Краткое описание конструкции дизеля 6ДКРН 74/160

На рис. 194 показан дизель 6ДКРН 74/160-2. Стойки А-образной формы остова и фундаментная рама выполнены стальными сварными. Отсеки картера с боковых сторон двигателя закрыты стальными съемными щитами со смотровыми люками и предохранительными клапанами. Цилиндры чугунные, соединены болтами в две секции, между которыми размещен приводной отсек. Блок цилиндров крепится на верхней части А-образных стоек. Цилиндровые втулки из легированного чугуна, каждая втулка имеет продувочные окна с тангенциальным их размещением в горизонтальной плоскости. Смазка цилиндровых втулок осуществляется лубрикатором через шариковые невозвратные клапаны.

В двигателе применен газотурбинный импульсный наддув с одноступенчатым сжатием и последующим охлаждением сжа­того продувочного воздуха в трубчатых воздухоохладителях. Поршень составной: головка их хромомолибденовой стали и корот­кая нижняя часть из чугуна, которая закрепляется между штоком и головкой. Поршень охлаждается маслом. Крышка цилиндра литая из хромомолибденовой стали. В крышках цилиндров рас­положен выпускной клапан. Коленчатый вал составной. Полые рамовые и кривошипные шейки из углеродистой стали, щеки излитой стали, некоторые щеки отлиты вместе с противовесами. Крейцкопф двусторонний.

Топливные насосы высокого давления сдвоенные золотникового типа с регулированием по концу подачи топлива. Топливоподкачивающие насосы двухплунжерные. Топливные форсунки (по две на цилиндр) со щелевыми фильтрами высокого давления и ох­лаждением дизельным топливом. Топливные насосы приводятся от кулачковых шайб второго распределительного вала. Система охлаждения цилиндров замкнутая, дизель охлаждается пресной водой, допустимая температура воды на выходе из двигателя 338° К. Насосы забортной и пресной воды имеют индивидуальный электропривод. Система смазки циркуляционная, отдельная для двигателя и отдельная для подшипников газотурбонагнетателя.

Пуск двигателя осуществляется сжатым воздухом давлением до 3,0 Мн/м2; пусковые золотники приводятся в действие от шайб переднего или заднего хода в зависимости от того, на какой ход работает двигатель. Изменение направления вращения коленча­того вала осуществляется после реверсирования воздухораспре­делителя автоматически, в пусковые периоды — проворачиванием коленчатого вала относительно застопоренных распределительных валов топливных насосов и привода выпускных клапанов.

 

 

Расчёт рабочего цикла

Наименование величины	Условное обозначение	Значение	Единицы измерения
Номинальная цилиндровая мощность	Nец		кВт
Частота вращения КЛВ	n		Об/мин.
Перепад давления на воздухоохладителях	∆Px		Па
Барометрическое давление	Po	1.013*105	Па
Температура в МО	to		°С
Температура ЗВ	tзв		°С
Степень сжатия	Ԑ	11,1	-
Давление продувочного воздуха в ресивере	Ps	1.98	МПа
Перепад давления на фильтрах (ТК)	∆Pф		Па
Газовая постоянная	R		Дж/кг
Температура выпускных газов	Тг		К
	ѱs	0.09	-
	nк	1.6	-
	n1	1.373	-
	n2	1.283	-
	∆t		К
	d	0.01	-
Степень повышения давления	λ	1.2	-
	z		-
	α		-
Коэффициент использования теплоты к моменту начала расширения	ξz	0.8	-
	φскр	0,970	-
	φа	1.6	-
	µb	28.97	-
	Cгpm	1.06	-
	ηm	0.9	-
	ξг	0.98	-
	qг	0.45	-
	γг	0.07	-
Ход поршня	S		см
Диаметр цилиндра	D		см
Топливо	Q(теплота)		Дж
C(углерод)	0.87	%
H(водород)	0.115	%
S(сера)	0.4	%
O(кислород)	0.006	%

 

Процесс впуска:

1. Давление воздуха на входе в компрессор:

P₀ˊ = P₀ - ∆P_ф

P₀ˊ = 1.013×10⁵ – 392 = 100908 Па

2. Давление воздуха после компрессора:

P_к = P_s + ∆P_x

P_к = 198000 + 1962 = 199692 Па

3. Степень повышения давления:

π_к = P_к / P₀ˊ

π_к = 199692 / 100908 = 1.98162

4. Давление в цилиндре в конце процесса наполнения:

P_a = 0.96 × P_s

P_a = 0.96×198000 = 190080 Па

5. Температура воздуха после компрессора:

Т_к = Т₀ˊ × π_к^(nk-1)/nk

Т_к = 298×1.98162^(1.6-1)/1.6 = 385.1225 К

Т₀ˊ= 273 + t_o = 273+25 = 298°С

6. Температура воздуха в ресивере:

T_s­ = 273 + t_зв + 20

T_s­ = 273+20+20 = 313 К

7. Степень охлаждения воздуха:

= 0.8278

8. Температура воздуха в рабочем цилиндре с учётом подогрева:

