Для определения средней ординаты суммарной диаграммы касательных сил в масштабе чертежа необходимо алгебраическую сумму площади между кривой и осью абсцисс разделить на длину участка диаграммы. Полученная графическим способом величина средней ординаты наносится на диаграмму.

Для проверки правильности построения всех рассмотренных диаграмм полученное значение следует сравнить с её значением, определяемым по формуле:

кгс/см2,

Где .

Значение , определённое по диаграмме равно 13 кгс/см2.

Расхождение значений , определённых различными методами, составляет 1,7%, что допустимо.

Диаграмма касательных сил показывает, что касательные силы и вращающие моменты периодически изменяются по величине и направлению, вследствие чего угловая скорость вращения вала не остаётся постоянной. Если величину касательной силы от сопротивления гребного винта принять постоянной, то площади диаграммы, лежащие над линией сопротивления, будут пропорциональны избытку работы движущих сил, а лежащие под под линией сопротивления - недостатку работы движущих сил. В соответствии с этим в точке а диаграммы угловая скорость вращения будет минимальной, а в точке b - максимальной. Таким образом, коленчатый вал двигателя имеет периодически неравномерное вращение.

Для уменьшения колебания угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя служит маховик, который находится на кормовом конце коленчатого вала. Маховики изготавливаются чугунные литые. Для уменьшения высоты судового фундамента двигателя применяют маховики небольшого диаметра. Маховики диаметром до 2 метров изготавливают целыми, дискового типа, без спиц.

Обод маховика используется для медленного вращения вала двигателя с помощью валоповоротного устройства. Медленное проворачивание коленчатого вала необходимо при проверке фаз распределения двигателя при его ремонте.

Определим маховой момент маховика и его вес.

Значение определяют графически по суммарной диаграмме касательных сил. При установившемся режиме работы двигателя интеграл K определяется наибольшим положительным значением алгебраической суммы отрицательных и положительных площадок суммарной диаграммы касательных сил. Положительными площадками диаграммы являются площадки, расположенные над линией , отрицательными - под линией .

Таким образом:

кгс/см2,

где - наибольшее положительное значение алгебраической суммы отрицательных и положительных площадок суммарной диаграммы касательных сил;

С - масштаб площади суммарной диаграммы касательных сил:

кгс/см2.

Момент инерции маховика будет равен:

судовой двигатель давление поршень

кгссмсек2,

где F - площадь поршня:

см2;

r - радиус мотыля;

- степень неравномерности.

Маховой момент маховика:

кгссм2,

где см - диаметр окружности маховика, проходящий через центр тяжести его обода.

Вес обода маховика:

кг.

Учитывая влияние массы диска маховика, вес обода:

кг.

Полный вес маховика:

кг.

Конструктивный расчёт

3.1 Расчёт коленчатого вала

Предварительно принимаем основные размеры коленчатого вала:

внешний диаметр шеек коленчатого вала - мм;

внутренний диаметр шеек коленчатого вала - мм;

длина мотылевых шеек - мм;

длина рамовых шеек - мм;

расстояние между осями цилиндров - мм;

расстояние между внутренними кромками рамовых подшипников - мм;

толщина щеки - мм;

ширина щеки - мм.

Размеры коленчатого вала должны удовлетворять требованиям Регистра. Диаметр шеек стального коленчатого вала судовых дизелей должен быть не меньше определённого по формуле:

где D - диаметр цилиндра в сантиметрах;

S - ход поршня в сантиметрах;

t - амплитуда удельных тангенциальных сил одного цилиндра:

кгс/см2;

- коэффициент, принимаемый в зависимости от тактности и количества цилиндров;

 - коэффициент, определяемый в зависимости от диаметра сверления шейки ;

L - расстояние между серединами рамовых шеек в сантиметрах;

- допускаемая амплитуда напряжений:

кгс/см2,

где - предел усталости материала вала при кручении:

кгс/см2,

где кгс/см2 - предел прочности для стали 40ХН.

Ширина щеки по требованиям Регистра должна быть не меньше определяемой по формуле:

см,

где С - расстояние от середины рамового подшипника до средней плоскости щеки в сантиметрах;

- коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений в галтели между мотылевой шейкой и щекой и усиление щеки перекрытием мотылевой и рамовой шеек;

- допускаемая амплитуда напряжений:

кгс/см2.

По правилам Речного Регистра диаметр коленчатого вала дизеля должен быть не менее диаметра, определённого по формуле:

см,

где L - расстояние между внутренними кромками смежных рамовых подшипников;

k - коэффициент, учитывающий влияние материала вала;

- коэффициент, зависящий от величины среднего индикаторного давления;

- коэффициент, зависящий от числа цилиндров и тактности дизеля.

