталей - возможно меньшее количество уайт - спиртиа, бензина или ацетона.

Хранение компонентов на рабочих местах запрещается.

Категорически запрещается при работе с клеями, их компонентами, уайт - спиртиа, бензином, ацетоном и другими растворителями работать с открытым огнём, зажигать спички, курить, производить работы сопровождающие искрение.

Не допускается загромождение места работы. К рабочему месту должен быть обеспечен свободный подход.

Используемые для обезжиривания тампоны и ветошь, остатки материала необходимо собрать в металлические ёмкости с герметичными крышками и удалить в место, указанное органами пожарного надзора.

Пожароопасные вещества (ацетон, бензин, и др. ) должны содержаться в герметичной небьющейся посуде ёмкостью не более 2 литров.

При окончании работы либо временном её прекращении запрещается оставлять сосуды с пожароопасными веществами и составами у рабочего места.

При использовании источников тепла с открытым пламенем должны быть приняты меры пожарной безопасности, включающие оснащение рабочих мест средствами пожаротушения с учётом местных условий. Работы допускается выполнять только по согласованию с судовой администрацией и органами пожарного надзора.

Разлитый клей или его компоненты необходимо удалять механическим путём и промывать при необходимости загрязнённые места горячим 10% раствором соды.

Предел прочности клея на сдвиг определяется по формуле:

tсдв=0,8*Q

(tсдв=0.08*Q)

где

tсдв - предел прочности клеевого соединения на сдвиг, МПа (кг/см2)

Q - усилие, при котором началось разрушение клеевого соединения, кН (кг)

Партия материалов пригодна к прменению при получении в ходе предварительных испытаний значения предела прочности клеевого соединения на сдвиг не менее 11 МПа (110 кг/см2).

Процесс отверждения клея считать завершившимся и пригодным к эксплуатации при получении в ходе контрольных испытаний значения педела прочности на сдвиг не менее 10 МПа (100 кг/см2). В противном случае следует продолжить процесс полимиризации рабочего слоя клея и через некоторое время произвести испытание следующего образца.

7.5 Требования безопасности

При выполнении работ по ремонту СТС с помощью клеёв возможны следующие виды опасности:

·Интоксикация вредными веществами

·Попадание материалов на открытые участки тела

·Пожарная опасность

·Ожоги

Источники перечисленных выше опасностей могут быть процессы приготовления клеёв, обезжиривание поверхностей, запрессовка клея в зазор между соединениями деталей, нагрева компонентов клея и деталей при выполнении работ

При подготовке, организации и выполнении работ необходимо руководствоваться следующими нормативными документами:

·РД 5.0241-91 «ССБТ. Безопасность труда на промышленных предприятиях ММФ»

·РД 31.83.04-89 «Безопасность труда при строительстве и ремонте судов»

·ОСТ 5.0330-84 «ССБТ. Погрузочно - разгрузочные работы при

·строительстве и ремонте судов. Требования безопасности»

·РД 31.52.18-87 «Правила пожарной безопасности при проведение огневых работ на судах»

·РД 31.81.10-76 «Правила техники безопасности на судах морского флота»

·РД 5Р.9767-92 «Клеи для судостроения. Типовые технологические процессы приготовления и применения»

К работам непосредственно с клеями могут быть допущены работники, достигшие 18 летнего возраста, прошедшие предварительные и периодические медицинские осмотры, все необходимые инструктажи и проверки знаний требований охраны труда при работе с клеями, а так же инструктаж по пожарной безопасности. Кроме того, допущенные к работе лица должны быть обучены действиям в аварийной ситуации (разлив и воспламенение материалов, попадание материалов на кожные покровы и.т.д), а так же применение средств индивидуальной защиты и оказанию первой медицинской помощи, потерпевшим при несчастных случаях

К работам не должны допускаться лица с кожными или аллергическими заболеваниями (дерматит, экзема, бронхиальная масса и.т.д.), а так же с хроническими заболеваниями верхних дыхательных путей и слизистых оболочек глаз

Работы по применению клеёв необходимо производить в спецодежде и с применением индивидуальных средств защиты.

Работы связанные с приготовлением клеевых составов и их компонентов, должны производиться в резиновых либо других подходящих для этой цели перчатках.

Для защиты дыхательных путей от пыли в необходимых случаях применяюь респиратор ШБ-1 типа «Лепесток - 200».

В случае обильного облива спецодежды клеем либо его компонентами, её необходимо немедленно сменить.

Удаление попавшего на кожу клея или эпоксидной смолы необходимо производить мягкими бумажными салфетками или тампонами из ваты с последующей обработкой кожи горячей водой с мылом, а затем смазать мазью на основе вазилина, ланолина или касторового масла. Не допускается для мытья рук органические растворители, ацетон, бензол и.т.д.

При попадании на кожу полиэтиленполиамина или других отвердителей поражённый участок должен быть промыт обильной струёй воды, а затем сделаны примочки из пяти процентного раствора уксусной или лимонной кислоты. При попадании в глаза - немедленно промыть их струёй воды в течении 10-15 минут и направить пострадавшего к врачу.

Хранение и приём пищи на рабочих местах, а так же совместное хранение спецодежды и продуктов питания не допускается.

Для приготовления клея следует брать необходимое количество исходных компонентов, а для обезжиривания поверхности детали - возможно меньшее количество уайт- спирита, бензина, ацетона.

Хранение компонентов на рабочих местах запрещается.

Категорически запрещается при работе с клеями, их компонентами, уайтспиритом, бензином, ацетоном и другими растворителями работать с открытым огнём, зажигать спички, курить, производить работы, сопровождающиеся искрением и.т.д.

