Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

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

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 раз личные варианты двигателей предлагались Р. Стритом, В. Рай том, В. Барнетом, Ленуаром и Бо де Роша, который первым раз работал 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, распяливаемом форсун кой 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 по строен 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 ста ли 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 двигате лей 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 рудо возов; 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 мало оборотных 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 раз личного 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 греб ному винту через редукторную передачу (заметим, что малооборотные двигатели используются для прямой пере дачи).

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 при дается увеличению долговечности двигателей, снижению объема и трудоемкости работ по их техническому обслуживанию.

двигатель внутренний сгорание тепловой



1.Расчетная часть

1.1 Исходные данные для расчета

1. Мощность двигателя, N_e = 600 кВт;

2. Частота вращения коленчатого вала, n_N = 510 об/мин;

3. Тактность двигателя, ? = 4;

4. Количество цилиндров, i = 6;

5.Надув - ГТН;

6. Тип топлива -нестандартное;

7. Средний элементарный состав топлива С = 0,80; Н = 0,14 ; S=0,03; O=0,03.

1.2 Тепловой расчет и определение размеров двигателя

Одним из важнейших разделов курсовой работы по расчету ДВС является выбор исходных данных для теплового расчета.

Правильный выбор указанных данных гарантирует малые затраты при его доводке двигателей и высокий уровень технико-экономических показателей при эксплуатации.

1.2.1 Степень сжатия

Степень сжатия в дизелях обычно находится в пределах от 14 до 22 и выбирается из условий обеспечения хороших пусковых качеств и надежной эксплуатации. С увеличением степени сжатия экономичность дизеля улучшается, однако при этом растут тепловые нагрузки на детали поршневой группы и увеличиваются износы.

Выбор степени сжатия для дизелей прежде всего определяется формой камеры сгорания и способом смесеобразования. В зависимости от этих параметров значение степени сжатия 8 у дизелей находятся по справочным данным (табл. 1.).

1.2.2 Размеры цилиндра и скорость поршня

Размерами цилиндра - диаметр и ход поршня являются конструктивными основными параметрами двигателя. Диаметр цилиндра D определяется по ниже приведенной формуле в соответствии с выбранной относительной величиной S/D, непосредственно связанной со скоростью поршня.

S/D=140/130=1.08

Где S - ход поршня, D-диаметр поршня.

Для судовых дизелей средняя скорость поршня при оптимальной частоте вращения варьирует в следующих пределах: 4,5…10 м/с. Для данного двигателя выбираем среднюю скорость поршня 8 м/с.

1.3 Процесс впуска

1.3.1 Давление в конце впуска Ра и Рк

Давление в конце впуска Ра - основной фактор, определяющий количество рабочего тела, поступающего в цилиндр двигателя. Обилие факторов, оказывающих влияние на Ра, затрудняет точное теоретическое определение этого давления. Давление в конце впуска Ра для двигателей с наддувом с достаточной степенью точности может быть определено по формуле:

Ра=Ро (1-0,55n 10 ^-4) МПа

Ра=0,1033 (1-0,55* 2400* 10^-4)=0,09 МПа



Где Р₀ - атмосферное давление, МПа; n - число оборотов, об/мин.

1.3.2 Температура свежего заряда Т ^/₀

Температура свежего заряда определяется по формуле:

, где =288

T'₀=20+288=308?K

Т₀ - температура окружающей среды, .

- приращение температуры свежего заряда,

Т ^/₀=308 Т₀=288

1.3.3 Температура остаточных газов T_r

Эта температура зависит от ряда факторов, в том числе от состава смеси, частоты вращения, степени сжатия и др. При номинальном режиме температура остаточных газов варьирует в пределах T_r=700…900

T_r=800

1.3.4 Давление в конце впуска P_r

Это давление зависит от нагрузки, частоты вращения, сопротивления выпускной системы газораспределения и др. С достаточной степенью точности для двигателей P_r можно определить по формуле:

, МПа

, МПа

1.3.5 Коэффициент наполнения

Коэффициент наполнения определяет мощностные показатели двигателя и зависит от особенностей впускной системы.

