Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Расчетная часть

1.1 Исходные данные для расчета

1.2 Тепловой расчет и определение размеров двигателя

1.2.1 Процесс наполнения

1.2.2 Процесс сжатия

1.2.3 Процесс сгорания

1.2.4 Процесс расширения

1.2.5 Процесс выпуска

1.2.6 Индикаторные показатели

1.2.7 Эффективные показатели

1.2.8 Размеры двигателя

1.2.9 Анализ полученных результатов

1.3 Динамический расчет

1.3.1 Построение индикаторной диаграммы

1.3.2 Развертка индикаторной диаграммы в координатах

1.3.3 Построение диаграмм сил

1.3.4 Построение диаграммы суммарного крутящего момента

2. Конструкторская часть

2.1 Коленчатый вал двигателя

2.2 Расчет цилиндровой втулки

2.2.1. Рассчитываем удельное давление пальца на втулку

2.2.2. Рассчитываем удельное давление пальца на бобышку

2.2.3. Напряжение от изгиба

2.2.4 Рассчитываем касательное напряжение

3. Конструктивная разработка двигателя

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Двигатели внутреннего сгорания получили широкое применение в промышленности, в сельском хозяйстве и на транспорте.

Зарождение идеи создания ДВС относится к концу XVII в. В 1680 г. Гюйгенс предложил построить двигатель, работающий за счет взрывов в цилиндре заряда пороха. В дальнейшем различные варианты двигателей предлагались Р. Стритом, В. Райтом, В. Барнетом, Ленуаром и Бо де Роша, который первым разработал четырехтактный цикл.

В 1879 г. инженер-механик русского флота И.С. Костович сконструировал первый в мире легкий бензиновый двигатель (предназначался для дирижабля) мощностью 80 л.с. (58,8 кВт) С удельной массой всего 3 кг/л. с. (4,08 кг/кВт). Еще через 18 лет на заводах Германии строили для дирижаблей двигатели, имевшие в 8 раз большую удельную массу.

В 1892 г. Рудольф Дизель получил патент на двигатель, в котором топливо должно было воспламеняться от предварительно сжимаемого до высоких температур воздуха. Первая работоспособная конструкция двигателя была создана им в 1896-- 1897 гг. Двигатель работал на керосине, распыливаемом форсункой с помощью подаваемого в нее сжатого воздуха (такой метод распыливания получил наименование компрессорного). Мощность двигателя составляла 20 л. с. (14,7 кВт) при расходе топлива 0,24 кг/(л. с.-ч) [0,327 кг/(кВт-ч)], что соответствует КПД ?_е=0,26.

В 1899 г. петербургским механическим заводом "Л. Нобель" (сейчас завод «Русский дизель») по патенту Р. Дизеля был построен первый в России двигатель, который работал па более дешевой, чем керосин, сырой нефти и расходовал топлива 0,2 кг/(л. с-ч) [0,298 кг/(кВт-ч)].

В дальнейшем развитии и внедрении дизелей на водном транспорте большую роль сыграли русские инженеры. В 1903 г. была практически осуществлена первая в мире судовая дизель-электрическая установка на наливной барже «Вандал» с тремя четырехтактными 120-сильными двигателями.

В 1907 г. Коломенский завод построил первый в мире колесный буксир «Мысль» с двигателем мощностью 300 э.л.с. (220,8 кВт) и зубчатой передачей, снабженной муфтой Р.А. Корейво для заднего хода и маневрирования. Первые в мире реверсивные двигатели были установлены в 1908 г. на подводной лодке «Минога». Первым морским теплоходом был танкер «Дело» водоизмещением 6000 т, построенный также в 1908 г. В постройке теплоходов другие государства отставали от России. На съезде двигателестроителей (Петербург, 1910 г.) Р. Дизель признал ведущую роль русского судового двигателестроения. Только в 1911 г. за рубежом (в Дании) был построен первый крупный теплоход «Зеландия». В дальнейшем высокоэкономичные дизели стали вытеснять широко применявшуюся на морских судах паровую поршневую машину. Последующее совершенствование двигателей привело к увеличению их коэффициента полезного действия (КПД) до 42--45%. В настоящее время из всех тепловых двигателей ДВС является наиболее экономичным. Кроме того, ДВС обладает относительно малыми габаритами и массой, большим моторесурсом (60--100 тыс. ч), прост в эксплуатации и надежен, что предопределило преимущественное применение дизелей на морских судах.