Не допускается загромождение места работы. К рабочему месту должен быть обеспечен свободный подход.

Используемые для обезжиривания тампоны и ветошь, остатки полимерного материала необходимо собрать в металлические ёмкости с герметичной крышкой и удалить в место, указанное органами пожарного надзора.

Пожароопасные вещества (ацетон, бензин) должны содержаться в герметичной небьющейся посуде ёмкостью не более 2 литров.

По окончании работы либо временном её прикращении заперщается оставлять сосуды

РАЗДЕл 8. БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ

8.1 Оценка пожароопасной обстановки в ЧС

.1.1 Общие сведения

Тяжелые последствия для населенных пунктов, промышленных производств, экипажей и судов речного, морского флота оказывают чрезвычайные ситуации (ЧС), связанные с пожарами. Они наносят огромный материальный ущерб экономике, гибнут и получают травмы сотни, тысячи людей, губительно воздействуют на состояние окружающей среды.

Предприятия, плавсредства, объекты, технологические процессы, которые используют, перевозят легко воспламеняющие, горючие жидкости, твердые горючие вещества и т. п. называют пожароопасными. Степень опасности их зависит от количества потенциальной энергии.

В условиях промышленного производства, функционирования технологических процессов, транспортировки пожароопасных веществ при возможных контактах их с окислителем может возникнуть пожар как в помещениях, так и в отсеках, на палубах судна.

Пожар есть неконтролируемый процесс горения, сопровождаемый уничтожением материальных ценностей и создающий опасность для жизни людей. Пространство, охваченное пожаром, разделяют на три зоны: активного горения, теплового воздействия и задымления.

Пожарная безопасность объектов зависит от степени огнестойкости материалов, т. е. способности оказывать сопротивление воздействию высоких температур.

Основными поражающими факторами пожара для людей являются: термическое воздействие и химическое заражение ядовитыми веществами, газами, образующимися при горении.

8.1.2 Оценка пожарной обстановки

Определяющим в образовании этой обстановки является:

наличие условий для возникновения горения и пожаров;

характер застройки, огнестойкость здания в населенных пунктах;

горючести материалов помещений, объектов;

направление, скорости ветра;

наличие, количество, тип горючих веществ и материалов и др.

определение пожароопасности проведем для трёх наиболее характерных случаев:

1.оценка пожароопасной обстановки в населенном пункте;

2.определение времени воспламенения горючих веществ и протяженности зон теплового воздействия пожара;

.оценка степени термического поражения человека от горящего резервуара с горючей жидкостью на промплощадке или на палубе судна

8.1.3 Оценка пожароопасной обстановки в населенном пункте

Оценка пожарной обстановки и последствий, которые могут возникнуть в населенном пункте в результате пожара с учетом характера застройки деревянными, кирпичными домами и административными зданиями.

Под пожарной обстановкой понимается совокупность условий, складывающихся в результате возникновения пожаров в населенных пунктах водного транспорта.

Пожарная обстановка в населенном районе будет зависеть от характера застройки, огнестойкости зданий, категории пожарной опасности объектов и производств, размещенных на территории.

Степень огнестойкости зданий промышленных, транспортных помещений с учетом типа, состава веществ, материалов и времени пределов их огнестойкости - , ч определяется по таблице 5.1.

Таблица 9.1.

Степень огнестойкостиВремя предела огнестойкости Характеристика

конструкцийІІІ1,5Сооружения каменные, кирпичные с деревянными оштукатуренными переборкамиІV1Деревянные здания и сооружения

По характеру застройки, здания населенного пункта представляют:

деревянные дома;

кирпичные дома с деревянными оштукатуренными переборками;

два административных кирпичных с деревянными переборками здания.

Судоремонтный завод включает слесарный, литейный, сборочные цеха, которым соответствует категория пожарной опасности объекта «Г - пожароопасная».

Исходными данными для оценки являются:

r - расстояние между зданиями, м;

- скорость ветра, м/с;

V=5 м/с

- влажность воздуха, ;

Определим плотности застройки территории

для деревянных зданий:

- для кирпичных зданий:

для административных зданий:

где - площадь зданий, цехов, ;

- площадь территорий, .

Вероятность возникновения и распространения пожара - Р % в зависимости от плотности - П % определяется по таблице 5.2.

Таблица 9.2

Р %102030405060708090П %81216182228344048

Вероятность возникновения и распространения пожара в зависимости от расстояния между зданиями - r, соответствующему противопожарному разрыву, определяется по таблице 5.3.

Таблица 9.3.

Р %86674527241032r %510152030405070

Скорость распространения пожара в зависимости от скорости ветра и влажности воздуха находятся по графику рис9.1.

Рис 9.1. Зависимость распространения пожара от скорости ветра и влажности воздуха.

Из графика видно, что при V=5 м/с, =40 % будет характерна для средней скорости распространения пожара:

скорость пожара населенного пункта с деревянной застройкой составляет Vпож=150 - 200 м/ч;

скорость распространения пожара населенного пункта с каменными зданиями составляет Vпож=60 - 120 м/ч.

8.1.4 Определение времени воспламенения горючего вещества (резины)

Время воспламенения резины при воздействии на них теплового потока плотностью q создаваемого пожаром определяется по таблице

Критическая тепловая нагрузка для резины составляет :

.