Для четырехтактных двигателей коэффициент наполнения находится по формуле:



;

1.3.6 Коэффициент остаточных газов

Коэффициент остаточных газов определяется по формуле:

;

1.3.7 Температура конца впуска Т_a

Температура конца впуска характеризует действие внешних конструктивных показателей на процесс впуска свежей горючей смеси в цилиндры двигателя и определяется по формуле:

;

1.4 Процесс сжатия

1.4.1 Температура и давление в конце сжатия

Сжатие свежего заряда в цилиндре двигателя внутреннего сгорания протекает в условиях непрерывного теплообмена между зарядом и стенками цилиндра и камеры сгорания, а также в условиях его утечек через зазоры в кольцах. Давление конца сжатия подсчитывается по формуле:

, МПа

А температура конца сжатия



, К

Где n¹ - показатель политропы сжатия.

1.5 Процесс сгорания

1.5.1 Определение действительного количества необходимого воздуха

Для определения параметров сгорания следует, прежде всего, определить количество, состав и теплоемкость газов до и после сгорания.

Количество молей газа в конце такта сжатия состоит из свежего заряда L и остаточных газов M_r.

Выбрав состав топлива по С, Н₂, О₂ в процентах определяют теоретические количество кислорода О^/, необходимое для сжигания 1 кг топлива

, кг

, кг

Соответственно теоретическое количество воздуха можно выразить по массе и в киломолях L₀



, кг и , кмоль/кг

, кг кмоль/кг

Значение для современных двигателей выбираем

Действительное число молей воздуха и топлива состоит:

; , где m_T - молекулярная масса топлива.

Коэффициент остаточных газов можно также представить еще как отношение:;

Где М_r - количество молей остаточных газов. Тогда число молей перед началом сгорания можно записать

кмоль/кг

Состав продуктов М зависит от коэффициента избытка воздуха при

; , кмоль/кг

=0,6835625+0,026=0,702

Действительный (расчетный) коэффициент молекулярного изменения, представляющий собой отношение числа молей газов в цилиндре после сгорания М_Z и числу молей до сгорания М_С

1.5.2 Уравнение сгорания для дизеля

Принимают, что сгорание протекает при V=const и P=const, а уравнение сгорания имеет следующий вид:



_{Низшая удельная теплота сгорания топлива}

1.6 Процесс расширения

В действительных циклах двигателей внутреннего сгорания расширение газов протекает по политропе с переменным показателем политропы расширения на показатель политропы влияет ряд факторов, важнейшими из которых являются: догорание топливовоздушной смеси, утечка газов через кольца, интенсивность отвода тепла в охлаждающую среду и др.

Давление в конце расширения определяется по следующим формулам для дизеля:



;

_;

степень последующего расширения.

Температура в конце выпуска,

;

1.7 Процесс выпуска

Во время хода выпуска давления газов непрерывно меняется. Оно зависит от нагрузки, числа оборотов, фаз газораспределение и ряда других факторов.

Влияние всех этих факторов теоретически трудно учесть.

Поэтому давление выпуска принимают постоянным, равным среднему значению за выпуск.

Температура и давление конца выпуска определяется по вышеприведенным формулам.

1.8 Расчет индикаторных и эффективных показателей двигателя

1.8.1 Построение индикаторной диаграммы

Вначале надо выбрать масштабы диаграммы с таким расчетом, чтобы отношение высоты диаграммы к ее ширине было близко к 2:1. Отрезок , соответствующий в некотором масштабе ходу поршня или рабочему объему цилиндра, рекомендуется откладывать равным 100…150 мм

Отрезок в мм, соответствующий объему камеры сгорания, находят из выражения:



;

Отрезок (в мм) для индикаторной диаграммы дизеля определяется по уравнению:

;

Через точки, соответствующие объемам произвести вертикальные линии. Через точку, соответствующую давлению проводят линию атмосферного давления.

Определить ориентировочный масштаб давлений в МПа/мм для построения индикаторной диаграммы по формуле:

;

1.8.2 Определение среднего индикаторного давления

Среднее теоретическое индикаторное давление можно подсчитать по аналитической формуле:

Действительное среднее индикаторное давление будет равно

Где - коэффициент, учитывающий скругление диаграмм;

-потеря среднего индикаторного давления на совершение вспомогательных ходов.



1.8.3 Среднее эффективное давление

Среднее эффективное давление определяется по уравнению

Среднее давление механических потерь в двигателе Рт подсчитывается по следующим эмпирическим формулам, в МПа для дизеля

, МПа

1.8.4 Коэффициенты полезного действия

Индикаторный КПД рассчитывается по формуле:

Где - должна быть для двигателей, работающих на жидком топливе, в кДж/кг.