Для современного периода в развитии морского транспорта характерны: интенсивный рост дедвейта наливных судов и рудовозов; увеличение скоростей сухогрузных судов для генеральных грузов до 20--25 уз при росте их водоизмещения; появление сухогрузных судов нового типа (контейнеровозов, судов с горизонтальной погрузкой, судов для перевозки груженых барж и т. п.), скорости хода которых достигают 25--30 уз.

До недавнего времени судовые энергетические установки мощностью свыше 15 тыс. л. с. (11 тыс. кВт) в связи с отсутствием мощных дизелей комплектовались паровыми турбинами. Под влиянием растущей потребности в более мощных судовых двигателях мощность двухтактных малооборотных крейцкопфных двигателей доведена до 48 тыс. э. л. с. (35,3 тыс. кВт) в одном агрегате. Сейчас малооборотные дизели успешно конкурируют с паровыми турбинами в установках судов дедвейтом до 250 тыс. т. Отечественная промышленность выпускает двигатели различного назначения; для морских судов дизелестроительные заводы строят двигатели типа ДКРН 50/110, 62/140, 74/160, 84/180; ДР 30/50, ЧН 25/34 и др.

Успехи двигателестроения и в первую очередь применение наддува, а также новых прогрессивных конструктивных решений и высококачественных материалов, достижения в области технологии производства и др. способствовали созданию ряда новых типов среднеоборотных (n = 400--600 об/мин.) тронковых дизелей, предназначенных в основном для передачи мощности гребному винту через редукторную передачу (заметим, что малооборотные двигатели используются для прямой передачи).

Среднеоборотные двигатели перед малооборотными имеют следующие преимущества: меньшие массу, габаритные размеры и стоимость; возможность выбрать такую частоту вращения гребного винта, которая обеспечивает более высокие значения пропульсивного коэффициента; возможность комплектовать установку несколькими однотипными двигателями; возможность привода от главных двигателей генераторов тока и иных вспомогательных механизмов и др.

Среднеоборотные двигатели строят в рядном и V-образном исполнении мощностью от 2700 до 24 000 э. л с. (2000 -- 17 700 кВт).

Наряду с созданием новых двигателей, повышением их мощности и совершенствованием конструкции большое значение придается увеличению долговечности двигателей, снижению объема и трудоемкости работ по их техническому обслуживанию.



1. Расчетная часть

1.1 Исходные данные для расчета

1. Мощность двигателя, N_e = 2000 кВт;

2. Частота вращения коленчатого вала, n_N = 520 об/мин;

3. Тактность двигателя, ф = 4;

4. Количество цилиндров, i = 6;

5.Надув - ГТН;

6. Тип топлива - нестандартное;

7. Средний элементарный состав топлива С = 0,82; Н = 0,15;S=0,01;O=0,02.

1.2 Тепловой расчет и определение размеров двигателя

1.2.1 Процесс наполнения

В результате данного процесса цилиндр двигателя (рабочая полость) наполняется свежим зарядом. Давление и температура окружающей среды принимаются:

,

Давление остаточных газов в зависимости от типа двигателя

Принимаем

.



Температура остаточных газов выбирается в зависимости от типа двигателя с учетом того, что для дизельных двигателей она изменяется в пределах . Принимаем .

В зависимости от типа двигателя температура подогрева свежего заряда

.

Принимаем .

Давление в конце впуска

Принимаем

Величина потери давления на впуске , для дизелей, колеблется в пределах

Принимаем

Коэффициент остаточных газов

Величина коэффициента остаточных газов для дизеля изменяется в пределах .

Температура в конце впуска

.

Величина для двигателей с наддувом находится в пределах

Коэффициент наполнения

1.2.2 Процесс сжатия

Давление в конце сжатия

.

Температура в конце сжатия

.

В этих формулах - показатель политропы сжатия, который для судовых двигателей находится в пределах .



1.2.3 Процесс сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

.

Средний элементарный состав дизельного топлива принимаю согласно заданию на курсовой проект.

Количество свежего заряда для дизельного двигателя

.

Количество продуктов сгорания при работе двигателей на топливе при

Теоретический коэффициент молекулярного изменения

.

Действительный коэффициент молекулярного изменения

.

Величина м для дизелей изменяется в пределах .

Низшую теплоту сгорания дизельного топлива принимаем:

.

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда

.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания для дизелей

Значения коэффициента использования теплоты при работе дизельного двигателя на номинальном режиме следующие . Принимаем .