Плотн. тепл. Пот q , кВт/2050100150200Время восплам. ,с70,310,23,41,61,02

8.1.5 Оценка протяженности зоны теплового воздействия при горении заводского здания

Протяженность зоны теплового воздействия при горении зданий оценивается по формуле:

где плотность потока собственного излучения пламени пожара -

L - длина объекта горения, L = 15 м;

H - высота объекта горения, H = 40 м

Полученные значения в зависимости от плотности теплового потока q, представлены в виде таблице 5.5.

Таблица 9.5.

q 2050100150200101622.627.732q 2050100150200

101622.627.732

8.1.6 Определение протяженности зоны теплового воздействия при горении резервуара с нефтепродуктами, расположенного на судне

Протяженность зоны теплового воздействия при горении нефтепродуктов в резервуаре определяется:

,

Где: - диаметр резервуара.

Полученные значения в зависимости от теплового потока, аналогичным образом представлены в виде таблице 5.6.

Таблица 9.6.

20501001502000,550,881,241,531,76

8.1.7 Оценка степени термического поражения человека от горящего резервуара с нефтепродуктами

В резервуаре возгорания горючей жидкости при разгерметизации резервуара происходит диффузионное горение образующегося парогазовоздушного облака. Так как эти жидкости или горючие газы находятся под давлением собственных паров, то при горении возникает так называемый «огненный шар», который создаёт основной тепловой поток - , определяемый соотношением:

Плотность потока собственного излучения огненного шара для расчетов принимаем:

Значение определяется из выражения:

где R - расстояние от огненного шара до облучаемого объекта, R=15 м;

Дэф - эффективный диаметр огненного шара, м.

где М - масса горючей жидкости в резервуаре, М = 1500 кг;

Коэффициент излучения огненного шара определяется по формуле:

Время существования огненного шара определяется по формуле:

Время достижения болевого ощущения определяется:

Для оценки вероятности термического поражения человека с летальным исходом тепловым излучением от горящего резервуара, определяют функцию Ф:

Степень поражения человека в зависимости от функции Ф, характеризующей тепловой поток - и время существования огненного шара - , находится по таблице 7,[5].

Выводы:

1. Здания, (деревянные дома, кирпичные дома с деревянными оштукатуренными переборками) находящиеся на территории населенного пункта Отрадное, в котором находится морской порт и судоремонтный завод включающий в себя слесарный, литейный, сборочные цеха, промплощадку, отвечают III и V степени огнестойкости. Категория пожарной опасности объекта с учетом характера технологических процессов соответствует категории Г.

2.Вероятность возникновения и распространения пожара в зависимости от плотности застройки деревянными домами, кирпичными домами, административными зданиями, соответственно 62%, 82%, 100%.

3.Вероятность возникновения и распространения пожара в зависимости от расстояния между зданиями (деревянными, кирпичными, административными) соответственно 58%, 15%, 58%.

4.Скорость распространения пожара, при скорости ветра 5 м/с и влажности воздуха 40%, составляет для деревянных домов 150 - 200 м/ч, для кирпичных 60 - 120 м/ч.

5.Время воспламенения резины, при плотностях теплового потока 20, 50, 100, 150, 200 кВт/м, соответствует значениям 70.3, 10.2, 3.4, 1.6, 1.02 с.

.Протяженность зоны теплового воздействия при горении зданий и при горении нефтепродуктов в резервуаре представлены в соответствующих таблицах пунктов 3.3 и 3.4.

8.2 Охрана труда

.2.1 Расчет уровня вибраций опорных поверхностей дизеля в октавных полосах частот и выбор виброизоляторов

Общие сведения

Уровни вибраций (дБ) опорных поверхностей дизеля в октавных полосах частот можно определить по формуле:

где Д - диаметр цилиндра дизеля, м;

n - число оборотов вала дизеля, об/м;

Z - число цилиндров дизеля;

- составляющая, учитывающая характер спектра вибраций

дизеля, которая зависит от отношения частот f/fmax, дБ;

f - средняя частота октавной полосы (63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Гц);

fmax - частота, на которой наблюдается максимальный уровень вибраций, которая определяется по формуле:

- коэффициент, учитывающий изменение частоты максимального уровня в зависимости от числа оборотов дизеля;

k - коэффициент тактности дизеля, который для 4-х тактного дизеля равен 0,5;

- поправка, учитывающая число оборотов дизеля, дБ.

Частоты возмущающих сил 1, 2, порядков определяются по формулам:

Частота свободных вертикальных колебаний дизеля вдоль оси Z:

Число опорных виброизоляторов:

оп=M/F;

где M - масса дизеля, кг;

С - общая динамическая жесткость виброизоляторов, Па*м;

F - номинальная нагрузка на один виброизолятор, кг.

8.2.2 Программа расчета уровней вибраций дизеля WD 615 в октавных полосах частот

Исходные данные:

Мощность дизеля N, кВт 176

Диаметр цилиндра дизеля Д, м 0,12

Число оборотов вала дизеля n, об/мин 1500

Число цилиндров дизеля Z 6

Коэффициент тактности дизеля k 0.5

Масса дизеля, кг 1760

8.2.2.1 Расчет уровня вибраций опорных поверхностей в октавных полосах частот

Таблица 9.7.

Расчёт почастотных составляющих спектра вибрации631252505001000200040008000 76 96 788186939658-19396959595959492

Спектр уровней вибрации дизеля заносится в таблицу5.8.

Для определения спектра Nа необходимо в строку 88 до средней частоты 2000 включительно, внести с клавиатуры значения уровней вибрации из строки 79, обозначенной прямоугольником, а на других частотах из строки 80, обозначенной треугольником до частоты 8000Гц.

Таблица 9.8.

