Каталоги запчастей деталей дизельных двигателей дизелей

Стоимость поставки 50-100 руб.НДСа нет. Каталоги можно распечатать.

При покупке всех каталогов подарок.

Демо-версия каталога высылается по запросу на Ваш e-mail

Каталоги сделаны на базе книжных каталогов.

Свежий перечень каталогов и демо-версии на сайте ;dizprom.narod.ru

Санкт-Петербург
e-mail: dizprom@yandex.ru

Дипломный проект №5

Преподаватель: Николаев Н.И.

Тип документа: Дипломный проект | doc, dwg .

Размер файла: 6 Mb .

Чертежи: 1) ГТН NR−15 (в наличии)
2) Ротор ГТН NR-15 (отсутствует)
3) Сравнение характеристик ГТН NR−15 двигателя MAN B&W 6L23/30H (отсутствует)
4) Эрозионный износ СА турбины ГТН (отсутствует)
5) Зависимость температуры выхлопных газов от нагрузки двигателя 6L23/30H (отсутствует)
6) Зависимость параметров ГТН NR-15 от нагрузки двигателя 6L23/30H (отсутствует)

Дипломный проект содержит страниц 91, рисунков 30, таблиц 11, литературных источников 27.

ТАНКЕР, ДИЗЕЛЬ−ГЕНЕРАТОР, ГАЗОТУРБОНАГНЕТАТЕЛЬ

В дипломном проекте произведён анализ теплотехнических характеристик и условий эксплуатации газотурбонагнетатей NR−15 вспомогательных двигателей MAN B&W 6L23/30H судна "Лиговский проспект”, по данным, полученным во время практики на т/х "Лиговский проспект" с 03.08.05 по 16.01.06.
Выполнен тепловой расчет газотурбонагнетателя двигателя и проведено сравнение характеристик газотурбонагнетатей NR−15 двигателей MAN B&W 6L23/30H серийных судов "Лиговский проспект" и "Невский проспект".

В проекте рассмотрены вопросы судоремонта, а также защиты окружающей среды и труда.
Рассчитаны экономические потери серии судов типа "Лиговский проспект" вследствие преждевременного износа сопловых аппаратов турбин газотурбонагнетатей NR−15.

The analysis of characteristics of auxiliary engines turbocharger of the tanker "Ligovskiy prospect"

Instructor: N.I. Nikolaev, professor.
The diploma paper contains: pages 91, figures 30, tables 11, literature sources 27.

THE TANKER, DIESEL –GENERATOR, TURBOCHARGER

In this diploma paper the analysis of characteristics of diesel – generator turbocharger NR−15 according to service characteristics has been done.
The heat calculation of auxiliary engine turbocharger has been carried out.
The diploma paper deals with problems of marine environment protection and labour protection.
The feasibility report of the degree project is given. Economic losses in consequence of turbine nozzle rings erosive wear are shown.

Введение 8
1 Общие сведения о судне, судовой энергетической установке 9
1.1 Главный двигатель 9
1.2 Вспомогательные двигатели 12
1.3 Котельная установка 14
1.3.1 Вспомогательный котел 14
1.3.2 Утилизационный котел 15
2 Анализ условий эксплуатации и параметров ГТН NR−15 ДГ 6L23/30H 16
2.1 Описание системы наддува 16
2.2 Эксплуатация ГТН 21
2.2.1 Очистка турбинной стороны 22
2.2.2 Очистка компрессорной стороны 23
2.2.3 3 Работа ДГ на режимах частичных нагрузок 23
2.3 Характерные отказы ГТН с радиальной - осевой турбиной 25
2.4 Характеристики ГТН NR-15 30
2.4.1 КИП, использованные при сборе данных 30
2.4.2 Построение характеристик ГТН NR-15 32
2.4.3 Анализ полученных характеристик ГТН NR-15 37
2.5 Тепловой расчет ГТН ДГ MAN B&W 6L23/30H 38
2.6 Сравнение характеристик ГТН NR – 15 ДГ MAN B&W 6L23/30H 61

3 Эрозионный износ СА турбины ГТН 65
3.1Восстановление разрушенных валов 70
4 Экономические потери от преждевременного износа СА ГТН 73