Максимальная температура сгорания подсчитывается по уравнению

(1)

Степень повышения давления

.

Величину степени повышения давления для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием выбирают в следующих пределах: . Принимаем .

Решая уравнение (1), находим :

,

,

.

Величина теоретического максимального давления цикла и степень повышения давления:

Численное значение степени повышения давления k при неразделенной камере сгорания . Принимаем .

Действительное давление

,

.

1.2.4 Процесс расширения

Степень предварительного расширения для дизельных двигателей

Степень последующего расширения

.

Давление в конце расширения



.

Величина среднего показателя политропы расширения для дизельных двигателей .

Температура в конце расширения

.

1.2.5 Процесс выпуска

Параметрами процесса выпуска ( и ) задаются в начале расчета процесса впуска. Правильность предварительного выбора величин и проверяется по формуле профессора Е. К. Мазинга:

.

Погрешность вычислений составляет

.

Т.к. погрешность вычислений не превышает 10% ,то величина выбрана правильно.

1.2.6 Индикаторные показатели

Среднее индикаторное давление теоретического цикла для дизельных двигателей подсчитывается по формуле:

Среднее индикаторное давление действительного цикла

,

где - коэффициент полноты диаграммы, который принимается для дизельных двигателей . Принимаем .

Величина для дизельных двигателей с наддувом может изменяться.

Индикаторный КПД для дизельных двигателей подсчитывается по формуле

.

Удельный индикаторный расход топлива определяется по уравнению

.

Величина индикаторного КПД для судовых двигателей .

1.2.7 Эффективные показатели

Механический КПД дизельного двигателя . Принимаем .

Тогда среднее эффективное давление

,

а эффективный КПД

.

Удельный эффективный расход топлива

.

1.2.8 Размеры двигателя

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и среднему эффективному давлению определяем литраж двигателя

,

где , , , - для четырехтактных двигателей.

Рабочий объем одного цилиндра:

.

где i=6 - число цилиндров.

Диаметр цилиндра



Принимаем диаметр цилиндра D =0,18м.

Ход поршня

.

Определяем основные параметры и показатели двигателя:

- литраж двигателя

,

- эффективную мощность

,

- эффективный крутящий момент

,

- часовой расход жидкого топлива

,

- среднюю скорость поршня

Определим погрешность вычисления :

, что допустимо.

Литровая мощность определяется по формуле

.

Величина литровой мощности для судовых дизельных двигателей колеблется в пределах .

Сводная таблица результатов теплового расчета

Таблица 1

Параметр	Вычисленное значение	Экспериментальное значение
	0.03	0.02…0.06
	330,14	310…400
	0.778	0.8…0.9
	4,19	3.5…5.5
	890	700…900
	1.037	1.01…1.06
	7,12	5…10
	7,12	5…10
	1889	1800…2300
	0.29	0.2…0.4
	1109,6	1000…1200
	0,796	0,75…1,5
	0.51	0.4…0.53
	166,04	163…220
	0,597	0.45…0.85
	0.383	0.3…0.42
	221,38	210…280

1.2.9 Анализ полученных результатов

В результате теплового расчета были определены параметры рабочего тела в цилиндре двигателя, а также произведены оценочные показатели процесса, позволяющие определить размеры двигателя и оценить его мощностные и экономические показатели.

1.3 Динамический расчет

Порядок выполнения расчета для поршневого двигателя

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма выполняется с целью определения суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и от сил инерции. Результаты динамического расчета используются при расчете деталей двигателя на прочность и износ.

В течение каждого рабочего цикла силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для характера изменения сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда различных положений вала через каждые 15 град ПКВ.

Последовательность выполнения расчета следующая:

1. Строим индикаторную диаграмму в координатах .

2. Перестраиваем индикаторную диаграмму, выполненную по результатам теплового расчета, в координаты .

3. Определяем силу давления газов на днище поршня для положений коленчатого вала, отстоящих друг от друга на 30° ПКВ в пределах (0…720)° ПКВ.

За начало отсчета принимаем такое положение кривошипа, когда поршень находится в начале такта впуска.

Сила давления газов на днище поршня определяется по формуле

,

Где

.

Результаты расчета заносятся в табл. 2.