Частота,Гц631252505001000200040008000Nа, дБ76788186939694928.2.2.2 Выбор виброизолятора для дизеля

Уровни виброускорения опорных поверхностей дизеля сравниваются с предельными значениями [N], представленными в таблице 5.9. Предельные значения устанавливают уровни вибрации лап дизеля, при которых уровни структурного шума в ближайших к машинному отделению помещениях судна не будет превышать нормативного спектра шума для жилых помещений.

Таблица 9.9.

Частота,Гц631252505001000200040008000[N], дБ6869707377849096Nа, дБ7678818693969492

Тип виброизолятора выбирается таким образом, что его акустическая эффективность (таблица 5.10.) была бы не ниже величины W превышения уровней вибрации дизеля Na над допустимыми значениями [N].

Таблица 9.10.

Акустическая эффективность виброизоляторов, дБЧастота,Гц631252505001000200040008000АКСС-М001057121518АКСС-И1815121720232425РН1412101517182020АПрС2320152023252525W, дБ89111316124-4 Таблица9.11.Расшифровка марки виброизолятораНагрузка, кГАКСС-М -амортизатор корабельный со страховкой (резина жёсткая);220400АКСС-И -амортизатор корабельный со страховкой (резина мягкая);220400РН -амортизатор резиновый наклонный;200650АПрС -амортизатор пружинный со страховкой.200400Выбирается виброизолятор: марка АКСС - И;

нагрузка 220 кг;

жесткость (табл. 5) 3900000.

Рекомендуемое число виброизоляторов 10 шт.

Принимаем число виброизоляторов 10 шт.

8.2.2.3 Проектирование системы виброизоляции

При проектировании системы виброизоляции необходимо обеспечить высокую акустическую эффективность крепления и надежность его работы.

Следует стремиться к тому, чтобы частота свободных колебаний виброизолированного двигателя была бы как можно ниже; не допускается совпадения частот свободных колебаний и возмущающих сил.

Частота свободных колебаний двигателя зависит от динамической жесткости виброизоляторов (таблица 5.12.), их количества и массы механизма.

Таблица 9.12.

МаркаАКСС-МАКСС-ИРНАПрСНагрузка,кГ220400220400200650200400С, Па*м97000001030000039000005200000330000010300000140000267000

Расчет частот колебаний

Частота (Гц) возмущающих сил дизеля:

первого порядка 17

второго порядка 50

Частота свободных вертикальных колебаний дизеля 23

Частота свободных вертикальных колебаний дизеля не должна совпадать с частотами возмущающих сил, чтобы не вызывать опасных резонансов и усилений колебаний.

8.2.2.4 Подготовка данных для построения спектров вибрации

Таблица 9.13.

Частота,Гц631252505001000200040008000Nа, дБ7678818693969492[N], дБ6869707377849096АКСС-И1815121720232425Nф, дБ5863696973737067ПримечаниеNф - уровни вибрации на фундаменте после виброизоляторов.

Выводы:

1.Виброизоляция дизеля необходима для погашения механических колебаний, вызванных возвратно - поступательными движениями кривошипно-шатунного механизма.

2.Сопоставив уровни вибраций на опорах дизеля с допустимым уровнем вибрации, выбрали виброизолятор типа АКСС - И с максимальной нагрузкой 220кг.

.Количество виброизоляторов 10 шт. удовлетворяет условиям при которых частота возмущающих сил не совпадает с собственными вертикальными колебаниями.

9. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ПРОЕКТА

9.1 Общие сведения

Экономический расчёт эффективности СЭУ предполагает, что новая установка, по сравнению с ранее используемой на судне прототипе, обеспечивает выполнение, одного или нескольких из ниже перечисленных условий:

снижение строительной стоимости СЭУ, а, следовательно, и судна-прототипа в целом;

снижение удельных расходов топлива и масла на единицу мощности СЭУ;

увеличение технического ресурса двигателей до капитального ремонта (списания);

увеличение скорости хода;

снижение расходов на ремонт СЭУ.

Важнейшим этапом экономического обоснования проекта СЭУ является выбор показателей, которые бы достаточно полно и всесторонне доказывали бы её более высокую эффективность.

Поскольку эффективность СЭУ оценивается при условии ее монтажа на заранее заданном проекте судна (проект Р-50 «Рейдовый 50»), то определение экономической эффективности основывается на сопоставлении расчетных эксплуатационно-экономических результатов, достигаемых судном с базовой СЭУ (судно-прототип) и судном с новой СЭУ (новое судно).

Обеспечение сопоставимости сравниваемых вариантов по объему производимой продукции (работы) приводит к тому, что стоимостные результаты работы нового судна и судна-прототипа во всех случаях будет совпадать. Следовательно, экономическая эффективность будет определяться лишь разницей затрат на строительство и эксплуатацию судна-прототипа и нового судна.

При экономическом обосновании нового судна его эффективность обычно проверяется по целому ряду показателей:

срок окупаемости дополнительных капитальных вложений, осуществляемых как за счёт собственных средств, так и за счёт банковского кредита:

удельные капитальные вложения на единицу продукции(работы);

экономия капитальных вложений;

себестоимость перевозок;

производительность труда экипажа судна

9.2 Обоснование судна- прототипа

Основные технико-эксплуатационные показатели сравниваемых судов

Таблица10.1.

