Определение параметров дизеля 6ЧНСП 18/22 в условиях эксплуатации

Страницы работы

Содержание работы

Содержание

Стр.

1. Задание………………………………………………………………………

2. Тепловой расчет…………………………………………………………….

3. Динамический расчет……………………………………………………...

4. Расчет коленчатого вала…………………………………………………...

5. Расчет шатуна и шатунных болтов……………………………………….

6. Расчет поршня……………………………………………………………...

7. Расчет поршневого пальца………………………………………………...

8. Заключение…………………………………………………………………

Список использованной литературы………………………………………..

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

1.Задание

Тема проекта: «Определение параметров дизеля 6ЧНСП 18/22 в условиях эксплуатации»

1.1 Параметры заданного режима работы дизеля

Общие:

- условия окружающей атмосферы:

давление, мм. рт. ст., 750; температура, ºС , 22; относительная влажность, %, 60;

- частота вращения, об/мин, 750;

- давление наддува, избыточное, кгс/см2, 0.55;

- температура наддувочного воздуха, ºС, 40;

- диаметр распыливающих отверстий форсунки, d р.о., мм, 0.35;

- число распыливающих отверстий форсунки, z р.о., 8.

Параметры заданного режима по отдельным цилиндрам приведены в таблице 1.

                                                                                                     Таблица 1

Параметры по цилиндрам

Параметр

Размерн.

Номера цилиндров

1

2

3

4

5

6

φоп

град

-20

-15

-17

-18

-10

-25

pc

%

0

0

1

0

1

0

bц

доля

1,1

1,2

0,7

1,0

1,0

1,1

где,  φоп  - угол опережения подачи топлива по форсунке, град;

pc - отклонение максимального давления сжатия от номинального значения, %;

bц - доля цикловой подачи от номинального значения.

1.2 Применяемое топливо – дизельное, средний состав, цетановое число = 48.

1.3 Особые указания

Построить параллелограммы разложения сил в КШМ при  -22 и 122 углах п.к.в.

2.Тепловой расчет

Паспортные данные дизеля:

- эффективная мощность, Pe – 165 кВт;

- частота вращения,n – 750 об/мин;

- диаметр цилиндра, D – 180 мм;

- ход поршня, S – 220 мм;

- число цилиндров – 6;

- давление наддува, Pint - 0,55 кгс/см2;

- температура надувочного воздуха, tint - 40 ºС;

- действительный угол опережения подачи топлива - (-17º);

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

- удельный эффективный расход топлива, be - 224 г/кВт∙ч;

- степень сжатия - 12,1;

- угол закрытия всасывающего клапана до ВМТ процесса сжатия (-135) градусов;

- угол открытия выпускного клапана после ВМТ процесса сжатия - 140 градусов;

- длина шатуна - 410 мм;

- диаметр распыливающих отверстий форсунки - 0,35 мм;

- число распыливающих отверстий форсунки - 8.

Параметры, принятые в тепловом расчете:

- коэффициенты Вибе для номинального режима: md=0,55; mk=2; φzd=70; φzk=12;        kкин=0,15;

- плотность топлива – 840 кг/м3;

- кинематическая вязкость топлива - 4∙10-6 м2/с;

- коэффициент поверхностного натяжения топлива – 0,02740 Н/м;

- содержание элементов в топливе, в долях единицы: C=0,870; H=0,126; O=0,004; S= 0,000;

- температура остаточных газов – 800 К;

- средняя температура поверхности камеры сгорания – 454,8 К;

- подогрев воздушного заряда от стенок цилиндра – 8,0 К.

Результаты теплового расчета сведены в таблицы 2 и 3, где представлены давления и скорости выделения теплоты при сгорании впрыснутого в цилиндр топлива в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Последние только для одного цилиндра, в данном расчете – для третьего. Компьютерная программа теплового расчета выдает скорости выделения теплоты, исходя из безразмерной характеристики тепловыделения (по И.И. Вибе). Эти значения необходимо пересчитать в естественные единицы скорости, т.е. в кДж/град п.к.в. Для этого необходимы низшая теплота сгорания топлива, Qн и его количество, впрыснутое в цилиндр за один раз (цикловая подача топлива, кг., bц).

В табл. 3 представлены уже пересчитанные значения скорости. Количество точек в этой таблице сокращено против того, что выдает компьютер; оставлены только те точки, которые достаточны для построения графика на рисунке 2.

;

где    Qн – низшая теплота сгорания топлива

Qн = 42426 кДж/кг

bц – цикловая подача топлива

bц =

СТД.КП.06.00.01.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                                          Таблица 2

Расчетная развернутая индикаторная диаграмма, кПа

Угол п.к.в.

Цилиндр №6

Угол п.к.в.

Цилиндр №6

Угол п.к.в.

Цилиндр №6

-360

148

-40

1422

80

891

-350

148

-30

2161

90

748

-20

3149

100

647

-130

169

-10

5974

110

574

-120

188

0

8150

120

521

-110

214

10

7249

130

482

-100

251

20

5312

140

143

-90

303

30

3674

150

143

-80

380

40

2565

-70

494

50

1854

360

143

-60

672

60

1396

-50

958

70

1095

                                                                                                                   Таблица 3

Скорости выделения теплоты при кинетическом и диффузионном сгорании

(для 6-го цилиндра)

Угол п.к.в.

Скорости выделения теплоты, кДж/град п.к.в.

Кин.горение

Дифф.горение

Сумма

Угол п.к.в.

Дифф.горение

Сумма

-10

0,399

1,88

2,280

32

0,367

0,367

-9

1,056

2,32

3,377

33

0,332

0,332

-8

1,857

2,627

4,484

34

0,301

0,301

-7

2,531

2,847

5,378

35

0,272

0,272

-6

2,798

3,002

5,801

36

0,246

0,246

-5

2,535

3,106

5,642

37

0,222

0,222

-4

1,874

3,168

5,042

38

0,199

0,199

-3

1,116

3,195

4,311

39

0,179

0,179

-2

0,527

3,193

3,720

40

0,161

0,161

-1

0,194

3,166

3,360

41

0,145

0,145

0

0,054

3,118

3,173

42

0,130

0,139

1

0,011

3,053

3,065

43

0,116

0,116

2

0,002

2,974

2,976

44

0,104

0,104

3

0,000

2,884

2,884

45

0,093

0,093

4

0,000

2,784

2,784

46

0,083

0,083

5

0,000

2,677

2,677

47

0,074

0,074

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                            Продолжение таблицы 3

Угол п.к.в.