Таблица 2

1	2	3	4	5	6	7	8	9
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 369 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720	0.112 0.102 0.092 0.084 0.079 0.08 0.084 0.092 0.114 0.175 0.364 1.25 5.028 7.124 3,205 1,065 0,552 0.392 0.306 0.188 0.158 0.138 0.126 0.121 0.118 0.112	124.64 20.77 -83.1 -170.35 -216.05 -207.74 -166.19 -78.94 149.57 776.94 2742.14 11949.08 51186.6 72957.52 32249.2 10021.27 4690.72 3028.82 2139.7 914.05 598.28 394.7 274.21 220.2 186.96 124.64	1.275 1.004 0.363 -0.275 -0.638 -0.729 -0.725 -0.729 -0.638 -0.275 0.363 1.004 1.275 1.249 1.004 0.363 -0.275 -0.638 -0.729 -0.725 -0.729 -0.638 -0.275 0.362 1.004 1.275	+ + - - - - - - + + + + + + + + + + + + + + + + + +	-25327 -19934 -7201 5463 12663 14472 14402 14472 12663 5463 -7201 -19934 -25327 -24815 -19934 -7201 5463 12663 14472 14402 14472 12663 5463 -7201 -19934 -25327	- - - + + + + + + + - - - - - - + + + + + + + - - -	-25202 -19913 -7284 5292 12447 14264 14235 14393 12813 6240 -4459 -7985 25860 48143 12315 2820 10153 15692 16611 15316 15070 13058 5737 -6981 -19747 -25202	- - - + + + + + + + - - + + + + + + + + + + + - - -

4. Определяем силу инерции от возвратно-поступательно движущихся масс

Масса поступательно движущихся частей КШМ определяется из выражения

,

где - доля массы шатуна, отнесенная к возвратно-поступательно движущимся массам.

. Принимаем .

Приближенные значения и определяем с помощью таблицы:

, , ,

.

Тогда принимаем m

,

.

Угловая скорость

.

При известной величине хода поршня S радиус кривошипа

.

5. Находим суммарную силу, действующую в кривошипно-шатунном механизме. Определение этой силы ведем путем алгебраического сложения сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс

Результаты определения , а также и заносятся в табл.1.

6. Определяем нормальную силу К, направленную по радиусу кривошипа (см. рис. 1)

Рис. 1.

7. Определяем тангенциальную силу Т, направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа (см. рис. 1)

Результаты определения К и Т заносим в табл. 3.

Таблица 3

0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 369 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720	1.000 0.797 0.288 -0.286 -0.712 -0.935 -1.000 -0.935 -0.712 -0.286 0.288 0.797 1.000 0.981 0.797 0.288 -0.286 -0.712 -0.935 -1.000 -0.935 -0.712 -0.286 0.288 0.797 1.000	-25202 -15863 -2095 -1514 -8867 -13343 -14235 -13463 -9128 -1785 -1282 -6361 25860 47226 9810 811 -2904 -11179 -15539 -15316 -14097 -9302 -1641 -2008 -15731 -25202	- - - - - - - - - - - - + + + + - - - - - - - - - -	0.000 0.620 0.989 1.000 0.743 0.380 0.000 -0.380 -0.743 -1.000 -0.989 -0.620 0.000 0,199 0.620 0.989 1.000 0.743 0.380 0.000 -0.380 -0.743 -1.000 -0.989 -0.620 0.000	0 -12351 -7201 5292 9254 5417 0 -5466 -9525 -6240 4408 4953 0 9579 7638 2788 10153 11666 6309 0 -5723 -9708 -5737 6901 12248 0	+ - - + + + + - - - + + + + + + + + + + - - - + + +



1.3.1 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма строится в координатах . Построение индикаторной диаграммы двигателя внутреннего сгорания производится на основании теплового расчета.

В начале построения на оси абсцисс откладывают отрезок , соответствующий рабочему объему цилиндра, а по величине равный ходу поршня в масштабе , который в зависимости от величины хода поршня проектируемого двигателя может быть принят 1:1, 1.5:1 или 2:1.

Принимаем 1:1.

Отрезок , соответствующий объему камеры сгорания, определяется из соотношения

.

Отрезок

.

При построении диаграммы выбираем масштаб давления

Затем по данным теплового расчета на диаграмме откладывают в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках .

По наиболее распространенному графическому методу Брауэра политропы сжатия и расширения строим следующим образом.