Наименование показателяВеличина показателяСудно-прототипНовое судноГрузоподъемность Q, т Основные размерения: Длина L, м Ширина B, м Высота борта H, м Марка вспомогательных двигателей: Количество Мощность Nэ, кВт96 20 6,6 2,7 6 ЧНСП 18/22 2 16596 20 6,6 2,7 WD 615 2 176Род топлива: Удельный расход g, кг/кВт*чдизельное 0,234дизельное 0,215Скорость судна, V,км/ч1821.6Численность экипажа, чел33Строительная стоимость судна без СЭУ Ц .руб. В том числе стоимость СЭУ, Цсэу, тыс.руб.10.000.000 62310.000.000 600

9.3 Выбор эксплуатационных показателей

Численные значения эксплуатационных показателей серийных транспортных судов выбираются по приложению 1 [6].

Эксплуатационные показатели сравниваемых судов

Таблица 10.2

Характер использования суднаПериод эксплуатации, tЭ , сут.Нагрузка на одну тонну грузоподъемности ?гКоэффициенты, отражающие распределение периода эксплуатации по составляющим, доли единицХодовое время с грузом tхгХодовое время порожнем tхпНавигационный ремонт tнрПрочие составляющие tпТранспортное на местных линиях (прототип)2050,850,350,10,040,5Транспортное на местных линиях (новое)2050,850,350,10,040,5

9.4 Расчёт годового объёма продукции

Требования обеспечения сопоставимости сравниваемых вариантов при расчёте экономической эффективности судов приводит к необходимости определения соотношения годовых объёмов продукции, производимой при использовании старого и нового судна.

За среднегодовой объем продукции (работы) может быть принята транспортная работа, выраженная в тонно-километрах, В (грузооборот).

Поскольку судно-прототип и новое судно имеют одинаковые показатели, то:

9.5 Определение расчетной цены двигателя

Цена любого промышленного изделия, в том числе и двигателя, определяется на основе сметной калькуляции на его производство в условиях конкретного предприятия и внешних ценообразующих факторов. Сметная калькуляция включает:

сырье и материалы за вычетом возвратных отходов;

полуфабрикаты собственного производства;

покупные комплектующие изделия, покупные полуфабрикаты и услуги кооперированных предприятий;

топливо и энергия на технические нужды, заработная плата рабочих; расходы на подготовку и освоение производства;

отчисления на социальные нужды;

общепроизводственные расходы;

потери от брака;

прочие производственные расходы и внепроизводственные расходы.

Определение стоимости двигателя с использованием параметрического метода.

Удельная мощность двигателя, кВт/мин-1:

для судна-прототипа

1 кВт/мин-1

для нового судна

кВт/мин-1

где Nд - мощность двигателя, кВт,

n - число оборотов, об/мин;

Условный рабочий объем двигателя, м3:

для судна-прототипа

м3

для нового судна

м3

где D-диаметр цилиндра, м;

S-ход поршня, м;

z-число цилиндров;

pk-степень наддува.

Расчетный объем работы за период наработки до капитального ремонта, млн.кВт?ч:

для судна-прототипа

млн.кВт?ч

для нового судна

млн.кВт?ч

где tкр - ресурс до капитального ремонта.

По графикам рис. 7-9. [6 ], для быстроходных двигателей мощностью до 300 кВт, снимаем значения цены двигателей Д1, Д2 и Д3.

для судна-прототипа : - для нового судна:

Д1 = 11,3 тыс. дол. Д1 = 11 тыс. дол

Д2 = 14 тыс. дол. Д2 = 13 тыс. дол.

Д3 = 13 тыс. дол. Д3 = 13,5 тыс. дол.

Расчетная цена двигателя определяется по формуле:

для судна-прототипа

тыс.руб.

для нового судна:

тыс.руб.

где ?i-удельный вес i-го ценообразующего параметра

?1 = 0,35; ?2 = 0,4; ?3 = 0,25.

Кд-курс доллара на дату произведения расчетов. (31,35 руб.)

9.6 Расчёт строительной стоимости судна с новой СЭУ

Цена судна определяется на основе сметной калькуляции на его производство в условиях конкретного предприятия и уровня плановой прибыли. При этом без учёта на добавленную стоимость и надбавок посредников:

Ц = С+П = SСi+П;

где С - полная себестоимость постройки судна, тыс.руб.

П - плановая прибыль судостроительного предприятия, тыс.руб.

Сi - затраты по i- калькуляционной статье затрат расходов, тыс.руб.

Рассмотрим агрегатный метод основанный на предварительном установлении строительной стоимости судна- прототипа, тыс.руб.:

Где - строительная стоимость судна-прототипа без СЭУ, тыс.руб.;

- строительная стоимость главных двигателей судна-прототипа

Расчеты строительной стоимости вспомогательных двигателей производится в таблице 6.3.

Расчёт себестоимости СЭУ

Таблица 10.3

Наименования составляющих стоимостейИсточник или нормаРазмер составляющих, тыс. руб.СЭУ судна -прототипаСЭУ нового судна1. Цена СЭУ, тыс.руб.4013892. Затраты на сооружение фундаментов и монтаж, тыс.руб.6% от п.122,221,53. Стоимость запасных частей, тыс.руб.3% от п.111104. Заготовительно-складские расходы, тыс.руб.5% от суммы п.1 и п.31918,45. Затраты на транспортировку, тыс.руб.15% от суммы п.1 и п.3 57,1 55,36.Плановая прибыль судостроительного предприятия, тыс.руб.30% от суммы п.п. 1-5143,8139,2Итого строительная стоимость вспомогательных двигателей, тыс.руб.654,1633,4

Значение строительной стоимости судна-прототипа выбираем по таблице 10 [8] :

=$318979 тыс.=318979?31,35=10,000,000.руб.;

где $-курс доллара на дату произведения расчетов.(31,35 руб.)