T_sˊ = T_s + ∆t

T_sˊ = 313+10 = 323 К

9. Температура смеси воздуха и остаточных газов:

= 354.2056

10. Коэффициент наполнения:

= 0.8713

11. Коэффициент наполнения (условный):

= 0.7929

12. Рабочий объём цилиндра:

= 0.68813 м³

13. Плотность надувочного воздуха:

= 2.2014

14. Заряд воздуха отнесённый к полному рабочему объёму цилиндра:

= 1.1835

 

Процесс сжатия:

1. Давление в цилиндре в конце сжатия:

= 5178033 Па

2. Температура воздуха в конце сжатия:

= 869.2824 К

 

Процесс сгорания:

1. Максимальное давление сгорания:

= 621363.6 Па

2. Количество воздуха для сгорания 1кг. топлива:

= 0.5408

3. Средняя молярная теплоёмкость воздуха:

= 21.4432

4. Теоретический коэффициент молекулярного изменения:

= 1.0267

5. Коэффициент молекулярного изменения:

= 1.025

6. Средняя молярная изобарная теплоёмкость:

= 33.1368

7. Температура в конце сжатия:

 

Процесс расширения:

1. Степень предварительного расширения:

= 1,592

2. Степень последующего расширения:

= 6,97236

3. Давление в конце расширения:

= 561360,51791 Па

4. Температура в конце расширения:

= 935,21611 К

 

Параметры газа в выпускном тракте:

1. Среднее давление за выпускными органами:

= 174240 Па

2. Среднее давление газов перед ГТН:

= 170155,2 Па

3. Средняя температура газов перед ГТН:

= 29,5108

= 490,93482 К

 

Энергетические и экономические показатели:

1. Среднее индикаторное давление теоретического цикла:

= 1013020,63516 Па

2. Среднее индикаторное давление действительного цикла:

= 894192.754 Па

3. Индикаторная мощность:

= 10028235.81881

4. Среднее эффективное давление:

= 804773,4786 Па

5. Эффективная мощность:

= 9025412,23693

6. Средний индикаторный расход топлива:

= 0,22456

7. Удельный эффективный расход топлива:

= 0,24951

8. Часовой расход:

= 2251940,6355

9. Цикловая подача топлива:

= 326,3682

10. Индикатор КПД:

= 0,36476

11. Эффект КПД:

= 0,32828

Построение индикаторной диаграммы.

 

 

1 кг/см² = 2 мм. → 1 Па = 0,0000204 мм.

m = 0,0000204

V_a = 120 мм.

V_c = V_a: ε = 120: 11.1 = 10.810 мм.

= = 119,989 мм.

V_z = ρ V_c = 1.592 10.81 = 17.21 мм.

V_sˊ= V_a – V_c = 120 – 10.81 = 109.19 мм.

V_h = V_s - V_sˊ = 119.989 – 109.19 = 10.799 мм.

f = V_s + V_c = 130.799 мм.

P_z = 6213639.6 0.0000204 = 126.76 мм.

P_c = 5178033 0.0000204 = 105.63 мм.

a = P_a m = 190080 0.0000204 = 3.877 мм.

b = = 561360.51791 0.0000204 = 11.4517 мм.

ε	V=Va: ε	мм.
	120: 1
1,25	120: 1.25
1,5	120: 1.5
	120: 2
	120: 3
	120: 4
5,5	120: 5.5	21.81
6,5	120: 6.5	18.4615
	120: 7	17.1428
	120: 10

 

ε	p = Pa m [мм.]
1,25	5,2677
1,5	6,7661
	10,0434
	17,5248
	26,0132
5,5	40,2795
6,5	50,6636
	56,09
	91,5306

Политропа сжатия:

Отсюда:

p = P_a m

 

 

ε	p = m [мм.]
1,25	15,2478
1,5	19,2662
	27,8672
	46,8833
	67,81
5,5	102,037
6,5	126,427

Политропа расширения:

Отсюда:

p = m

 

 

F – площадь индикаторной диаграммы

V_s – длина диаграммы (соответствует рабочему ходу поршня)

m – масштаб ординат диаграммы

= 1049932,84 Па

 

Прочностной расчёт

Расчет поршня.

Таблица 2. Конструктивные соотношения элементов поршня, поршневых пальцев и колец.