Скорости выделения теплоты, кДж/град п.к.в.

Кин.горение

Дифф.горение

Сумма

Угол п.к.в.

Дифф.горение

Сумма

6

0,000

2,565

2,565

48

0,065

0,065

7

0,000

2,449

2,449

49

0,058

0,058

8

0,000

2,331

2,331

50

0,052

0,052

9

0,000

2,212

2,212

51

0,046

0,046

10

0,000

2,094

2,094

52

0,042

0,042

11

0,000

1,976

1,976

53

0,036

0,036

12

0,000

1,860

1,860

54

0,032

0,032

13

0,000

1,747

1,747

55

0,028

0,028

14

0,000

1,637

1,637

56

0,025

0,025

15

0,000

1,530

1,530

57

0,022

0,022

16

0,000

1,427

1,427

58

0,019

0,019

17

0,000

1,329

1,329

59

0,017

0,017

18

0,000

1,234

1,234

60

0,015

0,015

19

0,000

1,144

1,144

61

0,013

0,013

20

0,000

1,059

1,059

62

0,011

0,011

21

0,000

0,978

0,978

63

0,010

0,010

22

0,000

0,902

0,902

64

0,000

0,000

23

0,000

0,830

0,830

65

0,000

0,000

24

0,000

0,763

0,763

66

0,000

0,000

25

0,000

0,700

0,700

67

0,000

0,000

26

0,000

0,641

0,641

68

0,000

0,000

27

0,000

0,586

0,586

69

0,000

0,000

28

0,000

0,535

0,535

70

0,000

0,000

29

0,000

0,488

0,488

71

0,000

0,000

30

0,000

0,444

0,444

72

0,000

0,000

31

0,000

0,404

0,404

73

0,000

0,000

В конце теплового расчета программа выдает общие для всего дизеля параметры на расчетном режиме:

- эффективная мощность дизеля на заданном режиме, кВт – 165,2;

- удельный эффективный расход топлива, г/кВт∙ч – 226,4;

- часовой расход топлива, кг/ч – 37,393;

- механический КПД – 0,811.

Общие для всего дизеля рассчитанные параметры:

- атмосферное давление, кПа – 100,03;

- температура атмосферного воздуха, К – 295;

- среднее давление впрыскиваемого топлива, мПа – 40;

- давление наддува, кПа – 154,0;

- температура надувочного воздуха, К – 313,1;

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

- коэффициент остаточных газов – 0,030;

- угол, в течение которого впрыскивается топливо, ºп.к.в. – 10,4;

- среднеобъемный диаметр капель топлива, мкм – 25,5;

- низшая теплота сгорания топлива, вычисленная по формуле Д.И. Менделеева, кДж/кг – 42426.

Параметры, рассчитанные для отдельных цилиндров, приведены в таблице 4.

                                                                                                          Таблица 4

Результаты теплового расчета по цилиндрам

Параметр

Цилиндры

1

2

3

4

5

6

Температура выпускных газов, ºС

494

539

353

461

485

489

Макс. давление сжатия, кПа

4004

4004

3964

4004

3964

4004

Цикловая подача топлива, грамм

0,3

0,327

0,191

0,272

0,272

0,3

Угол начала горения, град п.к.в.

- 8,25

- 5,5

- 6,75

- 7,25

- 1,5

- 10,5

Максимальное давление цикла, кПа

7658

7147

6532

7256

6096

8169

Максимальная температура цикла, К

1777

1791

1493

1698

1632

1819

Давление в конце процесса расширения, кПа

474,3

513,7

346,7

445,6

451,7

469,7

Температура в конце процесса расширения, К

1032,6

1115,2

779,6

973

1007,5

1022,6

Индикаторная мощность, кВт

36,8

39,3

24

33,8

32,6

36,9

Индикаторный КПД

0,4636

0,4536

0,4747

0,4683

0,4518

0,4639

Коэфф. избытка воздуха

1,93

1,77

3,04

2,13

2,13

1,93

Угол конца сгорания

73,39

77,32

55,96

69,31

69,31

73,39

Показатель диффузионного сгорания

0,514

0,571

0,55

0,537

0,604

0,462

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Развернутая индикаторная диаграмма 6-го цилиндра приведена на рисунке 1  (по данным таблицы 2).

                                                             

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Диаграмма скорости выделения теплоты при кинетическом и диффузионном          сгорании приведена на рисунке 2 (по данным таблицы 3).

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Свернутая индикаторная диаграмма  строится также по данным таблицы 2 , но в зависимости от объема цилиндра, который вычисляется на компьютере по формуле:

,

где

Vc

объем камеры сгорания, л;

Fп

площадь поршня, дм2;

R

радиус кривошипа, дм;

φ

угол поворота коленчатого вала, град;

λш

отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Для определения объема камеры сгорания необходимо рабочий объем цилиндра разделить на степень сжатия без единицы. Рабочий объем вычисляется по формуле:

,

где

d

диаметр цилиндра, дм;

S

ход поршня, дм.

Vh=5,6 л.

Vc=5,6/(12,100-1)=0,504 л.

Площадь поршня равняется πd2/4 и составляет 2,54 дм2.

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна равно 110/410=0,2683.

Объемы цилиндра в зависимости от угла поворота коленчатого вала  приведены в таблице 5.

                                                                               Таблица 5

Объемы цилиндра, л

Угол п.к.в.

Объем

Угол п.к.в.

Объем

Угол п.к.в.