Строительная стоимость нового судна:

руб.

Где Ц- строительная стоимость нового судна без СЭУ, руб.;

Ц- строительная стоимость СЭУ нового судна, тыс.руб.;

руб.

Из расчетов видно что, стоимость новых двигателей значительно меньше стоимости двигателей судна-прототипа, следовательно, и стоимость постройки нового судна будет значительно ниже.

9.7 Расчёт эксплуатационных затрат на годовой объём продукции судов

Себестоимость содержания судов в эксплуатации включает в себя следующие составляющие: расходы на оплату труда экипажа с рационом бесплатного питания; отчисления на социальные нужды, топливо и энергия; вспомогательные механизмы, износ малоценных и быстроизнашивающихся предметов, амортизация основных фондов, затраты на ремонт фондов, прочие расходы, налоги, сборы, платежи.

Так как у нового судна по сравнению с судном - прототипом некоторые статьи затрат на содержание судов в эксплуатации не изменяются по величине или изменяются весьма незначительно, то представляется целесообразным разбить годовые эксплуатационные издержки на две составляющие:

И=нi

Где Cиi-расходы на содержание судна в эксплуатации по i-ой статье затрат, зависящие от технико-экономических показателей, тыс.руб.;

Cнi - расходы по содержанию судна в эксплуатации по i-ой статье затрат, не зависящие от технико-эксплуатационных показателей СЭУ, тыс.руб.;

Kp=1,2 - коэффициент распределяемых расходов по управлению и обслуживанию флота;

Затраты на годовой объём перевозок определяются по следующим выражениям:

По судну-прототипу на годовой объём продукции:

Где -затраты на перевозки по i-му изменяющему элементу, тыс.руб.

-сумма i-х статей затрат в себестоимости перевозок;

где -затраты на оплату труда с отчислениями, тыс.руб.;

-затраты на топливо и энергию, тыс.руб.

-затраты на амортизацию СЭУ, тыс.руб.

-затраты на ремонт, тыс.руб.

9.7.1 Расчёт затрат на оплату труда экипажа

Так как численность экипажа на судне прототипе и новом судне одинаковая то и затраты на оплату заработной платы, рацион бесплатного питания и отчисления на социальные нужны будут одинаковы.

9.7.2 Расчёт затрат на топливо и энергию

Расходы на топливо и энергию включают в себя затраты на топливо Ст и масло См:

Стэ = Ст + См;

В общем случае затраты на топливо рассчитываются по выражению:

где - цена одной тонны топлива для вспомогательных двигателей для дизельного топлива 28 тыс.руб. .

-расход топлива за навигацию вспомогательными двигателями, т.

Расход топлива главными двигателями:

где g-удельный расход топлива главными двигателями, г/кВт?ч;

- мощность главными двигателями, кВт;

- число главных двигателей на судне;

tэ, - длительность эксплуатационного периода, сут.;

- коэффициент использования мощности судовой электростанции, равный для судов внутреннего плавания 0,75.

- коэффициент, учитывающий одновременность работы главными двигателями, равный на судах с двумя главными двигателями 0,6.

для судна-прототипа

т

для нового судна

т

Затраты на топливо:

.для судна-прототипа

руб.

для нового судна

руб.

В общем случае затраты на масло рассчитываются по выражению:

где Цм =14 тыс.руб. - цена 1 т масла;

Расходы масла вспомогательными двигателями:

м- удельный расход масла вспомогательными двигателями, г/кВт ч.

для судна-прототипа

т.

для нового судна

т.

Расходы на масло:

.для судна-прототипа

тыс.руб.

для нового судна

тыс.руб.

Расходы на топливо и энергию:

руб.

руб.

9.7.3 Расчёт размера амортизационных отчислений

Размер амортизационных отчислений по СЭУ зависит от срока службы и стоимости.

Среднегодовая наработка двигателя;

ч

Для определения числа текущих ремонтов за срок службы составим ремонтную схему с числом капитальных ремонтов nк = 1.

Двигатель судна-прототипа 6 ЧНСП 18/22, технический ресурс до первого капитального ремонта 25000 ч., коэффициент ?=0,8, число ремонтных циклов будет равно 2.

В первом ремонтном цикле:

РЦ1=0,8?25000/2150 = 11 лет

за ремонтный цикл будет проведено 2 средних и 8 текущих ремонтов.

Во втором ремонтном цикле:

РЦ2 = 0,8?25000/2150 = 9 лет

за ремонтный цикл будет проведено 1 средний и 6 текущих ремонтов.

Срок службы двигателя:

ТД = РЦ1+РЦ2 = 11+9 = 20 лет

Ремонтная схема представляет 1 капитальный, 3 средних и 15 текущих ремонтов.

П-Т-Т-Т-Т-С-Т-Т-С-Т-Т-К-Т-Т-Т-Т-С-Т-Т-Т-Л

Среднегодовые затраты на все виды ремонта, тыс. руб.:

;

тыс.руб.

где nт, nс, nк - число текущих, средних и капитальных ремонтов;

ST,SC,SK - стоимость текущих, средних и капитальных ремонтов, тыс.руб;

nд - количество вспомогательных двигателей на судне;

Тд - срок службы двигателя, лет.

kн - коэффициент, учитывающий затраты на неплановые ремонты и модернизацию.

Амортизационные отчисления на полное восстановление СЭУ в зависимости от срока службы, тыс. руб.

тыс.руб.

где Цэу - стоимость СЭУ, тыс.руб.