Параметр и формула	Числовое значение [м]
Толщина днища поршня (δ) 0,12D	0.088
Зазор между тронком и втулкой цилиндра (D-D1) 0,001D	0.00074
Длина поршня, L (0,45)D	1.073
Длина тронковой части Lт (1.2)S	1.96
Зазор между цилиндром и головкой поршня (D-D2) (0,009)D	0.00666
Расстояние С от верхней кромки поршня до первого кольца (С~δ)	0.088
Расстояние от нижней кромки тронка до оси поршневого пальца L1 0,75D	0.555
Толщина стенки головки поршня S4 0,065D	0.481
Толщина стенки тронка, S1 0,5S4	0.37
Число уплотнительных колец
Радиальная толщина кольца, b 0,04D	0.0296
Высота кольца, h 1b	0.0296
Ширина перемычки между канавками, h1	0.0296
Диаметральный зазор между кольцом и канавкой поршня, S2	0.0005
Тепловой зазор на высоте кольца, S3	0.0001
Число маслосъемных колец
Диаметр поршневого пальца, d 0,5D	0.37
Диаметр внутреннего отверстия пальца, d0 0,7d	0.259
Длина пальца, l 0,40D	0.296
Расстояние между внутренними торцами бобышек. l1 0,45D	0.333
Длина опорной поверхности в бобышке, lб 0,27D	0.1998
Расстояние между центрами бобышек	0.5328
D – диаметр цилиндра S – ход поршня

 

После конструктивного определения толщины днища поршня находим рабочее напряжение изгиба от совместного действия механических и тепловых нагрузок

= 86,85 МПа

где:

P_z – максимальное давление цикла = 62 МПа

- диаметр заделки днища = 0,25234 м

δ – толщина днища поршня = 0,088 м

= D₂ – S₄

[σ_и] = 100МПа,

[σ_и] ≥ σ_и

Условие прочности соблюдено.

 

Проверяем длину тронка (L_т) на допускаемое удельное давление

= 0,15 МПа

= 2,672 МН

[P_т]=0,35Мпа

Условие работоспособности соблюдено.

После определения размеров бобышек, проверяем их на допустимое удельное давление:

= 18,07 МПа

[P]=40МПа

Условие работоспособности соблюдено.

 

 

После определения по таблице размеров кольца, проверяем его на изгиб:

= 109,46 МПа

где: D – диаметр цилиндра, м

b – толщина кольца, м

Р – удельное давление кольца на стенку рабочей втулки, вызванное силами упругости, МПа =0,045МПа

[σ_из] = 150МПа

[σ_из] ≥ σ_из

Условие прочности соблюдено.

После определения размеров поршневого пальца, рассчитываем его на изгиб как двухопорную балку:

= 0,569 МН

Момент сопротивления сечения:

= 0.00549 м³

Напряжение изгиба в пальце:

= 103,645 Па

[σ_из]=120МПа

Условие работоспособности соблюдено.

Проверяем принятые размеры на не выдавливание смазки из головного подшипника:

= 50 МПа ≤ к

к - от 20 до 50.

 

Расчет коленчатого вала

Расчеты коленчатых валов показывают, что наиболее напряжены галтели сопряжения щек с шейками. Запасы прочности в этих местах имеют обычно минимальное значение. Однако, указанные напряжения не могут быть уменьшены только за счет увеличения радиуса галтелей.

Произведем поверочный расчет коленчатого вала дизеля с однорядным расположением цилиндров по формулам Российского Речного Регистра.

Эскиз коленчатого вала- приложение, рисунок 7.

Таблица 5. Конструктивные соотношения коленчатого вала.

Параметр и расчетная формула	Значение [м]
Расстояние между серединами рамовых шеек, L (1,7D)	1.258
Диаметр шейки кривошипа, dk (0,7D)	0.518
Диаметр рамовой шейки, dp (0,7D)	0.518
Диаметр сверления в шейке, d0 (0,4d)	12.88
Длина шейки кривошипа, l1 (1dk)	0.518
Длина рамовой шейки, l (0,35dp)	0.1813
Толщина шейки кривошипа, h (0,35D)	0.259
Ширина шейки кривошипа, b (1D)	0.74
Радиус галтели, r (0,07d)	2.254
d – диаметр рамовых и кривошипных шеек из расчета по формуле Регистра D – диаметр цилиндра

 

Диаметр шеек коленчатого вала, согласно формул Регистра должен быть не менее:

= 32,2 м. 0,3749

 

 

где: К – коэффициент

= 0,7937

 

а – коэффициент = 1

R_m – временное сопротивление материала при растяжении, 780 МПа

D – диаметр цилиндра, 0,74 м

А=1 – коэффициент

В=1 – коэффициент

Р_z – давление сгорания, 62 МПа

L – расстояние между серединами коренных шеек

φ=5,95 - коэффициент (по таблице)

t – коэффициент, t=0,85+0,75Р_i=1,51

P_i=0,88МПа – среднее индикаторное давление

S- ход поршня, 1.6 м

Диаметры шеек коленчатого вала, полученные по формуле Регистра, проверяем на максимально допустимое удельное давление (на 1м² проекции шейки) по формулам:

1. Для кривошипных шеек

= 9,96 МПа

2. Для рамовых шеек

= 17,78 МПа

где:

Р_zi – максимальная сила давления газов, МН

d_k – диаметр шейки кривошипа

d_p – диаметр рамовой шейки, 0,288м

l₁ - длина шейки кривошипа, 0,297м

l – длина рамовой шейки, 0,144м

m – коэффициент, учитывающий влияние наиболее нагруженного соседнего кривошипа, m=1,25

[K_max]=18 МПа – условие прочности соблюдено.