5 Загрязнение воздушной среды вследствие работы ДГ
Метод снижения данных воздействий 76

6. Правила техники безопасности при ремонтных работах ДГ
Влияние изменения теплотехнических характеристик на ОТ 83

7 Возможные ЧС при работе ДГ и меры их предотвращения 85

Заключение 89
Список использованных источников 90

ГТН − газотурбонагнетатель
ГД − главный двигатель
ДГ −дизель-генератор
СА −сопловый аппарат
КИП − контрольно-измерительные приборы
МО −машинное отделение
ЦПГ −цилиндропоршневая группа
JAS − jet assistant system
АДГ −аварийный дизель-генератор
ЧС −чрезвычайная ситуация

В настоящее время силовые установки большинства судов промыслового и морского флота включают в себя в качестве главных и вспомогательных двигателей дизели с наддувом.

Наддув позволяет при незначительном увеличении габаритов двигателя резко (на 40–80 процентов) повысить его цилиндровую и агрегатную мощность, а в большинстве случаев улучшить так же экономичность его работы. Благодаря этим качествам наддув нашел широкое применение в дизелестроения.

Агрегаты наддува органически связаны с двигателем. От эффективности и надежности их работы во многом зависят технико–экономические показатели и надёжность работы всей силовой установки. Снижение КПД агрегата наддува, любые изменения в его техническом состоянии неизбежно приводят к изменению параметров наддувочно-продувочного воздуха. При уменьшении давления воздуха ухудшается продувка цилиндров дизеля, уменьшается коэффициент избытка воздуха, а это влечёт за собой повышение температуры выхлопных газов и теплонапряженности цилиндро-поршневой группы, а также увеличение удельного расхода топлива.

Всё вышеизложенное свидетельствует о большой роли агрегатов наддува в эксплуатации судовых силовых установок, поэтому техническому состоянию и обслуживанию агрегатов наддува должно уделяться серьезное внимание.

Платная ссылка, для оплаты необходима авторизация.

Расчет РП СДВС

Результаты расчета признаются положительными, если величины перепадов в продувочных, выпускных органах и соотношение давлений цилиндр/ресивер в момент открытия продувочных окон согласуются с экспериментальными данными для судовых дизелей (лежат в определенных пределах).

3. 2. Методика расчета

Расчет времени-сечения фаз газообмена. Для решения указанных выше задач необходимо построить диаграммы угол-сечение и рассчитать по ним время-сечение предварения выпуска А 1. принудительного выпуска А 2 и продувки А 3.

Угол-сечение зависит от фаз газораспределения, размеров продувочных окон и выпускного клапана, поэтому необходимо предварительно принять необходимые для расчета параметры органов газораспределения. Эскиз органов газораспределения вычерчивается на листе формата А4 с указанием размеров и углов (рис. 3.2).

Рис. 3.2. Конструктивные характеристики органов газообмена двухтактных дизелей с прямоточно-клапанной схемой газообмена

Необходимые геометрические параметры принимаются по данным технической документации двигателя-прототипа или геометрически подобного ему двигателя. Выбор облегчается тем, что размеры органов газораспределения у разных типов двигателей соотносятся с диаметром цилиндра и ходом поршня (см. табл. 3.1), а углы в большинстве случаев одинаковы. Данные этой таблицы используются в случае отсутствия точных размеров двигателя-прототипа или геометрически подобного двигателя.

Обобщенные размеры органов газораспределения судовых малооборотных дизелей

где d кл. ? кл. h кл – соответственно, диаметр (по середине конуса), угол посадочного седла, ход клапана.

В рассматриваемой формуле переменным является только ход клапана, поэтому закон изменения проходного сечения клапана определяется по закону

перемещения клапана h кл = f (?) до момента достижения f max кл .