Объем

-10

0,558

60

2,189

130

5,326

0

0,504

70

2,683

140

5,604

10

0,558

80

3,188

150

5,822

20

0,717

90

3,686

160

5,978

30

0,974

100

4,16

170

6,071

40

1,316

110

4,598

180

6,103

50

1,727

120

4,989

190

6,071

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Свернутая индикаторная диаграмма  приведена на рисунке 3.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

3.Динамический расчет

К началу динамического расчета конструкция кривошипно-шатунного механизма дизеля должна быть известна, должны иметься чертежи поршневого комплекта, коленчатого вала и шатуна.

В динамическом расчете определяются  силы, действующих в кривошипно-шатунном механизме дизеля и используемые  в расчетах  прочности.

Силы инерции поступательно движущихся масс КШМ, приведенных к площади поршня определяются по формуле  (1). Складываются с силой давления газа на поршень  по формуле (2) и затем передаются через шатун на коленчатый вал.

,         (1)

где    Mп.д. - масса поступательно движущихся частей, кг;

Fп=πd2/4 - площадь поршня, м2;

R  - радиус кривошипа, м;

ω=πn/30 - угловая скорость коленчатого вала, сек-1;

n -  частота вращения, об/мин;

λш  - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

,                                              (2)

где p - абсолютное давление газа в цилиндре (принимается по развернутой     индикаторной диаграмме), кПа;

pa  - атмосферное давление, кПа;

pj   - cила инерции поступательно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма, приведенная к площади поршня, кПа.

Динамический расчет ведется для каждого цилиндра на компьютере по специальной программе и для двух заданных положений - проверочный.

Определяются нормальные (N) силы, действующие по нормали к стенке цилиндра, радиальные (Z) действующие вдоль кривошипа коленчатого вала и касательные (T), действующие перпендикулярно кривошипу.

Все геометрические параметры, а также массы некоторых деталей берутся из соответствующих чертежей.

Масса поршневого комплекта складывается из массы поршня - 14,9 кг, массы поршневого пальца - 3,850 кг, массы поршневых колец:

компрессионные - (0,1645∙4=0,658 кг);

массы стопорных колец, которая определяется из их объема, см3

,

 где s – толщина кольца, см;

dвнеш – внешний диаметр кольца, см;

dвн – внутренний диаметр кольца, см .

и умножается на плотность материала (7,85 г/см3) и на их количество (2) и составляет 0,025 кг.

Таким образом, поршневой комплект весит 19,45 кг.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Масса шатуна берется из  справочника  и составляет 19,5 кг.

Масса поступательно движущихся частей складывается из массы комплекта поршня и примерно 1/3 массы шатуна. Силы инерции рассчитываются на компьютер

Размеры, относящиеся к коленчатому валу, берутся из его чертежа. Расчёт его отдельных частей и положений центров масс приведён в разделе 4.

Исходные данные для динамического расчета сгруппированы в таблице 6.

                                                                                                        Таблица 6

Исходные данные к динамическому расчету

Параметр

Единица измерения

Величина

Масса поршневого комплекта

кг

19,45

Часть массы шатуна, движущаяся поступательно

кг

6,5

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна

-

0,2683

Длина коренной шейки коленчатого вала

мм

82

Длина шатунной шейки коленчатого вала

мм

90

Толщина щеки

мм

48

Масса щеки

кг

14,33

Масса шатунной шейки

кг

7,99

Масса части шатуна, участвующая во вращении

кг

13

Расстояние от оси коленчатого вала до центра массы шатунной шейки

мм

110

Расстояние от оси коленчатого вала до центра массы щеки

мм

43

Расстояние от внутренней стороны щеки до центра ее массы

мм

22

Угол оси отверстия для смазки шатунной шейки

градусы

90

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Результаты расчета сил N,Z,T для наиболее нагруженного по максимальному давлению цилиндра представлены в таблице 7. Диаграммы сил N,Z,T представлены на рисунке 4.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                                     Таблица 7

Нормальные, радиальные и касательные усилия для 6-го цилиндра, приведённые к площади поршня, кН/м2.

Угол п.к.в.

N

Z

T

Угол п.к.в.

N

Z

T

Нормаль-ные

Радиаль-

ные

Касатель-ные

Нормаль-ные

Радиаль-ные

Касатель-ные

-360

- 0,0

-832,1

-0,0

10

292,7

6147,2

1378,1

-350

- 37,7

-789,1

-177,4

20

406,7

4014,6

1891,7

-340

- 68,6

-676,1

-319,1

30

389,7

2301,5

1777,2

-330

-87,2

-514,3

-379,6

40

332,8

1244,0

1477,1

-320

-90,1

-336,2

-399,6

50

281,5

647,0

1207,8

-310

-76,6

-175,7

-328,5

60

248,9

306,1

1027,0

-300

-49,0

-60,2

-202,3

70

234,4

88,0

925,9

-290

-12,1

-4,5

-47,9

80

231,4

-80,7

872,2

-280

28,0

-9,8

105,5

90

232,1

-231,6

893,4

-270

65,0

-65,0

233,5

100

230,5

-372,6

788,7

-260

93,8

-151,8

321,0

110

222,2

-500,0

725,5

-250

111,2

-250,4

363,1

120

205,4

-607,3

642,1

-240

116,3

-344,0

363,4

130

180,5

-690,0

542,4

-230

110,3

-421,8

331,3

140

154,2

-772,7

447,9

-220

95,6

-479,5

277,7

150

115,8

-797,7

327,5

-210

75,1

-517,6

212,3

160

75,9

-798,4

210,4

-200

51,3

-539,9

142,1

170

36,9

-781,6

100,9

-190

25,9

-551,0

71,0

180

0,0

-752,7

0,0

-180

0,0

-554,3

0,0

190

-33,4

-714,4

-91,5

-170

-25,8

-551,0

-70,8

200

-63,1

-666,9

-175,0

-160

-51,2

-540,0

-141,9

210

-88,0

-608,1

-248,9

-150

-75,0

-517,7

-212,1

220

-106,5

-534,9

-309,3

-140

-95,5

-479,6

-277,5

230

-116,3

-445,4

-349,3

-130

-114,6

-438,9

-344,5

240

-115,1

-340,9

-359,6

-120

-125,8

-372,5

-393,2

250

-110,0

-248,0

-358,9

-110

-128,4

-289,4

-419,2

260

-92,6

-150,1

-316,7

-100

-122,1

-197,8

-417,7

270

-63,8

-64,0

-229,1

-90

-108,3

-108,4

-388,8

280

-26,8

-9,5

-101,1

-80

-91,7

-32,3

-345,4

290

13,2

-4,9

52,2

-70

-78,1

29,0

-308,5

300

50,0

-61,2

206,4

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                        Продолжение таблицы 7

Угол п.к.в.