Механический КПД определяется по формуле

Эффективный КПД



1.8.5 Удельный и часовой расходы топлива

Индикаторный и удельный расходы топлива подсчитываются по формулам:

Часовой расход топлива для двигателей определяется из выражения в кг/ч

1.9 Основные размеры цилиндра и удельные показатели двигателя

Определяем емкость одного цилиндра в литрах

Выбрав отношение хода поршня S к диаметру D, определяем диаметр цилиндра

, мм



По значениям S и n проверить и сопоставить среднюю скорость поршня с ранее принятым значением по формуле:

Для проектируемого двигателя необходимо рассчитать удельную поршневую мощность:

Удельная литровая мощность

1.10 Построение регуляторной характеристики дизеля

С достаточной степенью точности эффективной крутящий момент на безрегуляторной ветви характеристики дизеля в зависимости от скорости вращения коленчатого вала может быть описан следующим уравнением:



Соответственно вычисляем значения Ме определяются эффективные мощности Nе по формуле:

Максимальное значение частоты вращения холостого хода

Определяется при максимальном скоростном режиме по формуле



Значения эффективного удельного расхода топлива с прототипа на характеристику проектируемого двигателя или путем подсчета этих расходов для принятых значений частоты вращения по формуле:

Зная , для заданных значений частоты вращения, по безрегуляторной ветви характеристики проектируемого двигателя, не трудно подсчитать значения часового расхода топлива по формуле:



(62)

кг/ч

кг/ч

кг/ч

кг/ч

кг/ч

Часовой расход топлива при максимальных холостых оборотах принимается равным 30% от расхода при максимальной мощности.



2. Динамический расчет двигателя

2.1 Сила давления газов

Во время работы двигателя на кривошипно-шатунный механизм действуют силы давления газов и силы инерции. Силы инерции масс кривошипно-шатунного механизма, движущихся с переменными по величине и направлению скоростями, возникают на всех режимах работы двигателя и для ряда деталей являются основными расчетными силами. Для определения характера изменения сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала, обычно через каждые 30^о.

Поправка по методу Брикса:

, (67)

где - давление газов в цилиндре, МПа;

- давление окружающей среды, МПа;

- площадь поршня, м², м²

Н

2.2 Приведение масс кривошипно-шатунного механизма

Масса возвратно-движущихся частей m на основании сделанного выше допущения представляется суммой

, (68)



где - масса поршневого комплекта, кг;

- масса шатуна, сосредоточенная в верхней головке и совершающая возвратно-поступательное движение, кг.

Масса неуравновешенных вращающихся частей равна:

, (69)

где - неуравновешенная и редуцированная на радиус r масса одного колена (часть щек шатунной шейки коленчатого вала);

- масса шатуна, сосредоточенная в нижней головке и совершающая вращательное движение.

кг/м², кг;

кг/м², кг;

кг/м², кг.

При расчетах массы можно принять:

кг,

кг

Масса возвратно-движущихся частей

кг

Масса неуравновешенных вращающихся частей равна:

кг

2.3Силы инерции

Силы инерции, действующие в кривошипно-шатунном механизме, в соответствии с характером движения приведенных масс на силы инерции поступательного движущихся масс и центробежной силы инерции вращающихся масс .

Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс определяется

, (70)

Или

. (71)

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н.

Неуравновешенные вращающиеся части дают центробежную силу инерции

(72)

Н



2.4 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяются путем алгебраического сложения газовых сил и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс.

. (73)

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,



Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н

Сила Т, направленная по касательной к траектории центра шейки кривошипа:

. (74)

Численное значение тригонометрической функции, входящей в уравнение тангенциальной силы Т, для различных ? и углов поворота коленчатого вала ? приведены в таблице 4.

Таблица 4. Значение выражения

	Значение
	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330	360
0,264	0	0,615	0,983	1,0	0,749	0,385	0	0,385	0,749	1,0	0,983	0,613	0
Знак	+	+	+	+	+	+	+	-	-	-	-	-	-

,

Н,

Н,



Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

,



3.Конструкторская часть

3.1 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.

В механизмах имеются звенья, передающие вращающее движение. Валы (валики) и оси предназначены для поддержания, установки и крепления на них вращающихся деталей механизмов типа зубчатых колес, шкивов, полумуфт, муфт, маховичков, указателей и т.д.

При работе валы нагружены поперечными, а иногда и продольными силами, всегда передают вращающий момент, т.е. подвижны, и испытывают деформацию кручения и изгиба. Оси, в отличие от валов, не передают вращающий момент, т.е. не испытывают кручения, они могут быть подвижными и неподвижными. Нагрузки, действующие на оси, вызывают в них деформацию изгиба.