Из начала координат проводим луч под углом к оси координат. Далее из начала координат проводим лучи и под углами и к оси ординат. Эти углы определяют из соотношений

, ,

,

Политропу сжатия строим с помощью лучей и . Из точки проводим горизонталь до пересечения с осью ординат; из точки пересечения - линию под углом к вертикали до пересечения с лучом , а из этой точки - вторую горизонтальную линию, параллельную оси абсцисс. Затем из точки проводим вертикальную линию до пересечения с лучом . Из этой точки пересечения под углом к вертикали проводим линию до пересечения с осью абсцисс, а из этой точки - вторую вертикальную линию, параллельную оси ординат, до пересечения со второй горизонтальной линией. Точка пересечения этих линий будет промежуточной точкой политропы сжатия. Точку находим аналогично, принимая точку за начало построения.

Политропу расширения строим с помощью лучей и , начиная от точки , аналогично построению политропы сжатия. Критерием правильности построения политропы расширения является приход ее в ранее нанесенную точку .

После построения политропы сжатия и расширения производим скругление индикаторной диаграммы с учетом предварения открытия выпускного клапана, опережения зажигания и скорости нарастания давления, а также наносим линии впуска и выпуска. Для этой цели под осью абсцисс проводим на длине хода поршня как на диаметре полуокружность радиусом . Из геометрического центра в сторону н.м.т. откладываем отрезок

,



где - длина шатуна.

При скруглении индикаторной диаграммы из центра проводят луч под углом , соответствующим предварению открытия выпускного клапана. Полученную точку , соответствующую началу открытия выпускного клапана, сносим на политропу расширения (точка ).

Далее из того же центра проводят луч под углом , соответствующим углу опережения начала впрыска топлива ( ПКВ до в.м.т.), а точку сносим на политропу сжатия, получая точку . На линии в.м.т. находим точку из соотношения . Соединяем точки и плавной кривой. Из точки проводим плавную кривую до середины отрезка . Из середины отрезка проводим кривую с плавным переходом в кривую политропы расширения.

Затем проводим плавную кривую изменения линии расширения в связи с предварительным открытием выпускного клапана.

В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму.

1.3.2 Развертка индикаторной диаграммы в координатах

Развертку индикаторной диаграммы в координаты выполняем справа от индикаторной диаграммы. Ось абсцисс развернутой диаграммы располагаем по горизонтали на уровне линии индикаторной диаграммы. Длина графика (720° ПКВ) делится на 24 равных участка, которые соответствуют определенному углу поворота коленчатого вала. Каждую точку на линии абсцисс нумеруем (0, 30, 60° ПКВ). По наиболее распространенному способу Ф.А. Брикса дальнейшее перестроение индикаторной диаграммы ведем в следующей последовательности.

Полученную полуокружность делим вспомогательными лучами из центра на 6 равных частей, а затем из центра Брикса (точка ) проводим линии, параллельные вспомогательным лучам, до пересечения с полуокружностью.

Вновь полученные точки на полуокружности соответствует определенным углам ПКВ. Из этих точек проводим вертикали до пересечения с соответствующими линиями индикаторной диаграммы. Развертку индикаторной диаграммы начинаем, принимая за начало координат положение поршня в в.м.т. в начале такта впуска. Далее для каждого значения угла на индикаторной диаграмме определяем величину давления в надпоршневой полости и заносим в табл. 1. Модуль газовой силы также заносим в табл. 1. По данным этой таблицы строим зависимость .

Полученные точки на графике соединяем плавной кривой.

1.3.3 Построение диаграмм сил

График силы инерции строим в том же масштабе и на той же координатной сетке, где выстроен график газовой силы . На основании полученных графиков и на той же координатной сетке и в том же масштабе строим график суммарной силы .

Определение модуля силы для различных значений угла выполняем путем суммирования в каждой точке ординат графиков и с учетом их знаков или модулей сил и из табл. 1.

Координатную сетку для графика сил и размещаем под координатной сеткой сил , , . График сил и строим в том же масштабе, что и предыдущий график.

Принимаем масштабные коэффициенты

.



1.3.4 Построение диаграммы суммарного крутящего момента

Для построения кривой суммарного крутящего момента многоцилиндрового двигателя необходимо графически просуммировать кривые крутящих моментов от каждого цилиндра, сдвигая влево одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками.

Для двигателя с равными интервалами между вспышками суммарный крутящий момент будет периодически повторяться.

Для четырехтактного двигателя через

.

Поскольку

,

а ,

то кривая , будет отличаться от кривой лишь масштабом.

Масштаб крутящего момента

;

где - масштаб силы, Н/мм.