Лэу=3-5% от Цэу - ликвидационная стоимость СЭУ, тыс.руб.

Лэу = 0,03? Цэу = 0,03? 623,1 =18,7 тыс.руб.;

Двигатель нового судна WD 615, имеет число капитальных ремонтов nк=1, технический ресурс до первого капитального ремонта 30000 ч., коэффициент ? = 0,8, число ремонтных циклов будет равно 2.

В первом ремонтном цикле:

РЦ1=0,8?30000/2150 = 13 лет

за ремонтный цикл будет проведено 3 средних и 8 текущих ремонтов.

Во втором ремонтном цикле:

РЦ2 = 0,8?30000/2150 = 10 лет

за ремонтный цикл будет проведено 2 средних и 6 текущих ремонтов.

Срок службы двигателя:

ТД = РЦ1+РЦ2 = 13+10 = 23 год

Ремонтная схема представляет 1 капитальный, 5 средних и 16 текущих ремонтов.

П-Т-Т-Т-Т-С-Т-Т-С-Т-Т-С-Т-К-Т-Т-Т-С-Т-Т-С-Т-Т-Л

Среднегодовые затраты на все виды ремонта, тыс. руб.:

;

тыс.руб.

где nт, nс, nк - число текущих, средних и капитальных ремонтов;

ST,SC,SK - стоимость текущих, средних и капитальных ремонтов, тыс.руб;

nд - количество вспомогательных двигателей на судне;

Тд - срок службы двигателя, тыс.руб.

kн - коэффициент, учитывающий затраты на неплановые ремонты и модернизацию.

Амортизационные отчисления на полное восстановление СЭУ в зависимости от срока службы, тыс. руб.

тыс.руб.

где Цэу - стоимость СЭУ, тыс.руб.

Лэу=3-5% от Цэу - ликвидационная стоимость СЭУ, тыс.руб.

Лэу = 0,03? Цэу = 0,03? 603 = 18,1 тыс.руб.;

Затраты на годовое содержание судна прототипа в эксплуатационном периоде составит:

руб.

где -затраты на топливо и энергию, тыс.руб.

-затраты на амортизацию СЭУ, тыс.руб.

-затраты на ремонт, тыс.руб.

Затраты на годовое содержание нового судна в эксплуатационном периоде составит:

руб.

По результатам расчетов видно что, затраты на годовое содержание нового судна в эксплутационном периоде существенно дешевле.

Затраты на годовой объём перевозок судна прототипа определяются:

По новому судну на годовой объем перевозок:

Рассчитанные значения основных показателей экономической эффективности занесены в таблицу.

Вывод: по результатам проведенных расчетов, на буксирном теплоходе «Рейдовый 50», замена старого главного двигателя марки 6ЧН18/22 мощностью 165 кВт на новый марки WD 615 мощностью 176 КВТ приведет к значительным снижениям расходов на эксплуатацию, ремонт. Сократятся расходы на постройку судна, сократятся расходы на годовое содержание судна в эксплуатационный период.

ВЫВОДЫ

Целью дипломного проекта являлась модернизация главных двигателей буксираа проекта Р-50. Для достижения указанной цели сделан анализ тенденций развития двигателей внутреннего сгорания речных судов и судов «река-море» плавания. На основе анализа установлено, что основными направлениями совершенствования двигателей является повышение их оборотности и применение высокого наддува.. Из анализа параметров двигателей было выявлено, что наиболее подходящим для замены штатных двигателей типа марки 6ЧНСП 18/22 теплохода проекта Р-50 является двигатель WD 615. Для обеспечения потребной мощности, частоты вращения гребного вала и повышения экономичности выбранного двигателя форсировался по среднему эффективному давлению за счет применения более высокого наддува.

Для обеспечения указанных требований был выполнен тепловой расчет, в котором подтвердилась возможность обеспечить указанные выше параметры. При этом давление наддува составило 0,211 МПа, а удельный эффективный расход топлива 215 г/(кВт×ч).

На основе данных теплового расчета выполнен динамический расчет двигателя. В ходе расчета построена индикаторная диаграмма рабочего процесса в цилиндре двигателя и диаграмма сил инерции. По результатам расчета динамики выявлено, что для устранения неравномерности вращения коленчатого вала нужно использовать маховик, параметры которого были определены.

На основе определенных в динамическом расчете усилий проведены прочностные расчеты коленчатого вала (в двух опасных положениях и по требованиям Регистра), подшипников, поршневой группы, шатуна, крышки, втулки, впускных и выпускных клапанов. Выбранные геометрия и материалы указанных деталей удовлетворяют условиям обеспечения необходимой прочности.

Далее были определены параметры топливной аппаратуры.

В дипломном проекте был спроектирован и рассчитан турбокомпрессор. Определенные в расчете параметры обеспечивают необходимые по тепловому расчету параметры наддува.

В качестве узлового вопроса в дипломном проекте был разработан проект установки в топливную систему главных двигателей генератора кавитации в соответствии с патентом РФ № 2084681. Для уменьшения вязкости и плотности топлива, снижения температуры вспышки, уменьшения размеров твёрдых примесеё в топливе, в следствии чего уменьшения расхода топлива.

В технологическом разделе рассмотрен процесс выполнения ремонтных работ с применением полимерных клеёв.

Выполнены следующие разделы:

В разделе «Охрана труда» Расчет шумовых характеристик дизеля, в ходе которого выбран двухкамерный глушитель шума, обеспечивающий снижение внешнего шума до нормативного значения, и расчет уровней звуковой мощности, излучаемой турбонаддувом.