N

Z

T

Угол п.к.в.

N

Z

T

Норма-льные

Радиа-льные

Кассатель-ные

Норма-льные

Радиа-льные

Кассатель-ные

-60

-76,3

93,4

-314,6

310

77,5

-177,4

332,5

-50

-93,7

214,6

-401,8

320

90,9

-338,5

403,3

-40

-133,1

496,4

-590,7

330

87,9

-517,3

400,9

-30

-185,5

1092,6

-845,7

340

69,2

-679,9

321,8

-20

-208,2

2049,0

-968,4

350

0,0

-793,6

0,0

-10

-234,6

4900,7

-1104,7

0

0,0

7172,4

0,0

Далее строится диаграмма разложения сил в КШМ для двух положений коленчатого вала ( - 25) и ( + 100) градусов угла поворота коленчатого вала, считая от ВМТ процесса сжатия (рисунок 5). Для построения этой диаграммы требуется вычисление сила инерции по формуле (1). При этом вычисляются:

 м2;

 с-1.

Для угла (-25) сила инерции, кН/м2, будет равна:

;

для другого положения коленчатого вала (+100)º:

.

Тогда по формуле (2)  с учетом данных табл. 2 для 3-го цилиндра и для угла 

(- 25º ) получим действующую силу, кН/м2:

;

для угла 100º:

.

Полученные графически значения сил соответствуют расчетным значениям (таблица 7 и рисунок 5).

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Порядок работы дизеля: 1-5-3-6-2-4. Поскольку крутящие моменты набегают от переднего конца коленчатого вала, а номера цилиндров считаются от маховика, порядок работы цилиндров представляют, начиная с 6-го цилиндра - 6‑2‑4‑1‑5‑3. Угол заклинки кривошипов составляет 120º, поэтому рабочий процесс каждого из последующих по порядку работы цилиндров отстаёт от предыдущего на этот угол. В соответствии с этим порядком, если принять что первый цилиндр находится в ВМТ процесса выпуска, получаются следующие углы сдвига: в 1-ом цилиндре - 0º п.к.в., во 2-ом -  240º, в 3-ем - 480º,  в 4-ом -  120º, в 5-ом -  600º, в 6-ом -  360º.

                                                                                                                   Таблица 8

Приведенные к площади поршня набегающие  усилия на коренных шейках, кН/м2.

 

 

Номера цилиндров

1

2

3

4

5

6

min

-835,6

-976,8

-1217,5

-1089,8

-1452,9

-1104,7

max

1578,4

1873,9

2236,5

1852,7

1940,4

1891,7

размах

2414

2850,7

3454

2942,5

3393,3

2996,4

Наиболее нагруженной по крутящему моменту оказалась 3-ая коренная шейка.

                                                                                                                        Таблица 9

Приведенные к площади поршня набегающие усилия на шатунных шейках, кН/м2.

 

Номера цилиндров

1

2

3

4

5

6

min

-835,6

-1056,6

-1078,7

-1271,3

-1278,8

-552,3

max

1665,0

2027,6

2044,6

1782,0

1733,4

945,9

размах

2500,6

3084,2

3123,3

3053,3

3012,2

1498,2

Наиболее нагруженной по крутящему моменту оказалась 3-ая шатунная шейка.

В результате динамического расчета выдаются также данные об изгибающем моменте в районе отверстия для смазки на шатунных шейках коленчатого вала, индикаторной мощности в каждом цилиндре. При расчете коленчатого вала понадобятся экстремальные значения радиальных сил, которые выписываются из таблиц нормальных, радиальных и касательных сил для всех цилиндров (таблица 6). Все эти данные сгруппированы в таблице 10.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                      Таблица 10

Экстремальные значения изгибающих моментов в районе отверстия для смазки и радиальных сил на шатунных шейках

Параметр

Номера цилиндров

1

2

3

4

5

6

Mотв.min ,кНм

-1,58

-1,58

-1,57

-1,54

-1,53

-1,58

Mотв.max ,кНм

3,127

2,86

3,02

2,96

2,92

3,06

Pi.u ,кВт

26,28

20,22

22,36

23,88

21,93

26,27

zmin ,кН/м2

- 878,9

- 878,9

-878,9

-878,9

-878,9

-878,9

zmax ,кН/м2

5681,6

5970,6

6338,6

5011,5

5780,6

4889,4

Размах

6560,5

6849,5

7217,5

5890,4

6659,5

5768,3

4.Расчет коленчатого вала

Коленчатый вал представляет собой сложную по форме неразрезную балку, лежащую на опорах, которые имеют некоторую податливость. Методика, учитывающая податливость опор очень сложна, поэтому вал рассчитывается приближенно, как разрезная балка (“разрезы” по центрам коренных шеек).

Коленчатый вал работает в условиях знакопеременных нагрузок, поэтому он рассчитывается на усталость. Материал вала дизеля 6ЧНСП18/22 – сталь 45 ГОСТ 1050-74. Эскиз вала представлен на рисунке 6.

Так как нагрузки в цилиндрах неодинаковы, на некоторых шатунных шейках может оказаться небольшой набегающий крутящий момент, но большой изгибающий момент от сил давления газов. Поэтому рассчитываются все шатунные шейки. Расчет производится на компьютере.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Исходные данные для расчета, общие для всего вала приведены в таблице 11. Часть необходимых данных приведена в динамическом расчете (таблица 6).

                                                                                                        Таблица 11

Исходные данные к расчету коленчатого вала.

Параметр

Обоз-начение

Един. измер.