Результаты расчета М₁, М₂, М₃, М₄, М_5, М_6, М заносим в табл.4

двигатель дизель электрический судовой



Таблица 4

град ПКВ	М1,Нм	М2,Нм	М3,Нм	М4,Нм	М5,Нм	М6,Нм	М7,Нм	М8,Нм	М,Нм
0	0	320,19	0,00	-377,50	0,00	614,28	0,00	-347,08	209,89
30	-747,216	559,84	-330,70	266,68	462,10	705,79	-346,26	417,52	987,76
60	-435,666	327,74	-576,29	299,63	168,70	381,68	-587,31	740,98	319,46
90	320,1852	0,00	-377,50	0,00	614,28	0,00	-347,08	0,00	209,89

Средний крутящий момент определяется по площади, лежащей под кривой графика суммарного :

;

где и - соответственно положительная и отрицательная площади под кривой суммарного _., мм²;

- длина интервала между вспышками по диаграмме крутящего момента, мм.

Эффективный крутящий момент двигателя

Значение см. в разделе 2.7. Значение эффективного крутящего момента, полученное по данной формуле, должно совпадать с величиной , вычисленной ранее.

Относительная погрешность вычислений не должна превышать .



2. Конструкторская часть

2.1 Коленчатый вал двигателя

Кривошипно-шатунный механизм служит для передачи усилий от давления газов на коленчатый вал. В крейцкопфных двигателях -- из поршня, штока, поперечины, ползуна, шатуна и коленчатого вала.

При работе двигателя в кривошипно-шатунном механизме действует движущая сила Р, являющаяся суммой сил от давления газов, сил веса и сил инерции. Движущая сила Р_д направлена по оси цилиндра и совпадает по направлению с шатуном только при положении поршня в мертвых точках; в остальных положениях она раскладывается на две составляющие -- силу Р_ш, направленную по шатуну, и силу Р_н, направленную перпендикулярно оси цилиндра. Силу Р_ш воспринимает коленчатый вал, передающий ее на стенки цилиндра. В крейцкопфных двигателях ползун передает силу Р_н на параллель. Величина Р_н зависит от силы давления газов в цилиндре и от площади поршня. В двигателях с диаметром цилиндра 450-- 500 мм Р_н достигает 120 кН.

В крейцкопфных двигателях головной подшипник шатуна и трущаяся пара ползун--параллель вынесены из зоны высоких температур в картер двигателя, где можно обеспечить надежную смазку. Трущаяся поверхность ползуна залита антифрикционным сплавом (баббитом). Поэтому при равной величине Р_н работа трения у пары ползун--параллель меньше, чем у пары поршень --втулка в тронковых двигателях, что при прочих равных условиях обеспечивает повышение механического КПД у крейцкопфных двигателей по сравнению с тронковыми на 2--4 % и большую надежность работы головных подшипников.

Поршень двигателя (лист 105)--составной. Головка поршня 10 выполнена из жаростойкой легированной стали, а короткая направляющая 13 -- из легированного чугуна перлитной структуры. Верхние три уплотненных кольца 11 с косым замком имеют высоту 16 мм и ширину 26 мм, а нижние три кольца 12 с замком внахлест имеют высоту 18 мм при ширине 26 мм. Коксами 23 относительно поршня фиксируются только три нижних кольца.

Для уменьшения износа колец в пазы поршня, как и у двигателей 76VTBF 160 (см. лист 97, поз. /), закатаны чугунные полукольца.

Сварная вставка 14 и отверстия в головке поршня, улучшая условия стока охлаждаемого масла и повышая скорость движения последнего, способствуют более интенсивному охлаждению стенок.

Шток 16 с диаметром стержня 270 мм -- полый, кованый, из углеродистой стали, с трубкой 15 для подвода масла. Он соединен через направляющую с головкой поршня шпильками. Положение сопрягаемых, деталей фиксируется болтом.

Со стальной кованой поперечиной 21 шток соединяется торцевой кольцевой поверхностью посредством направляющего хвостовика с гайкой.

Перенос радиальных сверлений для подвода и отвода охлаждающего масла со стержня штока в его хвостовик повышает прочность штока и упрощает конструкцию этого узла.

Крейцкопф двигателя -- двусторонний. К концам поперечины из углеродистой стали с полыми шейками диаметром 500 мм болтами крепятся четыре ползуна 30 из литой стали с заливкой рабочих поверхностей баббитом. Конструктивно закрепление ползунов выполнено более надежно, чем у двигателя 74VTBF 160.