В зависимости от положения геометрической оси валы могут быть с прямолинейной (прямые), ступенчатой (коленчатые) и изменяющейся (гибкие) осью. Наибольшее распространение получили прямые валы и оси. Коленчатые валы применяют для преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное или наоборот, они совмещают функции вала и кривошипа. Гибкие валы состоят из нескольких плотно навитых на сердечник слоев стальных проволок с чередующимся направлением навивки. Их подбирают по допустимому крутящему моменту и частоте вращения. Они стандартизированы. С их помощью можно передавать вращение под любым углом. Используют гибкие валики в приводах измерительных приборов и дистанционного контроля, например спидометров, тахометров, роботов. Долговечность и КПД (0,85 … 0,9) гибких валов зависят от величины радиуса кривизны их оси, который рекомендуют принимать равным 15 … 20 диаметрам вала.

В зависимости от изменения сечения вдоль геометрической оси валы могут быть гладкие, ступенчатые с цилиндрическими и коническими участками, валы - зубчатые колеса, валы - червяки (рис. 1). Гладкие валы и оси встречаются сравнительно редко, например, при использовании калиброванных прутков и соответственно посадок в системе вала или при отсутствии продольных сил. Ступенчатые валы обеспечивают равнопрочность по длине, более удобны при сборке, установке сопряженных деталей, но менее технологичны. Число и расположение ступеней вала зависят от числа закрепленных на нем деталей (зубчатых колес и т.д.) и от принятого способа сборки, фиксации вала в осевом направлении. Посадочные поверхности под ступицы насаживаемых на вал деталей выполняют цилиндрическими, реже коническими. Конические поверхности сложнее в изготовлении, но позволяют повысить точность центрирования и соосности соединяемых деталей.

Опорные части валов и осей называют цапфами. Цапфы, передающие на опоры радиальную нагрузку, называют шипами, а осевую нагрузку - пятами. По форме шипы могут быть цилиндрическими, коническими и сферическими, а пяты - плоскими и шаровыми. Если ось неподвижна, ее опорные части необязательно должны иметь форму тел вращения. Обычно цапфы валов и осей выполняют цилиндрическими. Конические цапфы используют при осевом фиксировании валов. Шаровые цапфы применяют, когда необходимы угловые отклонения осей. Опоры, на которых лежат шипы, называют подшипниками, а опоры пят - подпятниками.

Диаметры посадочных поверхностей валов и осей под ступицы насаживаемых деталей выбирают по ГОСТу из стандартного ряда линейных размеров, а диаметры цапф под подшипники качения - из стандартного ряда диаметров внутреннего кольца подшипников качения.



Рис. 1

Для уменьшения концентрации напряжений изменение диаметра ступенчатого вала выполняют плавным переходом - галтелью - по возможно большему радиусу r, r 0,1d. Радиус галтели r должен быть меньше радиуса закругления r₁ или радиального размера фаски насаживаемой детали (рис. 2, а). Участок перехода диаметров может выполняться и в виде кольцевой проточки глубиной 0,15 … 0,25 мм и шириной 1 … 2 мм для выхода шлифовального круга при обработке (рис. 2, б). Но проточки снижают прочность, их рекомендуют выполнять на концевых участках валов и осей в местах наименьших напряжений.

Рис. 2

Длина каждой ступени вала определяется шириной насаженных на него деталей: ступиц зубчатых колес, муфт, подшипников, крышек подшипников и т.д. Она должна обеспечивать возможности точной обработки, сборки и съема деталей.

Детали на валах и осях крепятся с помощью цилиндрических или конических штифтов при d 6 мм, - с помощью призматических или сегментных шпонок. Размеры штифтов, шпонок должны соответствовать размерам вала, например диаметр штифта d_ш (0,2 … 0,25)d.

Торцы осей и валов и их ступеней выполняют с конусными фасками для облегчения посадки деталей и снятия заусенцев, которые могут быть причиной травматизма при сборке.

Сопряжение вала с насаженными на него деталями осуществляется, как правило, в системе отверстия по переходным посадкам или посадкам с минимальным зазором (H/h), обеспечивающим точное центрирование и допускающим разборку и повторную сборку узла.