Вели-чина

Наружный диаметр коренной шейки

dк

мм

135

Наружный диаметр шатунной шейки

dш

мм

120

Внутренний диаметр коренной шейки

(d1)к

мм

0

Внутренний диаметр шатунной шейки

(d1) ш

мм

0

Радиус галтели при переходе коренной шейки в щеку

r

мм

8

Радиус галтели при переходе шатунной шейки в щеку

r

мм

8

Ширина щеки в средней части

b

мм

240

Коэффициент концентрации напряжений в галтелях коренной шейки при кручении

(kτ)г

-

2,16

Коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии цикла нагрузки при кручении

ψτ

-

0

Масштабный фактор для коренной шейки при кручении

ε

-

0,68

Коэффициент динамического усиления, учитывающий возможность крутильных колебаний

λ

-

1,28

Коэффициент концентрации напряжений в районе смазочного отверстия

(kτ)о

-

1,8

Коэффициент концентрации напряжений в галтелях шатунной шейки при кручении

(kτ)г

-

1,6

Коэффициент концентрации напряжений в районе смазочного отверстия на этой шейке при кручении

(kτ)о

-

1,8

Масштабный фактор для этой шейки при кручении

ε

-

0,68

Коэффициент концентрации напряжений в галтелях шатунной шейки при изгибе

(kσ)г

-

3,24

Коэффициент концентрации напряжений в районе смазочного отверстия на этой шейке при изгибе

(kσ)о

-

2,05

Масштабный фактор для этой шейки при изгибе

ε

-

0,68

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                               Продолжение таблицы 11

Параметр

Обоз-начение

Един. измер.

Вели-чина

Коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии цикла нагрузки при изгибе

ψσ

-

0,05

Коэффициент концентрации напряжений при изгибе щеки

(kσ)щ

-

3,24

Масштабный фактор для щеки

ε

-

0,6

Предел прочности материала вала

σв

мН/м2

700

Предел усталости на изгиб

σ-1

мН/м2

300

Предел усталости на кручение

τ-1

мН/м2

180

Размеры коленчатого вала берутся из его эскиза (рисунок 6).

Массы отдельных частей коленчатого вала и центры их масс определяются по известным формулам механики.

Щека выделяется из чертежа коленчатого вала и разбивается на несколько объёмов, которые заменяются простыми геометрическими телами (рисунок 7). Объем каждого такого тела должен быть равен действительному объёму заменяемой им части щеки. Размеры полученных элементов, их объёмы, а так же вспомогательные расчёты  сгруппированы в таблице 12.

Координаты центра массы щеки определяются по формулам:

                          , где i – номер элементарного участка щеки;

xi, yi , Vi - координаты центров масс и объёмы элементов щеки;

N – число элементарных участков.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                                            Таблица 12

Элементарные объёмы щеки коленчатого вала

уч.

Размеры, мм

Координаты центра масс, мм

Обьем,см3

x*v

y*v

а

b

c

D

x

y

1

34

217

258

14

40,42

24,68

1100,7

44490

27165

2

34

215

256

14

41,42

24,69

1091,1

45193

26939

3

33

212

251

14

41,7

24,14

1052,7

43898

25412

4

32

206

246

14

42,04

23,64

1005,2

42259

23763

5

31

200

238

14

42,81

23,1

954,8

40875

22056

6

30

191

228

14

43,29

22,58

893,7

38688

20180

7

29

182

216

14

45,36

22,04

831,7

37726

18331

8

27

170

202

14

46,26

20,99

743,2

34380

15600

9

24,5

155

183

14

49,65

19,49

637,2

31637

12419

10

20

126

150

14

48,6

17,31

463

22502

8014,5

11

14

84

100

14

51,46

14,16

258,3

13292

3657,5

12

7

40

48

14

52,9

10,53

92,8

4909,1

977,18

Сум. V

9124,4

399849

204514

Используя данные таблицы 12, получаем: xщ=43.82 мм, yщ=22.41 мм, масса щеки  14,33 кг.

Для определения массы шатунной шейки находим её объём,Vщ, см3, определяемый по формуле

, где R - радиус шатунной шейки, см;

l - длина шатунной шейки, см.

, и умножаем его на плотность материала(7,85 г/см3). Масса шатунной шейки составляет 7.99 кг.

Коэффициенты, необходимые при расчёте коленчатого вала определяются с помощью методических указаний [3].

Коэффициент концентрации напряжений в галтелях коренной шейки при кручении определяется по формуле (19) [3]

                        ,                                (3)

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

где (kτ)0 - коэффициент, определяемый по графику на рисунке 4 [3] в зависимости от r/dк (рисунок 8);

τ)b, (βτ)h, (βτ)Δ - коэффициенты, определяемые по графику на рисунке 6 [3] в зависимости от b/dк,h/dк и Δ/dк соответственно (рисунок 8);

τ)e - коэффициент, определяемый по графику на рисунке 5 [3];

- коэффициент, вводимый при наличии бочкообразных отверстий в шейках вала, =1 (при отсутствии бочкообразных отверстий).

Предварительно вычисляются       

r/dк=8/135=0,0592; d1/d=0/135=0 ,откуда (kτ)0=1,78;

b/dк=135/82=1,65,откуда (βτ)b=1,265;

h/dк=48/135=0,36, откуда (βτ) h=0,97;

Δ/dк=15/135=0,11.

На рисунке 6 [3] для определения коэффициента (βτ)Δ необходимо сначала вычислить произведение коэффициентов (βτ)b и (βτ)h.

τ)b·(βτ) h =1,265·0,97=1,23.

Применяя линейную интерполяцию, определяется коэффициент (βτ)Δ, равный 0,99.

Поскольку обе шейки изготовлены сплошными, коэффициент (ατ)e равен 1.

.

Коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии цикла нагрузки при кручении для углеродистой стали при σв=700 равен нулю (таблица 1 [3]).

Масштабный фактор для коренной шейки при кручении равен 0,68(таблица 4[3]).

Коэффициент динамического усиления, учитывающий возможность крутильных колебаний равен 1,28 (таблица 6 [3]).

Коэффициент концентрации напряжений в районе смазочного отверстия на коренной шейке равен 1,8 (таблица 3 [3]).

Коэффициент концентрации напряжений в галтелях шатунной шейки при кручении также определяются по формуле (3).

r/dш=8/120=0,067; d1/d=72/120=0,6; (kτ)0=1,57

b/dш=240/120=2, (βτ)b =1,165

h/dш=48/120=0,4, (βτ) h=0,97

Δ/dш=15/120=0,125; (βτ)b·(βτ) h =1,165·0,97=1,13, (βτ)Δ=0,97.

.

Коэффициент концентрации напряжений в районе смазочного отверстия на шатунной шейке при кручении равен 1,8 (таблица 3 [3]).

Масштабный фактор для шатунной шейки при кручении 0,68 (таблица 4 [3]).

Коэффициент концентрации напряжений в галтелях шатунной шейки при изгибе, а также коэффициент концентрации напряжений при изгибе щеки определяются по формуле (21) [3], а графики для определения коэффициентов этой формулы берутся из [4].

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

,

r/h=8/48=0.17, =2,77;

b/d=240/120=2, =1,12;

, =1;

h/d=48/120=0,4, ;

Δ/d=15/120=0,125; ,=0,97.

.

Коэффициент концентрации напряжений в районе смазочного отверстия на этой шейке при изгибе равен 2,05 (таблица 3 [3]).

Масштабный фактор для этой шейки при изгибе  - 0,68 (таблица 4 [3]).

Коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии цикла нагрузки при изгибе равен 0,05 (таблица 1 [3]).

Масштабный фактор для щеки равен 0,6 (таблица 4 [3]).

Результаты расчета коленчатого вала:

Запас прочности в коренной шейке по галтели = 5,33.

Запас прочности в коренной шейке по отверстию для смазки = 6,20.

Запас прочности в шатунной шейке на кручение по галтели = 5,46.

Запас прочности в шатунной шейке на кручение по отверстию для смазки  = 4.71.

Запас прочности на изгиб в шатунной шейке по галтели = 2,66.

Запас прочности на изгиб в шатунной шейке по отверстию для смазки =  7,32.

Запас прочности в правой щеке для точки 1: 1,68.

Запас прочности в правой щеке для точки 2: 2,05.

                                                                                                Таблица 13

Результаты расчета суммарных запасов прочности с учетом коэффициента динамического усиления

Расчет

Допуск

Коренная шейка

3,9

1,5 – 3,0

Шатунная шейка

1,9

1,7 – 3,0

Щека

1,2

1,2 – 2,0

Сначала рассчитывалась 3 – ья коренная шейка как наиболее нагруженная по крутящему моменту, оказалось, что она выдерживает нагрузку. Но с учётом того, что на 3-ей шатунной шейке наибольший изгибающий момент, проверяем и её. Оказалось, что запас прочности для неё оказался равным 1,9, что  входит в пределы допускаемого(1,7-3,0), у щеки запас прочности 1,2, а допускаемые приделы 1,2-2,0. Коленчатый вал  выдерживает заданные нагрузки.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

5.Расчет шатуна и шатунных болтов

Материал шатуна – сталь 40 ГОСТ 1050-74, шатунных болтов – сталь 40ХН2МА ГОСТ 4543-71. Эскиз шатуна со всеми необходимыми для расчета размерами показан на рисунке 8, эскиз шатунного болта – на рисунке 9. При расчете шатуна рассчитываются отдельно верхняя (поршневая), нижняя (кривошипная) головки и стержень (веретено).

Расчет шатуна проводится на усталость с конечным результатом в виде расчетных запасов прочности, которые не должны быть менее допустимых. При этом считается, что в шатуне нет опасных концентраторов напряжений (коэффициент концентрации напряжений и масштабный фактор равны единице).

Напряжение в поршневой головке рассчитываются от действия растягивающей силы инерции поршневого комплекта, максимальное значение которой получается в ВМТ, и сжимающей силы от действия давления газов. Напряжения определяются по уравнениям расчета кривого бруса. При этом принимается, что брус защемлен в месте перехода головки в стержень (сечение С-С на рисунке 8), примерно 123о. Поперечное сечение головки в этом месте можно заменить прямоугольным, равным по площади действительному и имеющим такую же длину вдоль оси поршневого подшипника. При расчёте поршневой головки учитываются напряжения от запрессовки втулки подшипника и нагрева до температуры 100-150о, который возникает при общем нагреве дизеля на номинальном режиме. Кроме этого, проверяется жесткость головки, так как чрезмерная её деформация, даже в приделах упругости, может привести к недопустимому увеличению зазора в поршневом подшипнике.

Компьютерная программа рассчитывает напряжения вдоль всей окружности поршневой головки. Наибольшие напряжения (и наименьший запас прочности) выбираются автоматически и сравниваются с допустимыми. Точка наибольших напряжений обычно оказывается в области заделки.

Рис.10. Сечение поршневой головки

Момент инерции в сечении С-С, J, см4 ,определяется по  формуле

J=bh3/12=7,4 * 1,053/12=35,5.

Кривошипная головка шатуна рассчитывается аналогично поршневой. Также выбирается сечение заделки (защемления) (сечение А-А на рисунке 10) (123о). Но в отличие от расчёта поршневой головки принимается, что крышка шатунного подшипника всегда делается достаточно жесткой для обеспечения его нормальной работы.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Проверка напряжений в кривошипной головке проводится только в районе стыка крышки со стержнем шатуна, где трудно обеспечить необходимое сечение, так как внешний габарит  шатуна в этом сечении ограничивается  диаметром цилиндра (шатун должен выходить через цилиндр при разборке КШМ). Напряжения здесь оказываются большими, чем во всех остальных сечениях. Расчёт по этому сечению делается на изгиб от силы инерции массы поршневого комплекта и всей массы  шатуна за исключением крышки подшипника, а так же от сжимающей силы  шатунных болтов.

Для расчёта на изгиб необходимо определить момент сопротивления в этом сечении. Сечение разбивается на простые  геометрические фигуры (рисунок 11), для которых определяются моменты инерции вокруг собственных нейтральных осей, проходящих через  центры масс; затем определяется общий момент инерции относительно оси x-x, проходящей через центр шатунного подшипника. Момент сопротивления рассчитывается для наиболее удаленного от этой оси внешнего волокна сечения.

Сечение по разъему кривошипной головки шатуна представлено на рисунке 11.

Данные по расчету момента инерции данного сечения сгруппированы в таблице 14.

В таблице обозначены для каждого участка

F - площадь участка,

a - расстояние от центра массы до оси x-x,

Iсоб - момент инерции относительно собственной нейтральной оси,

Ix- момент инерции относительно оси x-x.

Моменты инерции относительно оси x-x определяются по формуле

Ix = Iсоб+a2F.

                                                                               Таблица 14

Расчет момента инерции для опасного сечения кривошипной головки шатуна

Номер участка

F, см2

a, см

Iсоб,см4

Ix,см4

1

5,9805

1,33

14,1

24,7

2

0,825

0,58

0,66

0,94

3

3,211

1,24

6,54

11,5

4

0.502

2,73

0,17

3,91

5

4,524

0

29,27

-29,27

11,78

Общий момент инерции сечения  с учётом того, что рассматривалась только одна половина сечения, равен

11,78*2=23,56.

Момент сопротивления , W, равен

W=23,56/3,243=7,27.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Стержень шатуна рассчитывается на устойчивость (продольный изгиб) и на сжатие. Определим параметры опасного сечения (В-В на рисунке 8). Вид этого сечения представлен на рисунке 12, а численные величины – в таблице 15. Обозначения в таблице 15 аналогичны таблице 14.

                                                                                                             Таблица 15

Расчёт моментов инерции опасного сечения стержня шатуна.

Номер участка

1

2

3

4

F, см2

5,145

7,98

0,785

5,46

Момент инерции оносительно оси x-x

Iсоб

0,47

9,6

-0,05

0,57

a, см

2,5

0

0

2,4

Ix

30,1

9,6

-0,05

31,94

Момент инерции оносительно оси y-y

Iсоб

10,3

2,93

-0,05

12,3

a, см

0

0

0

0

Iy

10,3

2,93

-0,05

12,3

Суммируя полученные данные, получаем общие для всего сечения параметры:

площадь сечения  - 17,8 см2;

момент инерции относительно оси x-x  - 69,85 см4;

момент инерции относительно оси y-y  - 23,48 см4.

Шатунные болты являются ответственными соединениями. Обрыв шатунного болта или раскрытие стягиваемого им стыка приводит к  аварии двигателя с очень тяжёлыми последствиями.

Болты работают в условиях динамических нагрузок, поэтому они рассчитываются на усталость. Расчётный эскиз болта представлен на рисунке 9.

Расчет шатуна проводится на компьютере для цилиндра, где достигается наибольшее давление сгорания; все необходимые для этого данные сгруппированы в таблице 16. Некоторая часть исходных данных приведена в предыдущих разделах.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                    Таблица 16

Исходные данные для расчета шатуна и шатунных болтов

Наименование параметра

Размерность

Размер

Максимальное давление сгорания

мПа

7,428

Длина шатуна

мм

410

Масса шатуна

кг

19,5

Расстояние от центра массы до оси поршневой головки

мм

273

Предел прочности материала шатуна

мН/м2

700

Предел текучести материала шатуна

мН/м2

400

Поршневая головка

Угол сечения С-С

град

123

Наружный диаметр

мм

122

Внутренний диаметр

мм

85

Внутренний диаметр втулки подшипника

мм

75

Ширина (вдоль поршневого пальца)

мм

74

Натяг при запрессовке втулки

мм

0,08

Повышение температуры при работе дизеля

град

125

Момент инерции в сечении С-С

см4

35,5

Минимальный зазор в поршневом подшипнике

мм

0,08

Кривошипная головка

Угол сечения А‑А

град

123

Масса крышки шатунного подшипника

кг

6,5

Внутренний диаметр кривошипного подшипника (без вкладышей)

мм

131

Минимальный зазор в этом подшипнике

мм

0,1

Момент инерции сечения по разъему между крышкой подшипника и стержнем шатуна

см4

23,56

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                Продолжение таблицы 16

Наименование параметра

Размерность

Размер

Площадь в этом сечении

см2

15,04

Момент сопротивления в этом сечении

см3

7,27

Стержень шатуна

Площадь поперечного сечения (сечение В-В)

см2

17,8

Момент инерции в плоскости качения

см4

69,85

Момент инерции поперек плоскости качения

см4

23,48

Шатунные болты

Расстояние между болтами

мм

148

Число болтов

-

2

Диаметр резьбы

-

М24

Шаг резьбы

мм

2

Число участков с разным диаметром

-

4

Длинна 1-го участка

мм

1

Диаметр 2-го участка

мм

20

Длинна 2-го участка

мм

53

Диаметр 3-го участка

мм

24

Длинна 3-го участка

мм

34

Диаметр 4-го участка

мм

20

Длина 4-го участка

мм

62

Предел прочности материала болтов

мН/м2

1500

Предел текучести материала болтов

мН/м2

1300

Результаты расчета шатуна:

Поршневая головка

Запас прочности на усталость min (от min 1 и min 2) = 10,840. Это значение не должно быть меньше:

для многооборотных двигателей = 2,5 - 5;

для судовых и стационарных двигателей = 5-7.

Деформация поршневой головки = 0,00028 мм.

Эта величина не должна превышать половины минимального зазора в головном подшипнике.

Давление в головном подшипнике = 34,1 мПа.

Эта величина не должна превышать 50 - 90 мПа.

Кривошипная головка

Напряжение по стыку = 90,2 мПа.

Эта величина не должна превышать 100 - 250 мПа.

Деформация кривошипной головки = 0,004315 мм.

Эта величина не должна превышать половины минимального зазора в шатунном подшипнике(0,1/2=0,05 мм).

Стержень шатуна

Максимальное напряжение в плоскости качания = 103,7 мПа.

Максимальное напряжение перпендикулярно плоскости качания = 99,3 мПа.