Стальные литые направляющие 31 крепятся к стойкам станины шпильками. Планками 37 ограничивается поперечное смещение ползунов.

Стальные литые кронштейны 18 и 26 для охлаждения поршня крепятся к поперечине шпильками.

Масло на охлаждение поршня поступает по трубопроводу 20 к телескопическому устройству, состоящему из неподвижной трубы 9, подвижной трубы 5 и уплотпитслыюго устройства (см. разрез по В--В).

Фланец неподвижной трубы закрепляется к опорной плите 8 ресивера продувочного воздуха через проставку 7 болтами. Направляющая втулка 6, залитая баббитом, прижимается болтами к проставке обжимным фланцем.

Отвод масла от поршня осуществляется сливом через кронштейн 18, конец которого движется в продольной прорези колонки 17. Отсюда масло по патрубку 19 через воронку 1 с термометром 3 поступает в сливную магистраль (см. лист 103). Смотровое стекло 2 в кожухе 4 позволяет визуально контролировать систему охлаждения.

Шатун двигателя -- с отъемными головными и мотылевым подшипниками. Стержень шатуна 28 диаметром 300 мм из углеродистой стали, полый, с жесткой безвильчатой головкой.

Головные подшипники 22 диаметром 500 мм имеют ширину рабочей поверхности по 320 мм. Мотылевые подшипники 35 диаметром 680 мм имеют ширину рабочей поверхности у верхней половины 380 мм и у нижней--300 мм. Нижние половины головных подшипников имеют на рабочих поверхностях продольные и поперечную смазочные канавки.

Коленчатый вал -- с составными коленами из двух секций при числе цилиндров больше пяти. Секции вала соединяются при помощи фланцев прецизионными болтами.

Полые рамовые 33 и мотылевые 36 шейки из углеродистой стали имеют одинаковый диаметр по 680 мм и длину соответственно 450 и 390 мм. По торцам шейки закрыты крышками 32 на болтах.

Щеки 34 из литой стали шириной 1500 мм имеют толщину 185 мм. По условиям уравновешивания и зависимости от числа цилиндров двигателя отдельные щеки отливают вместе с противовесами, которые размещаются под разными углами к плоскости соответствующего колена вала.

Рамовые подшипники имеют стальные вкладыши 29, залитые баббитом, с кольцевой маслоподводящеп канавкой в верхних половинках. Крышки 27 подшипника из стального литья. Они крепятся к фундаментной раме шпильками 25.

Подача масла через верхний вкладыш рамовых подшипников к мотылевым и головным подшипникам показана стрелками.

Приводной отсек (лист 106) размещен в средней, а при пяти цилиндрах -- в кормовой части двигателя. Привод промежуточного вала 35, соединенный с правой и левой частями распределительного вала топливных насосов и выпускных клапанов, осуществляется двойной роликовой цепью 28 с шагом 112,5 мм.

Ведущее цепное колесо 29, состоящее из двух половин, закреплено болтами на соединительном фланце коленчатого вала.

Ведомое цепное колесо 17, также состоящее из двух половин, свободно сидит па втулке, которая соединена с промежуточным валом 35 при помощи двух кривошипов 18, двух поперечин 16, зубчатой передачи и кулачковой муфты (см. лист 108).

Коленчатый вал состоит из рамовых и шатунных шеек, щек и соединительных фланцев. Рамовые шейки, щеки и шатунная шейка образуют колено, или кривошип (мотыль), вала (мотыль -- старое название, имеющее широкое распространение). Расстояние от центра рамовой до центра шатунной шейки называется радиусом кривошипа. Коленчатый вал -- одна из наиболее ответственных и напряженных деталей. Стоимость коленчатого вала составляет около 15% стоимости двигателя. Моторесурс двигателя обычно зависит от срока службы вала (до проточки или шлифовки его шеек).

К коленчатым валам судовых дизелей предъявляют требования обеспечения необходимой прочности, жесткости и износоустойчивости.

Вал нагружается силами давления газа и силами инерции поступательно движущихся и вращающихся масс и подвергается одновременному действию знакопеременных изгибающих и крутящих моментов. В результате воздействия этих сил и моментов материал вала «работает» на усталость. Усталость металла объясняется возникновением в наиболее слабом месте микроскопической трещины, которая под влиянием знакопеременной нагрузки растет, уменьшая расчетное сечение и вызывая рост напряжений. В итоге напряжения превышают предел прочности материала, вызывая быстрое разрушение деталей.