Рис. 3.3. Законы открытия и закрытия выпускных клапанов с гидроприводом:

( ---- ) дизели с механическим приводом масляного насоса гидропривода клапана (МАН-БВ серии МC, Зульцер серии RTA и др.); ( ______ ) дизели с элек-

тронным управлением (МАН-БВ серии МЕ, Зульцер серии RT-flex)

Типовые кривые хода клапана в фазе открытия и закрытия, которыми рекомендуется пользоваться для определения f кл =f (?), приведены на рис. 3.3,

где по оси ординат показано относительное значение хода клапана h кл / h кл max. по оси абсцисс показаны углы поворота коленчатого вала на участках подъема клапана 1 и закрытия 2. Углы поворота отсчитываются от точек b (момент открытия) и a (момент закрытия клапана).

Текущее значение хода клапана определяем умножением принятого его максимального значения на относительную величину, снятую с графика на рис. 3.3.

Расчет сечения клапана рекомендуется представить в форме табл. 3.3.

Т абл и ца 3.3 Расчет открытого сечения выпускного клапана

где ? пр = 0,7 ? 0,8 ? коэффициент истечения для продувочных окон; G s = ? a •G в ? масса воздуха, поступившего в цилиндр в процессе газообмена.

Величина свежего заряда воздуха G в известна из расчета рабочего цикла, коэффициент продувки цилиндра для дизелей с прямоточно-клапанным га-

зообменом ? a = 1,45 ? 1,55.

Рассчитав ? пр по уравнению (3.8), определяем по рис. 3.1 отношение давлений p 2 / p 1 = p ц / p s .

По экспериментальным данным для судовых дизелей с прямоточ- но-клапанным газообменом отношение давлений лежит в пределах p ц / p s = 0,97? 0,99. Если полученное значение существенно меньше нижнего предела, то это свидетельствует о недостаточной величине времени-сечения, в данном случае необходимо увеличить высоту продувочных окон и повторить расчет.

Умножив полученное из графика значение p ц / p s на известную величину p s. определим среднее значение давления в цилиндре p ц и перепад давлений в продувочных окнах p пр = p s ? p ц .

Для расчета перепада давлений в выпускном клапане в уравнениях (3.2 и 3.3)

принимаем p 1 = p ц ; p 2 = p г ; T 1 =T ц. Средняя температура газов в цилиндре за

период принудительного выпуска T ц рассчитывается по формуле

где ? вып = 0,7 ? 0,85 ? коэффициент истечения для выпускного клапана; G вып = G в (? a + ? нп ? ? r ? 1) ? масса газов и воздуха, проходящих через выпускной клапан в течение фазы принудительного выпуска. Коэффициент остаточных газов в цилиндре к моменту начала продувки цилиндра ? нп = 0,55 ? 0,65.

Рассчитав ? нп по уравнению (3.9), определяем по рис. 3.1 отношение давлений p 2 / p 1 = p г / p ц .

По экспериментальным данным для судовых дизелей с прямоточ- но-клапанным газообменом отношение давлений лежит в пределах p г / p ц = 0,90 ? 0,95. Умножив полученное из графика значение p г / p ц на известную величину p ц. определим значение давления в выпускном коллекторе p г. перепад давлений в выпускном клапане p вып = p ц ? p г и общий перепад давлений при продувке цилиндра p п = p s ? p г .

Расчет давления газов в цилиндре к моменту открытия продувочных окон. Необходимым условием для начала продувки цилиндра в момент открытия продувочных окон является следующее соотношение давлений p d ? p s. В том случае, когда p d >p s. будет иметь месть заброс газов в продувочный ресивер. Это свидетельствует о недостаточной величине времени-сечения предварения выпуска А 1.

В течение свободного выпуска объем цилиндра изменяется, поэтому в принятой методике расчет проводится с подстановкой в формулу среднего объема цилиндра на участке b ? d V ср =( V b +V d )/2.

Давление газов в цилиндре к моменту открытия продувочных окон рассчитывается по формуле [3]

течения для выпускного клапана ? св = 0,65? 0,85.

В том случае, если полученное значение p d превышает p s более чем на 5 %, будет иметь место заброс газов в продувочный ресивер.