. В разделе «Безопасность жизнедеятельности» выполнена оценка обстановки при пожаре.

В разделе «Технико-экономическое обоснование СЭУ» проведено сопоставление показателей судна-прототипа и нового судна. Из сопоставления видно, что новое судно имеет преимущества перед судном-прототипом, выражающееся меньшими эксплуатационными затратами на сопоставимый объем продукции и меньшей себестоимостью перевозок (97,9%). Срок окупаемости дополнительных капитальных вложений составляет 2,4 года. Кроме того, новые главные двигатели обладают меньшими массо-габаритными показателями (по габаритам в среднем 18% и по массе 16%) , что существенно улучшает возможность размещения дополнительного оборудования в машинном отделении и улучшает условия эксплуатации.

Таким образом, на основе проделанной работы можно сделать вывод о том, что поставленная в дипломном проекте цель успешно выполнена.

Список использованной литературы

1.БЕЗЮКОВ О.К. Парк дизелей судов внутреннего и смешанного плавания и перспективы его развития. Электронное учебное пособие. СПГУВК. 1997.

.Правила технической эксплуатации дизелей речного флота. М.: Транспорт, 1989.

3.БЕЗЮКОВ О.К., НЕСТЕРЕНКО И.Ф.. Расчет рабочего цикла четырехтактного судового дизеля с газотурбинным наддувом. СПб.: СПГУВК, 2008. 54 с.

4.ХАНДОВ З.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. - М.: Транспорт, 1968.

.НЕСТЕРЕНКО И.Ф. Судовые двигатели внутреннего сгорания и их эксплуатация. Методические указания. СПб.: СПбГУВК, 1997.

6.Дизели. Справочник. / Под ред. В.А. Ваншейдта. М.: Машиностроение, 1964.

7.ХАНДОВ З.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. (Конструкции и расчеты). - М.: Транспорт, 1968.

.ВАНШЕЙДТ В.А. Конструирование и расчет прочности судовых дизелей. - Судостроение, 1969.

.САМСОНОВ В.И., ХУДОВ Н.И. Двигатели внутреннего сгорания морских судов. - М.: Транспорт, 1990.

.ЛЕБЕДЕВ О.Н., СОМОВ В.А., КАЛАШНИКОВ С.А.. Двигатели внутреннего сгорания речных судов. - М.: Транспорт, 1990.

.Справочник по технической механике. / Под ред. Акад. А.Н. Динника. М.-Л.: ОГИЗ-ГОСТЕХИЗДАТ, 1949.

.КАМКИН С.В., ВОЗНИЦКИЙ И.В., ШМЕЛЕВ В.П.. Эксплуатация судовых дизелей.- М.: Транспорт, 1990.

.ЛЕБЕДЕВ О.Н., СОМОВ В.А., КАЛАШНИКОВ С.А. Двигатели внутреннего сгорания речных судов. М.: Транспорт, 1990, 328 с.

14.НЕСТЕРЕНКО И.Ф. Методика расчета агрегата наддува. СПб., ГУВК,1999, 17 с.

15.КАМКИН С.В., ВОЗНИЦКИЙ И.В., ШМЕЛЕВ В.П. Эксплуатация судовых дизелей. М.: Транспорт, 1990, 344 с.

16.ВЕШКЕЛЬСКИЙ С.А. Справочник судового дизелиста. Вопросы и ответы. - Л.: Судостроение, 1990, 368 с..

.МАТВЕЕВ Ю.И. Лазерные технологии в судовом машиностроении: монография. - Н.Новгород: ГОУ ВПО ВГАВТ, 2003. - 96 с.

18.СКОРНЯКОВ В.П. Безопасность жизнедеятельности. Часть II. Безопасность в чрезвычайных ситуациях: Учебное пособие. - СПб.: СПГУВК, 1996. - 113 с.

19.СКОРНЯКОВ В.П. Безопасность жизнедеятельности. Защита от чрезвычайных ситуаций объектов водного транспорта. Методическое пособие. - СПб.: СПГУВК, 2000. - 19 с.

.СКОРНЯКОВ В.П., ФЕДОРОВ Е.Ю. Безопасность жизнедеятельности. Защита от ЧС: Учебно-методическое пособие. - СПб.: СПГУВК, 2008. - 63 с.

21.Методические указания по определению экономической эффективности внедрения новой техники на промышленных предприятиях. - Л.: Транспорт, 1984.

22.Отраслевая методика определения экономической эффективности новой техники, изобретений и рационализаторских предложений на предприятиях речного транспорта. - Л.: Транспорт, 1988.

.ЛАЗАРЕВ А.Н., ФИЛИППОВ Н.М. Экономическое обоснование дипломных проектов по судовым энергетическим установкам судов речного флота. Методические указания. СПб., СПГУВК, 1999.

.ЛАЗАРЕВ А.Н., ФИЛИППОВ Н.М., СЕЛИВАНОВ Е.Н., СИЛАНТЬЕВ В.А., СМИРНОВ С.П. Справочные материалы для выполнения курсовых и дипломных проектов и практических занятий. Методические указания. СПб., СПГУВК, 2003.

25.КАРДАКОВ А.А. Автореферат. Диссертации на тему соискание учёной степени кандидата технических наук. Оценка технического состояния судовых дизелей и систем газовыпуска методом теплового диагностирования.

Оглавление Введение . РАСЧЕТ СУДОВОГО ДВИГАТЕЛЯ .1 Анализ основных направлений развития судового дизелестроения .2 Выбор проектируемого двигател

Больше работ по теме: