Разработка двигателя на базе дизеля 6ЧНР 36/45 (Г70) с лучшими удельными показателями

РЕФЕРАТ Курсовой проект содержит: 1 чертеж поперечного разреза двигателя на листе формата А1; 1 чертеж продольного разреза на листе формата А1, 1 чертеж распределительного вала формата А3, 2 листа динамического расчета формата А1; пояснительная записка содержит 54 листов; 7 рисунков; 6 таблиц; 5 источников.

Целью курсового проекта является разработка двигателя на базе дизеля 6ЧНР 36/45 (Г70) с лучшими удельными показателями.

Указанная цель достигается повышением давления надувочного воздуха, совершенствованием рабочего цикла и перерасчетом основных деталей дизеля на прочность. Выполнен расчет основных систем двигателя, определены основные параметры газораспределительного механизма, разработаны чертежи продольного и поперечного разреза двигателя.

1. Тепловой расчет двигателя

1.1 Выбор и обоснование исходных данных

Основной целью теплового расчёта является:

1. Определение значения параметров состояния рабочего тела в характерных точках

2. Определение индикаторных и эффективных показателей двигателя

3. Построение индикаторной диаграммы

4.Определение основных размеров двигателя (Диаметр цилиндра и ход поршня)

5. определение параметров рабочего тела в турбине и компрессоре

Основные технические параметры прототипа

Значение параметров выбираем на основании опытных данных в соответствии с назначением двигателя, режимом его работы и особенностями рабочего цикла двигателя подобного типа.

Исходные данные: ,

Степень сжатия

Проектируемый двигатель — тихоходный, среднеоборотный дизель с наддувом, с неразделённой камерой сгорания. Поэтому, для обеспечения надёжного воспламенения в любых условиях эксплуатации достаточно невысокой степени сжатия е=12. Дальнейшее увеличение е приведёт к нежелательному повышению максимального давления сгорания и, следовательно, к увеличению нагрузки на детали двигателя. Принимаем е=12,5

Коэффициент избытка воздуха

б-отношение количества воздуха, действительно поступившего в цилиндр к количеству воздуха, теоретически необходимому для полного сгорания топлива. У двигателей с наддувом б=1.6ч2,2. Меньшие значения б повышают теплонапряжённость двигателя, увеличивается дымность выпускных газов, хуже протекают процессы смесеобразования и сгорания. Варьирование б является одним из способов достижение необходимого Р_е указанного в задании. Увеличение б приводит к уменьшению литровой мощности двигателя. Принимаем .

Коэффициент использования теплоты

Коэффициент использования теплоты в точках z и b оz, оb. Учитывают потери теплоты в начале и в конце расширения.

Наддув уменьшает эти параметры, частота вращения увеличивает их. Поэтому, для среднеоборотного дизеля с наддувом можно принять:

Максимальное давление сгорания .

Максимальное давление сгорания принимаем на основании уже существующих прототипов. Для среднеоборотного дизеля со средней степенью наддува, значение можно принять равным 9 МПа. Температура остаточных газов.

В зависимости от типа двигателя, степени сжатия, частоты вращения и коэффициента избытка воздуха для дизелей температура остаточных газов лежит в пределах К.

Температура Тг возрастает при уменьшении б, применении наддува и повышении наддува, с увеличением частоты вращения. Принимаем Тг = 820 К

Подогрев свежего заряда.

Естественный подогрев свежего заряда в дизеле с наддувом за счет уменьшения температурного перепада между деталями двигателя и температурой наддувочного воздуха величина подогрева сокращается. Принимаем ДТa=10 К

Коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

показывает насколько расчётная индикаторная диаграмма отличается от действительной. Принимаем

Параметры топлива.

В соответствии с ГОСТ 305–73 для рассчитываемого двигателя принимаем дизельное топливо. Цитановое число топлива не менее 45.

Средний элементарный состав топлива:

С=0,87; Н=0,126; О=0,004

Низшая теплотворная способность: Q_H=42 500 кДж/кг

Параметры окружающей среды.

При расчетах принимается давление окружающей среды Р0=0,1 МПа, а температура Т0=288

Литраж проектируемого двигателя.

Среднее эффективное давление.

МПа.

Требуемое давление наддува (ориентировочное).

МПа.

1.2 Расчёт параметров процесса впуска Целью расчета процесса наполнения является определение параметров состояния рабочего тела в цилиндре в конце процесса наполнения р_а и Т_а, а также определение параметров, характеризующих эффективность процесса газообмена.

Давление на выходе из компрессора:

Температура воздуха на выходе из компрессора:

К

n_k = 1.55 — показатель политропы в надувочном компрессоре.

Устанавливается односекционный холодильник с, .

Температура воздуха после холодильника:

Температура воздуха в цилиндре в конце наполнения:

Т_к^`` = T_k + ДT_a = 336,70 + 10 = 336,70 K

Давление заряда в конце наполнения:

Давление остаточных газов в цилиндре:

Коэффициент остаточных газов.

где — температура остаточных газов.

Температура заряда в цилиндре в конце наполнения:

Коэффициент наполнения:

1.3 Расчёт параметров процесса сжатия двигатель индикаторный газ давление Целью расчета процесса сжатия является определение параметров состояния рабочего тела в конце процесса сжатия — давления р_с и температуры Т_с.

Процесс сжатия в цикле предназначен для повышения давления и температуры заряда в цилиндре с целью обеспечения надежного самовоспламенения и эффективного сгорания впрыскиваемого топлива на всех режимах работы, а также для увеличения перепада температур в цикле с целью повышения его КПД.

Действительный процесс сжатия происходит по политропе с показателем n₁, переменным на всем ходе поршня. В расчетах для упрощения показатель политропы n₁ условно принимают как среднюю постоянную величину из условия равенства работы сжатия при истинном и условном его значениях.

При расчетном определении показателя n₁ и в последующем, при расчете параметров процессов сгорания и расширения, необходимо оперировать с теплоемкостью рабочего тела в характерных точках рабочего цикла.

С целью упрощения теплоемкости условно считают, что продукты сгорания представляют собой двухкомпонентную смесь, состоящую из «чистых» продуктов сгорания и избыточного воздуха, который не использовался при сгорании.

Средняя молярная изохорная теплоемкость для сухого воздуха определяется по выражению

кДж/(кмоль•К),

Для «чистых» продуктов сгорания

кДж/(кмоль•К).

Показатель политропы сжатия n₁ определяется по формуле Уравнение решается методом последовательных приближений. Задаваясь любым значением n₁ из указанных пределов его значений n₁=1,35…1,38, добиваемся равенства левой и правой частей уравнения. Достаточная точность схождения ??0,001.

Задаемся n₁=1,37.

Точность сходимости достаточная. Принимаем n₁ = 1,371

Давление в конце сжатия:

.

Температура в конце сжатия:

K

1.4 Расчёт параметров процесса сгорания Целью расчета процесса сгорания является определение его конечных параметров — максимальных значений давления сгорания p_z и температуры сгорания Т_z.

Процесс сгорания рассчитывают, исходя из сжигания 1 кг топлива.

Элементарный массовый состав топлива С+Н+О = 1 кг, где массовые доли элементов условно обозначены их химическими символами. Для дизельного топлива среднего состава имеем: С=0,87; Н=0,126; О=0,004.

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

кмоль/кг Действительное количество воздуха, участвующее в сгорании.

кмоль/кг Коэффициент молекулярного изменения:

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

Доля топлива, сгоревшая к моменту точки z:

Коэффициент молекулярного изменения в точке z:

Степень повышения давления:

Средняя молярная изохорная теплоемкость продуктов сгорания в точке z:

Средняя молярная изохорная теплоемкость продуктов сгорания в точке b:

Температура сгорания:

Максимальная температура сгорания T_z определяется в результате решения уравнения сгорания.

Уравнение сгорания.

Приравнивая левую и правую части получим квадратное уравнение:

Решив уравнение, получим:

Степень предварительного расширения.

1.5 Расчёт параметров процесса расширения Целью расчета процесса расширения является определение параметров состояния рабочего тела в цилиндре в конце расширениятемпературы Т_b и давления p_b.

Степень последующего расширения:

Средний показатель политропы расширения n₂ и температуру в конце расширения Т_b определяем совместным решением их уравнений методом последовательных приближений После подстановки известных величин и вычислений получим Задаемся n₂=1,244.

?=0,0001 — сходимость достигнута.

Принимаем n₂ = 1,244, Т_b = 1129 К.

Давление в конце расширения:

Проверка правильности выбора температуры остаточных газов:

Ошибка выбора составляет 1,07%, что не превышает допустимого значения ошибки, которое составляет 5%.

1.6 Индикаторные показатели двигателя К индикаторным показателям двигателя относятся среднее индикаторное давление p_i, МПа, индикаторная мощность N_i, кВт, индикаторный удельный расход топлива g_i, г/кВт•ч и индикаторный КПД ?_i.

Индикаторные показатели являются внутренними показателями двигателя, характеризуют совершенство рабочего цикла в цилиндре и учитывают только тепловые потери в самом цилиндре.

Средним индикаторным давлением называется такое условное, постоянное по величине, избыточное давление в цилиндре, которое, действуя на поршень, совершает за один его ход от ВМТ к НМТ работу, равную индикаторной работе цикла.

Расчётное значение среднего индикаторного давления.

Действительное среднее индикаторное давление.

где — коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

Мощность, соответствующая суммарной индикаторной работе всех цилиндров, называется индикаторной мощностью двигателя.

Индикаторная мощность:

В цикле реального двигателя преобразование теплоты топлива в механическую работу сопровождается потерями теплоты с выпускными газами, в систему охлаждения и вследствие неполноты сгорания. Все эти тепловые потери в относительном виде учитываются индикаторным КПД ?_i, который является критерием совершенства использования теплоты, подведенной к рабочему телу с топливом.

Индикаторным КПД двигателя называется отношение количества теплоты, преобразованной в индикаторную работу L_i, к количеству теплоты, подведенной для совершения этой работы Q_i.

Индикаторный КПД:

В абсолютном виде тепловое совершенство двигателя оценивается показателем внутренней экономичности двигателя — удельным индикаторным расходом топлива g_i, который показывает сколько килограммов топлива расходуется на единицу произведенной индикаторной работы.

Индикаторный удельный расход топлива:

1.7 Механические потери в двигателе Некоторая часть индикаторной мощности, развиваемой в цилиндрах двигателя, расходуется в самом двигателе на собственные нужды и не может быть использована потребителем. Эту мощность называют мощностью механических потерь N_M, кВт. Данная мощность расходуется на преодоление трения, привод всех вспомогательных механизмов, обеспечивающих нормальную работу двигателя, и на осуществление процессов газообмена.

Среднее давление механических потерь.

Механический КПД задаем равным 0,92.

1.8 Эффективные показатели двигателя К эффективным показателям двигателя относятся среднее эффективное давление p_e, эффективная мощность N_e, эффективный КПД ?_е и удельный эффективный расход топлива g_e. Как и индикаторные показатели, первые два связаны с работой цикла и мощностью двигателя, вторые касаются их экономичности. Эффективные показатели являются внешними показателями двигателя, учитывают как тепловые, так и механические потери. Они характеризуют тепловое, конструктивное и технологическое совершенство двигателя.

Среднее эффективное давление:

Эффективная мощность:

Эффективный КПД:

Эффективный удельный расход топлива:

Часовой расход топлива.

1.9 Проверка основных размеров двигателя Литраж (рабочий объем) проектируемого двигателя:

Рабочий объем одного цилиндра:

Диаметр цилиндра:

Ход поршня:

Полученные значения S и D полностью соответствуют размерам прототипа.

2. Построение индикаторной диаграммы Индикаторную диаграмму строят по данным теплового расчета рабочего цикла. В дальнейшем эта диаграмма является исходным материалом для динамического и прочностного расчетов двигателя.

Выбор масштабных коэффициентов:

Масштаб давлений ,

Масштаб хода

Масштаб объема

При построении политроп сжатия и расширения аналитическим способом вычисляется ряд точек для промежуточных объёмов между V_a и V_c и между (V_b и V_Z по уравнению политропы).

Для политропы сжатия где Р_x и V_x — давление и объём в искомой точке диаграммы.

Для политропы расширения .

Расчет точек для построения индикаторной диаграммы.

Таблица 1.

Определяем поправку Брикса: мм, где ммпостоянная КШМ.

F_iд = 3393 мм²— площадь, скругленной индикаторной диаграммы.

Среднее индикаторное давление по диаграмме:

Расхождение с аналитическим значением

Можно считать расхождение удовлетворительным.

2.1 Параметры рабочего тела и агрегатов системы наддува Большинство современных судовых дизелей оборудуются системой газотурбинного наддува. Наддув позволяет значительно увеличить удельную мощность, улучшить экономичность и массогабаритные показатели двигателя.

У двигателя с газотурбинным наддувом процесс расширения газов происходит в двух ступенях: первая — цилиндр поршневого двигателя и вторая — газовая турбина. Полезная работа от первой ступени через КШМ передается потребителю, а от второй ступени используется для привода центробежного надувочного компрессора, конструктивно объединенного с турбиной в одном агрегате — турбокомпрессоре.

Параметры центробежного компрессора.

Секундный расход воздуха через компрессор:

где _в=28,95 кг/кмоль — молярная масса воздуха.

Удельная адиабатическая работа сжатия воздуха в компрессоре:

кДж/кг;

Мощность, потребляемая компрессором:

Относительная мощность компрессора:

Параметры рабочего тела в выпускном ресивере.

Рабочее тело в выпускном ресивере рассматриваем как газовоздушную смесь отработавших газов из цилиндра и продувочного воздуха, поступившего в ресивер в период перекрытия клапанов в фазе продувки камеры сгорания.

Давление газов в ресивере перед турбиной:

;

Температура отработавших газов в выпускном ресивере после истечения из цилиндра (до смешения с продувочным воздухом):

;

где m — показатель политропы расширения. Принимаем m=1,25.

Средняя молярная изобарная теплоемкость отработавших газов в ресивере:

кДж/(кмоль•К);

Средняя молярная изобарная теплоемкость продувочного воздуха в ресивере:

кДж/(кмоль•К) Средняя молярная изобарная и изохорная теплоемкость газовоздушной смеси в выпускном ресивере:

=

Температура рабочего тела перед турбиной:

Параметры газовой турбины.

Секундный расход газов через турбину:

Показатель адиабаты расширения в турбине:

Удельная работа адиабатического расширения в турбине:

Допуская, что молярная масса газов и воздуха примерно равны выразим удельную работу турбины:

Мощность турбины:

Относительная мощность турбины

=0.11

Степень повышения давления в компрессоре:

2.2 Внешний тепловой баланс двигателя Целью расчета внешнего теплового баланса является получение исходных данных для расчета систем охлаждения, смазки, определения возможности утилизации тепловых потерь.

Теплота, выделяющаяся при сгорании топлива:

Количество полезной теплоты:

Относительная доля полезной теплоты:

Количество теплоты, теряемой в систему охлаждения:

По опытным данным, относительная доля потерь теплоты в систему охлаждения в процессе сгорания расширения составляет, тогда:

Молярная теплоемкость при политропном процессе сжатия:

Где: К = 1.4 показатель адиабаты для воздуха.

Количество рабочего тела в рабочем объеме при p_k и T_k:

Количество рабочей смеси сжимаемой за час:

Потеря теплоты в процесс сжатия:

Теплоемкость воздуха:

Часовое количество свежего заряда, участвующего в процессе наполнения:

Теплота, сообщаемая свежему заряду от стенок цилиндра:

Потери теплоты в процессе выпуска в систему охлаждения, составляет тогда абсолютная доля теплоты составит:

Так как турбокомпрессор имеет охлаждаемый корпус, принимаем, тогда абсолютная доля теплоты составит:

Работа механических потерь:

Потеря теплоты в паре поршень-цилиндр:

Где: a = 0.6 доля работы трения в паре поршень-цилиндр.

Потеря теплоты в систему охлаждения, эквивалентная работе водяных насосов:

Потеря теплоты с отработавшими газами:

Молярный расход воздуха через компрессор:

Молярный расход газов из турбины:

Относительный перепад температур в турбине:

Температура газа за турбиной:

Теплоемкость газа за турбиной:

Теплоемкость воздуха при :

Потеря теплоты с выпускными газами:

Остаточный член теплового баланса:

Остаточный член теплового баланса входит в заданные пределы, расчетные статьи теплового баланса могут быть использованы для проектирования вспомогательных систем и агрегатов двигателя.

3. Динамический расчёт двигателя Динамический расчёт КШМ заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитываются основные детали на износ и прочность, а также неравномерность хода. Во время работы двигателя на детали КШМ действуют силы давления газов в цилиндре, силы инерции возвратно — поступательно движущихся масс, центробежные силы и силы тяжести (обычно не учитываются). Все действующие на двигатель силы воспринимаются сопротивлениями на валу, силами трения и опорами двигателя. В течение каждого рабочего цикла силы, действующие в КШМ, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала и их величины определяют для отдельных положений коленчатого вала.

3.1 Определение сил и моментов в КШМ По характеру движения массы деталей КШМ делятся на движущиеся возвратно — поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна) и движущихся вращательно (колено вала и нижняя головка шатуна). А также сложное плоско — параллельное движение (стержень шатуна). Для упрощения расчёта действительный КШМ заменяют динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Из данных прототипа:

Масса поршневого комплекта (сосредоточенная на оси поршневого пальца)

Масса шатуна

Масса шатуна, приведённая к оси поршневого пальца Масса шатуна, приведённая к оси шатунной шейки

Приведённая масса поступательно движущихся частей КШМ

В центральном КШМ действую силы:

P_j — сила инерции поступательно движущихся масс;

P_г — сила давления газов;

P — суммарная сила;

N — нормальная сила;

S — сила, нагружающая шатун;

K_R — центробежная сила;

Т — тангенциальная сила;

— К — сила, действующая по кривошипу.

3.1.1 Сила давления газов Используя круг Брикса получим развёрнутую индикаторную диаграмму по углу п.к.в. Для определения силы давления газов на поршень необходима площадь поршня:

Для удобства будем пользоваться удельными силами, действующими на единицу площади поршня:

где — значение абсолютного давления газов по индикаторной диаграмме

3.1.2 Силы инерции Силы инерции, действующие в КШМ, в соответствии с характером движения делят на силы инерции поступательно движущихся масс и центробежные силы инерции вращающихся масс .

Силы инерции поступательно движущихся масс:

где j — текущее ускорение поршня,

— постоянная КШМ.

Сила инерции вращающихся масс шатуна:

МПа

3.1.3 Суммарные силы, действующие в КШМ Суммарная сила от силы давления газов и силы инерции:

Нормальная сила, действующая перпендикулярно оси цилиндра и воспринимаемая стенками цилиндров:

где — угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра.

Сила, действующая на шатун:

Сила, действующая по кривошипу:

Тангенциальная сила:

Сила, действующая на шатунные шейки коленчатого вала:

Результаты расчётов сводятся в таблицу (таблица 1), и по ней строится диаграмма зависимости сил от угла поворота коленчатого вала.

Cилы, действующие в КШМ.

Таблица 2.

3.1.4 Определение набегающих моментов на коренные и шатунные шейки Порядок работы цилиндров 1 — 5 — 3 — 6 — 2 — 4. Крутящий момент от каждого цилиндра изменяется периодически в соответствии с порядком работы цилиндров.

Угол между вспышками — угол расклинки кривошипа.

Рис. 2 Схема заклинки кривошипов.

Определим для каждого цилиндра угол опережения относительно 1_го цилиндра:

Первая коренная шейка не нагружена и никаких моментов не воспринимает.

Тогда — набегающие моменты на коренные шейки,

, ,, , — моменты от цилиндров.

,

,

,

.

Результаты расчёта сводятся в таблицу и по ней строятся графики зависимости набегающих моментов от угла поворота коленчатого вала.

Набегающие моменты на коренные шейки Таблица 3.

Шатунная шейка нагружается набегающим моментом на i-ю коренную шейку плюс половина момента от i-го цилиндра.

Набегающие моменты на шатунные шейки Таблица 4.

3.2 Анализ уравновешенности двигателя Для уравновешивания сил инерции и их моментов в многоцилиндровом двигателе необходимо и достаточно, чтобы равнодействующие всех сил инерции, действующие в плоскостях, проходящих через ось вала, а также сумма моментов этих сил относительно выбранной оси равнялась нулю.

При проектировании двигателя стремятся путем выбора схем расположения кривошипов коленчатого вала и цилиндров создать такую конструкцию, при которой суммарные силы инерции Р_jl, Р_jll и моменты, были бы равны нулю. Если это не удается, то прибегают к уравновешиванию двигателя с помощью дополнительных устройств.

Для обеспечения полного уравновешивания двигателя требуется существенное усложнение конструкции, что с учетом высоких порядков гармонических составляющих сил инерции практически не осуществимо, поэтому двигатель остается частично неуравновешенным.

Уравновешенными считаются шести-, восьми-, десятии двенадцатицилиндровые двигатели с зеркальным относительно средней коренной шейке расположением кривошипов коленчатого вала.

Порядок работы цилиндров двигателя:

1−5-3−6-2−4

Схема заклинки коленчатого вала выполнена в соответствии с Рис. 2

Рис. 3 К анализу уравновешенности двигателя.

На данной схеме изображен коленчатый вал двигателя, в котором уравновешены силы инерции 1 и 2 порядков, центробежные силы инерции, а также моменты этих сил.

Действительно, рассмотрим 1 и 6 цилиндры:

примем .

; ;

2 и 5 цилиндры:

; ;

3 и 4 цилиндры:

; ;

Тогда:

;

;

Аналогично:

;

Как видно двигатель с данной схемой коленчатого вала полностью уравновешен от сил инерции 1_го и 2_го порядка, центробежных сил и их моментов.

4. Расчет ДВС на прочность

4.1 Расчет на прочность деталей поршневой группы

4.1.1 Расчет прочности поршня Наиболее нагруженным элементом поршневой группы является поршень, воспринимающий высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Тяжёлые условия работы поршней предъявляют повышенные требования к материалам при изготовлении.

Чтобы устранить защемление поршня в цилиндре вследствие его теплового расширения, диаметр поршня должен быть меньше диаметра цилиндра. Наименьший диаметр должен быть у головки поршня.

Поршень из серого чугуна с днищем вогнутой формы, охлаждаемым маслом с внутренней стороны.

Днище поршня Толщина днища: м Высота юбки: м Радиус заделким Рис. 4 Расчетная схема днища поршня.

Рассматриваем днище поршня как пластину, защемленную по периферии, равномерно нагруженную.

Напряжения изгиба в тангенсальном направлении Перефирия где — коэффициент Пуассона (чугун) Центр Напряжения изгиба:

Температурные напряжения

— коэффициент линейного расширения (серый чугун);

— модуль упругости (серый чугун);

— коэффициент Пуассона;

— коэффициент теплопроводности;

— удельная тепловая нагрузка на поверхность днища поршня, где:

— доля тепла от сгорания топлива, проходящая через днище поршня;

— цилиндровая мощность двигателя;

— удельный расход топлива;

— низшая теплотворная способность топлива Суммарные напряжения на периферии и центре днища поршня:

МПа

— для чугуна Расчет удельных давлений Юбка:

— диаметр цилиндра Бобышки:

4.1.2 Расчет поршневого пальца Наибольшее распространение получили плавающие пальцы, подвижные в бобышках поршня и в поршневой головке шатуна. Поршневой палец подвергается воздействию сил, переменных по величине и направлению. Эти силы подвергаю поршневой палец переменному изгибу и овализации. Материал пальца работает на усталость.

Недопустимая овализация поршневого пальца может приводить к трещинам в бобышках поршня и к продольным трещинам в стержне шатуна. Для повышения износостойкости и прочности пальцы изготавливают с вязкой сердцевиной и твёрдой поверхностью (цементированные и закалённые стали 15, 15Х, и 20ХН, с поверхностной закалкой ТВЧ стали 40, 45, 45Х и 40ХН, азотированные стали 18ХНВА). Для повышения усталостной прочности наружная поверхность пальца, а иногда и внутренняя, тщательно полируются. Принимаем Сталь45Х.

— длина, плавающего пальца

— внутренний диаметр пальца

— наружный диаметр пальца

— длина втулки шатуна

— расстояние между бобышками бобышек.

Напряжение в поршневом пальце от изгиба имеет максимальное значение в середине длины пальца:

Допускаемое значение напряжений: ,

гдеотносительная величина отверстия в поршневом пальце.

Инерционная сила:

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

P_z = p_z*F_п = 10 * 0,1067 = 1,067 МН Расчетная сила:

k — коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца. k= 0,68…0,81

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

Допускаемое значение напряжений:

Проверка на овализацию:

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

м Величина овализации не должна превышать:

4.1.3 Расчет прочности поршневого кольца Кольца прижимаются к стенкам цилиндра силами собственной упругости и давления газов. Верхнее поршневое кольцо работает в условиях высокой температуры и недостаточной смазки. В период сгорания удельное давление между кольцом и втулкой цилиндра, вызываемое газовыми силами, в 40 — 70 раз превосходит удельное давление от сил собственной упругости. В зоне этого кольца имеет место наибольший износ цилиндра. Повышение износостойкости достигается увеличением радиальной толщины (ограничиваемой напряжениями в кольце), применением для верхних поршневых колец пористогохромирования, а также напылением карбидохромомолибденового покрытия.

Поршневые кольца изготавливают из стали и чугуна специальных марок.

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

Расчёт кольца проводится с равномерным распределением давления по цилиндру.

Зададимся следующими параметрами:

— зазор в замке в свободном состоянии

— зазор в замке после установки

— радиальная толщина кольца

— высота кольца Напряжение в сечении противоположном замку

в рабочем состоянии:

где, — деформация замка в рабочем состоянии Рис. 6 Расчет поршневого кольца.

— условный модуль упругости Напряжение изгиба кольца при надевании

— деформация кольца при надевании Удельное давления кольца на стенку цилиндра Допускаемое удельное давления

В среднем принимают значение. Экспериментальные исследования колец показывают, что величина удельного давления кольца на стенки цилиндра не является одинаковой по длине кольца. Она изменяется в зависимости от положения замка кольца и, особенно от степени изношенности кольца и рабочей втулки цилиндра.

4.1.4 Расчет коленчатого вала Коленчатый вал с присоединёнными к нему вращающимися частями представляет собой систему, подверженную крутильным и изгибным колебаниям, вызванным периодически действующими силами и моментами. Крутильные и изгибные колебания увеличивают напряжения в коленчатом валу.

Требования, предъявляемые к коленчатым валам:

— надёжность работы на всех эксплуатационных режимах;

— прочность, жёсткость, износостойкость при минимальной массе;

— обеспечение необходимого ресурса до капитального ремонта;

— высокая точность изготовления, твёрдость и чистота обработки;

— статическая и динамическая уравновешенность.

Основные положения расчета:

— расчёту подвергается коленвал, как разрезная балка, т. е. рассматривается отдельное колено, оперяющиеся по плоскостям, проходящим через середины соседних коренных шеек;

— колено абсолютно жёсткое;

— колено симметричное;

— коленвал рассматривается по элементам, отдельно коренная шейка, шатунная шейка, щека.

Коленчатые валы отечественных судовых двигателей изготавливают из сталей 45, 45Х, 40ХФА, 42ХМФА, 18Х2Н4ВА и др. Поверхности шеек стальных валов в целях повышения их твердости и износостойкости подвергаются азотированию на глубину 0,5−0,8 мм. Для изготовления коленчатых валов судовых двигателей довольно широко используются литые валы из высокопрочного чугуна с шаровидным графитом. Преимуществом чугунных валов является их меньшая стоимость и возможность снижения припусков на механическую обработку. Поверхности шеек чугунных валов обрабатываются токами высокой частоты.

Принимаем материал: чугун ВЧ45−0.

Порядок работы цилиндров 1−5-3−6-2−4

1. ВМТ, нагружающей силой является сила P_z;

2. положение при Т=Т_max;

3. набегающий момент на колено максимален;

4. положение, при котором сила S по шатуну максимальна.

Рис. 7 Расчетная схема коленчатого вала

R=0,225 м. Fп=0,1017 м

dк=0,255 м d_ш=0,225 м

l =0,2475 м а₁= 0,165 м

h=0,645 м b=0,09 м

4.1.5 Расчет шатунной шейки Шатунные шейки рассчитывают на кручение и изгиб.

Расчет на кручение Максимальный и минимальный набегающие моменты:

Максимальный и минимальный крутящие моменты:

Момент сопротивления шатунной шейки кручению:

Максимальное и минимальное касательные напряжения:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

Коэффициент учитывающий масштабный фактор:

Коэффициент концентраций напряжений:

Коэффициент динамичности:

Предел выносливости:

Предел прочности:

Коэффициент чувствительности асимметрии цикла:

Запас прочности:

Запас прочности не превышает допустимые значения

Расчет на изгиб Расчет ведется для сечений 1 и 3.

Определим реакции:

Изгибающий момент в плоскости колена:

Изгибающий момент в плоскости, перпендикулярной плоскости колена:

Изгибающий момент в направлении масляного канала:

Изгибающий момент в направлении галтельного перехода:

К расчету изгиба шатунной шейки Таблица 5.

Выбираем максимальные и минимальные значения моментов

Сечение 1

Момент сопротивления шатунной шейки кручению:

Максимальное и минимальное напряжения изгиба:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

Коэффициент концентраций напряжений:

Коэффициент учитывающий масштабный фактор:

Предел выносливости:

Предел прочности:

Коэффициент чувствительности асимметрии цикла:

Запас прочности:

Запас прочности не превышает допустимые значения

Сечение 3

Максимальное и минимальное напряжения изгиба:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

Коэффициент концентраций напряжений:

Коэффициент учитывающий масштабный фактор:

Предел выносливости:

Предел прочности:

Коэффициент чувствительности асимметрии цикла:

Запас прочности:

Запас прочности не превышает допустимые значения

4.1.6 Расчет щеки Щека испытывает напряжения растяжения — сжатия, изгиба и кручения.

Размеры щеки:

Площадь щеки:

Момент сопротивления щеки:

Сила, растягивающая щеку: S = P_z

Напряжения определяются по формуле:

Реакция:

(кН) ,

тогда, составляем таблицу для поиска максимального и минимального напряжения.

Напряжения, возникающие в щеке.

Таблица 6