4. РАСЧЕТ ПРОЦЕССА ГАЗООБМЕНА

В ЧЕТЫРЕХТАКТНОМ ДИЗЕЛЕ

4.1. Исходные положения

Существенное отличие процесса газообмена в четырехтактных дизелях от двухтактных заключается в том, что удаление отработавших газов в период принудительного выпуска и наполнение цилиндра воздухом в период впуска осуществляется за счет «насосных» ходов поршня, причем эти процессы в большей части разнесены по времени (клапана открываются поочередно) и поэтому независимы друг от друга (кроме участка перекрытия клапанов) ?

При расчете процесса газообмена в четырехтактных двигателях секундный расход газа во впускных и выпускных клапанах в период принудительного выпуска и наполнения определяют по параметрам потока в минимальном

поперечном сечении клапана f min [3]

Рис. 4.1. Геометрические параметры газообмена: а ? круговая диаграмма газораспределения четырехтактного двигателя; б ? диаграмма открытия выпускного и впускного клапанов

Как видно из формулы (4.1), проходные сечения клапанов определяют расход газа и, в свою очередь, лимитируются диаметром горловины клапана. Для обеспечения минимальных значений работы «насосных» ходов поршня при газообмене при проектировании двигателя оптимизируются фазы газораспределения и размеры клапанов.

С увеличением форсировки четырехтактных дизелей растут расходы га-

зов в клапанах, что требует увеличения

f min. т.е. диаметров клапанов. Диа-

метр клапанов ограничивается возможностью размещения их в крышке цилиндра.

4.2. Методика расчета

Алгоритм расчета газообмена четырехтактного дизеля сводится к следующему.

1. Выбор по данным двигателя-прототипа фаз газораспределения и построение круговой диаграммы (см. рис. 4.1 а ).

2. Построение диаграмм открытия клапанов (см. рис. 4.1 б ).

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

Как правило, в судовых двигателях устанавливают два впускных и два выпускных клапана одинакового размера. Необходимые геометрические параметры (см. эскиз клапана на рис. 3.2) принимаются по данным технической документации двигателя-прототипа или геометрически подобного ему двигателя. Выбор облегчается тем, что размеры клапанов у разных типов четырехтактных двигателей соотносятся с диаметром цилиндра и ходом поршня сле-

дующим образом: d кл = 0,3 D ; d шт = 0,2 d кл ; d г = (0,95? 0,98) d кл ; ? кл =30°.

Максимальный ход клапана определяем по формуле (с округлением до

большего целого значения в мм)

Основой построения диаграмм открытия и закрытия клапанов служит кинематика привода клапана. Изменение хода клапана в функции угла поворота коленчатого вала определяется профилем кулачной шайбы.

На рис. 4.2 в качестве примера приведен чертеж кулачных шайб

среднеоборотного дизеля фирмы МАН типа 6L 23/30Н (6ЧН 23/30; N e = 780

кВт; n = 720 об/мин).

По чертежу определяем фазы газораспределения (указанные цифры углов

удваиваем, так как распределительный вал в четырехтактном двигателе вра-

щается в два раза медленнее коленчатого вала):

– угол открытия выпускного клапана ? b = 23•2= 46 о п.к.в. до НМТ;

– угол закрытия выпускного клапана ? b? = 19•2= 38 о п.к.в. после ВМТ;

– угол открытия впускного клапана ? d = 36•2= 72 о п.к.в. до ВМТ;

– угол закрытия впускного клапана ? e. = 6•2= 12 о п.к.в. после НМТ.

Кроме того, по рис. 4.2 определяем основные характеристики профиля кулачных шайб:

– фаза подъема выпускного клапана (между точками начала профиля b и вершины 1 ) ?? откр = 30•2= 60° п.к.в.;

– фаза закрытия выпускного клапана (между точками 2 и b ? ), ?? закр = 30•2= 60? п.к.в.

Рис. 4.2. Профили кулачных шайб двигателя 6L 23/30Н:

1 – ролик толкателя; 2 – кулак ТНВД; 3 – кулак выпускного клапана; 4 – кулак впускного клапана

Как видно из рис. 4.2, кулак впускного клапана имеет тот же профиль, что и у выпускного, поэтому фазы открытия и закрытия принимаются равными фазам выпускного клапана.

Углы, соответствующие цилиндрическому участку профиля ( 1 – 2 ), определяем в виде:

?? вып 180 ? b ? b ?? откр ? закр ;