Размеры посадочных поверхностей вала выполняются по шестому квалитету, в особо точных узлах - по пятому, при соответствии требуемой точности параметров шероховатости. Точность отверстия насаженных деталей принимается, как правило, на один квалитет грубее, т.е. квалитет отверстия больше квалитета вала.

Валы и оси по назначению являются ответственными деталями механизмов. Материал валов и осей должен хорошо обрабатываться и быть прочным. Чаще всего в качестве материалов применяют следующие углеродистые и легированные стали: качественные стали 40, 45, 50, сталь 40Х - для валов с термообработкой; стали 20, 20Х - для быстроходных валов на подшипниках скольжения с поверхностной цементацией цапф; углеродистые стали обыкновенного качества Ст4, Ст5 - для неответственных валов без термообработки; сталь Х18Н10Т - для коррозионно-стойких, немагнитных валов. Для уменьшения массы валов и осей применяют дюралюминий, для обеспечения электроизоляционных свойств - пластмассы или керамические материалы. Для валов - червяков, валов - зубчатых колес материал выбирают в соответствии с требованиями, предъявляемыми к материалу червяка, зубчатого колеса.

Целью расчета на прочность является определение диаметра вала или оси в наиболее нагруженном сечении. При расчете необходимо учитывать выточки, отверстия под штифты, шпоночные пазы, резьбы, которые понижают прочность.

Диаметр оси, исходя из условия ее работы только на изгиб, равен

d,[м] (1)

где М_и - изгибающий момент, Нм; _adm - допускаемое напряжение материала оси на изгиб, МПа.

Значение d округляют до ближайшей большей стандартной величины из нормального ряда линейных размеров.

Различают предварительный и проверочный расчеты валов.

В начальной стадии проектирования размеры вала по длине еще не известны, поэтому диаметр вала приближенно определяют из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях материала

d , (2)

где Т - крутящий момент, Нм; _adm - допускаемое напряжение при кручении, МПа.

Диаметр вала округляют до ближайшей большей стандартной величины из нормального ряда линейных размеров, а диаметры различных ступеней вала назначают из условий сборки, фиксации.

Иногда диаметр вала при предварительном расчете берется на основании данных практики проектирования.

Например, в кинематических передачах диаметр вала связывают с диаметром внутреннего кольца используемого подшипника качения или диаметр ведущего вала редуктора принимают равным 0,8 … 1,2 диаметра вала электродвигателя привода.

Проверочные расчеты валов проводят при необходимости на статическую и усталостную прочность, жесткость и антирезонансные свойства.

Расчеты проводятся только после окончательного назначения диаметральных и осевых размеров всех элементов вала с учетом внешних сил и моментов, действующих на вал, включая реакции опор. Нагрузки, распределенные по длине подшипника или ступицы, рассматриваются как сосредоточенные.

Усилия, возникающие в зубчатом или червячном зацеплении, представляют в виде радиальной, окружной и осевой составляющих, величины которых зависят от геометрии зацепления и от крутящего момента на валу.

Проверочный расчет вала на статическую прочность - это расчет на изгиб и кручение. Он сводится к расчету на изгиб по приведенному моменту

, (3)

где М_иz, М_иу - изгибающий момент соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н•м.

Учитывая условия прочности ? = M_red/ W ? ? ?_adm, где W = 0,1 d³ - момент сопротивления поперечного сечения вала диаметром d относительно нейтральной оси, определим диаметр вала, который будет равен

. (4)

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу.

Цикл изменения касательных напряжений от крутящего момента принимают отнулевым для нереверсивного движения (пуск-остановка) и симметричным - для реверсивного движения.

Расчет заключается в определении коэффициентов запаса прочности по нормальным n и по касательным n напряжениям, величина которых зависит от размеров поперечного сечения, поверхностного упрочнения вала, наличия концентраторов напряжений, параметров циклов нагружения. При этом

n n_adm и n n_adm, (5)

где n_adm - допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно равный 1,5 … 2,0.

Условия усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям будут соответственно равны

n = n_adm, (6)

n = n_adm , (7)

где -₁, -₁ - пределы выносливости материала вала соответственно при действии нормальных и касательных напряжений. Их можно определить через величину предела прочности при растяжении _ut:

-₁ = (0,4 … 0,45)_ut; (8)

-₁ = (0,55 … 0,6) -₁. (9)

При необходимости, когда упругие деформации валов и осей влияют на работу связанных с ними деталей, например зубчатых колес, фрикционных катков, подшипников, валы и оси рассчитывают на жесткость. По условию жесткости максимальная деформация не должна превышать допускаемого значения. Различают жесткость валов при изгибе и кручении. Жесткость при изгибе оценивают прогибом y вала и углом поворота сечения вала, которые определяют по формулам сопротивления материалов для конкретной конструкции и схемы нагружения вала. При этом

F y_adm=(0,0002 … 0,0003)?, (10)

_adm,(11)

где y_adm, _adm - допустимые значения прогиба и угла поворота сечения вала; ? - расстояние между опорами.