2.2 Расчет цилиндровой втулки

2.2.1 Рассчитываем удельное давление пальца на втулку

,



где - относительная длина втулки,

- относительный наружный диаметр пальца.

,

где k=0,86 - коэффициент, учитывающий уменьшение инерционной силы за счёт вычета массы поршневого пальца.

2.2.2 Рассчитываем удельное давление пальца на бобышку

где - относительное расстояние между бобышками,

- относительная длина пальца.

2.2.3 Напряжение от изгиба

Где



2.2.4 Рассчитываем касательное напряжение

2.2.5 Рассчитываем увеличение горизонтального диаметра

Где



3. Конструктивная разработка двигателя

Этап конструктивной разработки двигателя заключается в выполнении чертежей поперечного и продольного комбинированных разрезов двигателя.

Согласно данным, полученным в результате теплового расчета (диаметр цилиндра, ход поршня, длина шатуна), расчета деталей и систем двигателя (размеры деталей), производим предварительная компоновка двигателя на листах миллиметровой бумаги. При компоновке двигателя необходимо обратить особое внимание на провёртываемость коленчатого вала двигателя, размещение клапанов, привод газораспределения, выбор расстояний между осями цилиндров, выбор размеров коренных и шатунных шеек коленчатого вала, форму и размеры камеры сгорания.

Окончательная конструктивная разработка всех элементов двигателя выполняется в карандаше, тонкими линиями без штриховки, на листах чертежной бумаги формата А1 с соблюдением ГОСТов. Поперечный разрез двигателя выполняется по оси первого цилиндра с вырезом 1/4 поршня, находящегося в верхней мёртвой точке. Вспомогательные разрезы делаются по осям клапанов, толкателю, свече, масляному насосу, приводу распределителя зажигания и масляного насоса.

Продольный разрез выполняется в плоскости осей цилиндров и оси коленчатого вала. Поршневая и шатунная группы вычерчиваются с разрезами и без разрезов. Вспомогательные разрезы делаются по осям клапанов, по оси кулачкового вала, по осям толкателей, а также по оси водяного насоса и вентилятора.

Далее разрабатываются передний и задний концы коленчатого вала, их уплотнения, конструкция базисного подшипника и крепление маховика. При конструктивной разработке учитываем следующие обстоятельства:

технологическую возможность выполнения детали;

доступность к деталям, контролируемым и регулируемым при эксплуатации;

возможность и последовательность сборки и разборки, центровки и фиксации деталей;

обеспечение смазки трущихся поверхностей.



Заключение

В результате выполнения курсовой работы был произведен тепловой и динамический расчет двигателя.

При выполнении теплового расчета были определены параметры рабочего тела в цилиндре двигателя, а также оценочные показатели процесса, позволяющие определить размеры двигателя и оценить его мощностные и экономические показатели.

При выполнении динамического расчета были определены силы, действующие на кривошипно-шатунный механизм, произведен расчет и построены диаграммы суммарного крутящего момента и внешней скоростной характеристики двигателя.



Список использованной литературы

1. Вершина Г.А., Якубенко Г.Я. Методическое пособие по курсам «Теория рабочих процессов ДВС» и «Динамика ДВС» для студентов специальности Т.05.10.00. - Мн.: Техноперспектива, 2007. - 87 с.

2. Двигатели внутреннего сгорания. Кн. 1. Теория рабочих процессов / Под ред. В.Н. Луканина. М.: Высшая школа, 1995.

3. Двигатели внутреннего сгорания. Кн. 2. Динамика и конструирование / Под ред. В.Н.Луканина. М.: Высшая школа, 1985. Двигатели внутреннего сгорания. Кн. 3. Компьютерный практикум / Под ред. В.Н. Луканина. М.: Высшая школа, 1995.

4. Двигатели внутреннего сгорания / Под ред. В.Н. Луканина. М.: Высшая школа, 1995.

5. Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей / Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. М.: Машиностроение, 1980.

6. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей / Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. М.: Машиностроение, 1983.

7. Железко Б.Е. Основы теории и динамики судовых силовых установок.- Мн., 1980. -304 с.

8. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет судовых силовых установок . - М.: Высшая школа, 2007. -400 с.

9. Судовые двигатели. Под ред. д-ра техн. наук Ховаха М. С. - М.: Машиностроение, 1997. -592с.

Размещено на Allbest.ru