Эти величины не должны превышать допускаемых значений:

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

для судовых и тепловозных двигателей - 80 - 180 мПа;

для дизелей повышенной форсировки - 200 - 400 мПа.

Меньшие значения для углеродистых сталей, большие - для легированных.

Запас прочности на усталость в плоскости качания = 6,0 мПа.

Запас прочности на усталость поперек плоскости качания = 6,3 мПа.

Эти значения для высокооборотных двигателей должны быть больше 2 – 3, для больших нефорсированных двигателей - больше 4 - 7.

Шатунный болт

Запас статической прочности по пластическим деформациям = 12,499.

Запас прочности резьбы на усталость = 27,029.

Последние две величины не должны быть меньше 1,5 – 3 и 2,5 – 5, соответственно.

Шатун 3-ого цилиндра выдерживает приложенную нагрузку. Остальные шатуны нагружены в меньшей степени.

6.Расчет поршня

Проверочный расчет поршня прост, поэтому он проводиться без применения компьютера. Проверяются напряжения в минимальном сечении по уровню маслосъемного кольца и давления поршня на боковую поверхность цилиндра. Рассчитывается поршень наиболее нагруженного по максимальному давлению  3-ого цилиндра. Материал поршня – чугун СЧ 24-44 ГОСТ 1412‑70. Эскиз поршня представлен на рисунке 13.

Напряжение сжатия в минимальном сечении определяется по формуле:

, где  Pz - максимальная сила, мН;

Fmin  - минимальная площадь поперечного сечения поршня, м2.

Максимальная сила, действующая на поршень, определяется из максимального давления в цилиндре (таблица 2) по формуле:

, где pz - максимальное давление в цилиндре, мПа.

мН.

Минимальная площадь поперечного сечения поршня

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

, где d1 - диаметр по проточке для поршневого кольца, м;

d2 - внутренний диаметр поршня, м.

 м2.

мН/м.

Напряжение сжатия оказалось  меньше допустимого (60-80 мН/м2).

Боковое давление:

, где  Nmax - максимальная нормальная сила, приведенная к площади поршня, мН/м2 (таблица 7);

Lюб - длина юбки поршня, м (рисунок 13).

мН/м2.

Боковое давление в пределах допустимого (0,2 – 0,4 мН/м2).

Вывод : поршень 3-ого цилиндра в данном режиме будет работать нормально. Поршни остальных цилиндров менее нагружены.

7.Расчет поршневого пальца

Материал пальца – сталь 20Х ГОСТ 4543-71. За расчетную нагрузку, действующую на поршневой палец, принимают максимальную радиальную силу Pz. Действие этой нагрузки вызывает напряжение изгиба, среза и деформации (овализации) пальца как криволинейного бруса прямоугольного сечения (кольца). Напряжения от овализации имеют максимальные значения на середине длины пальца и на внешних и внутренних волокнах в особых точках. Они показаны на рисунке 14. Также проверяются деформация пальца, давление его на поршневой подшипник шатуна и бобышки поршня. Исходные данные берутся из эскизов поршневого пальца и поршня (рисунки 13 и 14). Часть данных берётся из предыдущих разделов. Они приведены в таблице 17. Расчет производится на компьютере.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                 Таблице 17

Исходные данные для расчетапоршневого пальца

Длина пальца

мм

150

Наружный диаметр пальца

мм

75

Внутренний диаметр пальца

мм

38

Опорная длина верхнего шатунного головного подшипника

мм

74

Максимальное значение радиальной силы, приведённой к площади поршня

кН/м2

6338,6

Расстояние между бобышками

мм

80

Результаты расчета поршневого пальца:

Напряжение на изгиб = 67,88 мН/м2.

Напряжение на срез = 24,56 мН/м2.

Напряжение в точке 1 = 19,57 мН/м2.

Напряжение в точке 2 = - 142,36 мН/м2.

Напряжение в точке 3 = - 84,75 мН/м2.

Напряжение в точке 4 = 63,55 мН/м2.

Поперечная деформация пальца = 0,0204 мм.

Зазор между бобышками и пальцем в рабочем (горячем) состоянии =0,0750 мм.

Удельное давление в головном подшипнике = 29,06 мН/м2.

Удельное давление в бобышках = 29,76 мН/м2.

Допустимое давление в бобышках [35 – 40] мН/м2.

Так как программа выводит результаты расчёта (напряжения), палец  выдерживает все нагрузки.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

8.Заключение

Для определения параметров дизеля 6ЧНСП 18/22 в условиях эксплуатации были произведены следующие расчеты: изучены параметры рабочего процесса, динамики и прочности основных деталей дизеля. После чего стало известно, что нагрузки дизель выдерживает. Это означает, что теоретически при таких параметрах дизеля его эксплуатация возможна.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Список использованной литературы

1. Леонтьевский Е.С. Справочник механика и моториста теплохода – М.: Транспорт, 1981. -352с.

2. Шеромов Л.А. Определение параметров дизеля в условиях эксплуатации. – Новосибирск, НГАВТ, 1999, 67с.

3. Шеромов Л.А. Методические указания к расчету коленчатого вала судового дизеля. – Новосибирск, НГАВТ, 2002, 24с.

4. Дизели. Справочник, под ред. Ваншейдта В.А. – Л.: Машиностроение,1977.-480с.

5. Лебедев О.Н., Сомов В.А., Калашников С.А. Двигатели внутреннего сгорания речных судов. – М.: Транспорт, 1990 – 328с.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Министерство образования Российской Федерации

НОВОСИБИРСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ

ВОДНОГО ТРАНСПОРТА

Институт (факультет)                      Судомеханический

Кафедра           СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

КУРСОВАЯ РАБОТА

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ДИЗЕЛЯ 6ЧНСП 18/22

В УСЛОВИЯХ ЭКСПЛУАТАЦИИ

Пояснительная записка

Исполнитель,

студент группы СЭ-41                                                                 (Романов Е. Ю.)

(подпись, дата)

Руководитель проекта                                                                  (Шеромов Л. А.)

(подпись, дата)

Новосибирск 2006г.

 
 

Похожие материалы

Информация о работе