Допустимый угол поворота сечения вала определяется типом опоры:

_adm = 0,001 рад - при подшипниках скольжения;

_adm = 0,01 рад - при однорядных радиальных шарикоподшипниках;

_adm = 0,05 рад - при двухрядных сферических радиальных шарикоподшипниках.

Жесткость при кручении оценивается углом закручивания ₀ на единицу длины вала

, (12)

где d_min - минимальное значение диаметра вала по его длине; G - модуль упругости материала вала при сдвиге (для стали G = 810⁴ МПа); _{0 adm} - допустимое значение угла закручивания (_{0 adm} = 1,510-³ рад/м).

Расчет на антирезонансные свойства предполагает определение резонансной (критической) частоты вращения вала, которая не должна совпадать с рабочей частотой n_р .

Он производится для валов с высокими скоростями вращения (n > 20 000 об/мин).

Длительная работа вала в резонансной области даже при небольшой неуравновешенности может привести к разрушению вала и опор. Если вал под тяжестью деталей, закрепленных на нем, имеет статический прогиб y, то критическая частота вращения определится как

n_кр 300 [об/мин].(13)

Желательно, чтобы рабочая частота вращения вала лежала вне диапазона частот резонансной полосы (0,7 … 1,5) n_кр . В диапазонах частот n_р 0,7 n_кр (квазистатический режим) и n_р 1,5 n_кр (квазиамортизационный режим) прогиб вала не превышает значения статического прогиба y.

3.2 Расчет шатуна

3.2.1 Рассчитываем напряжение сжатия в сечении В-В от сжимающей силы .

В плоскости качения шатуна:

,

где , - ширина шатуна в среднем сечении B-B;

- ширина шатуна в минимальном сечении;

- наружный диаметр поршневой головки шатуна;



,

- коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости качения шатуна.

3.2.2 Рассчитываем напряжение сжатия в сечении В-В от сжимающей силы в плоскости, перпендикулярной плоскости качения шатуна:

где .

3.2.3 Рассчитываем напряжения от действия растягивающей силы:

3.2.4 Рассчитываем средние значения напряжения цикла:

- в плоскости качения шатуна:

- в плоскости, перпендикулярной плоскости качения шатуна:

3.2.5 Рассчитываем амплитуды напряжения цикла:

- в плоскости качения шатуна:



- в плоскости, перпендикулярной плоскости качения шатуна:

3.2.6 Рассчитываем амплитуды цикла с учетом концентрации напряжений в зависимости от размера и способа обработки поверхности детали:

- в плоскости качения шатуна:

- в плоскости, перпендикулярной плоскости качения шатуна:

3.2.7 Определяем запас прочности шатуна по пределу усталости:

- в плоскости качения шатуна:

- в плоскости, перпендикулярной плоскости качения шатуна:



4.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, цен тровки 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.Бойцов А. Е. Судовая светотехника. Судпромгиз, 1996.

2.Галич И. И. Судовая связь и приборы судовождения. Судпромгиз, 2002.

3.Ицкович Ю. Л. Управление судовыми электроприводами «Морской транспорт», 1987.

4.Магаршак Б. Г. Электрические измерения. Судпромгиз, 1996.

5.Матвеев Е. Н. Судовая электротехника. «Морской транспорт», 1999.

6.Морозов Д. П. Основы электропривода. Госэнергоиздат, 1950.

7.Морской Регистр СССР. Правила по электрооборудованию морских судов. «Морской транспорт», 1953.

8.Нечаев В.В. Судовое электрооборудование. «Речной транспорт», 1994.

9.Полонский В. И. Судовые электроприводы. «Морской транспорт», 1992.

10.Рейнгольдт Ю. А. Электрическое оборудование водных путей и портов. «Речной транспорт», 1956.

11.Тихонов В. В. Корабельные электроприводы. Военмориздат, 2002.

12.Фрейдзон И. Р. Электропривод судовых механизмов. Машгиз, 2004.

Размещено на Allbest.ru