Величина нагрузки на шейку коленчатого вала определяет условия работы подшипников и срок их службы. Очень важно, чтобы при работе подшипников не происходило выдавливания масляного слоя, разрушения антифрикционного слоя подшипника и ускоренного износа шеек.

Наибольшее удельное давление на 1 см2 проекции мотылевой шейки, по данным практики, должно быть не более:

кгс/см2 ,

где кгс.

Наибольшее удельное давление на 1 см2 проекции рамовой шейки должно быть не более:

кгс/см2 .

При выполнении проверочного расчёта на прочность коленчатый вал обычно рассматривают как разрезную балку. Расчёт производят только одного наиболее нагруженного колена. Расчёт коленчатого вала как многоопорной балки не может быть достаточно точным, так как фундаментная рама не является абсолютно жёсткой и её деформации значительно влияют на величину моментов, изгибающих вал. Расчёт одного колена вала также является неточным, но расчётные напряжения при этом получаются несколько выше действительных.

Расчёт производят при двух опасных положениях вала - когда мотыль находиться в верхней мертвой точке и когда он повернут на угол , при котором касательное усилие достигает наибольшей велечины. Для определения наиболее нагруженного колена вала пользуются диаграммой касательных сил от одного цилиндра. Суммирование ординат кривой касательных сил для различных цилиндров при одних и тех же абсциссах позволяет определить наиболее нагруженное колено. При суммировании касательных усилий отдельных цилиндров кривые касательных сил сдвигаются на угол , где - угол между мотылями (вспышками) и величина k зависит от порядка работы цилиндров.

При порядке работы 1-5-3-6-2-4 кривая касательных сил пятого цилиндра должна быть сдвинута на 120 по отношению к кривой для первого цилиндра, и соответственно кривые для третьего, шестого, второго и четвёртого цилиндров должны быть сдвинуты на углы , , и. Результаты суммирования сведены в табл. 3.1.

Максимальное значение радиальной силы определятся как отрезок прямой линии, заключённый между кривой давления газа и кривой сил инерции при 360. Необходимо определить мотыль, который при максимальном значении радиальной силы передаёт наибольший вращающий момент от прочих цилиндров. Для этой цели ординаты диаграммы касательных сил суммируют от 0 через каждые 120. Результаты сведены в табл. 3.2.

Таким образом, на основании данных таблиц можно сделать вывод, что наиболее нагруженным является второе колено вала. При положении этого колена в верхней мёртвой точке кгс и кгс, а при наибольшей суммарной касательной силе 20 за верхней мёртвой точкой кгс, кгс и кгс.

Первое опасное положение

Расчёт наиболее нагруженного колена следует начинать при положении его в в.м.т. (рис. 2). При этом обычно силу инерции не учитывают и радиальную силу приравнивают к силе .

Шейка мотыля изгибается моментом:

кгссм.

таблица 3.1

Таблица 3.2

Напряжения изгиба:

кгс/см2,

где см3 - момент сопротивления для пустотелой шейки.

Момент, скручивающий мотылевую шейку суммарной касательной силой от расположенных впереди цилиндров:

кгссм.

Напряжения кручения:

кгс/см2.

Сложное напряжение в шейке:

кгс/см2 .

Шейка рамового подшипника изгибается моментом:

кгссм.

Напряжения изгиба:

кгс/см2; .

Шейка рамового подшипника скручивается моментом:

кгссм.

Напряжения кручения:

кгс/см2.

Сложное напряжение в рамовой шейке:

кгс/см2 .

Щека мотыля изгибается моментом:

кгссм.

где а=(l + h)/2 =

Напряжения изгиба на широкой стороне щеки:

кгс/см2.

Напряжения изгиба на узкой стороне щеки:

кгс/см2.

см3; см3.

Напряжения сжатия:

кгс/см2.

Суммарные напряжения:

кгс/см2 .

Второе опасное положение

Схема сил, действующих на мотыль, когда касательная сила достигает наибольшего значения, показана на рис. 2. Определение наибольшей касательной силы и соответствующей ей радиальной было дано выше.

Шейка мотыля изгибается моментами:

кгссм;

кгссм.

Напряжения изгиба:

кгс/см2;

кгс/см2.

Шейка мотыля скручивается моментами:

кгссм;

кгссм.

Напряжения кручения:

кгс/см2;

кгс/см2.

Суммарные напряжения кручения:

кгс/см2.

Равнодействующее напряжение изгиба:

кгс/см2.

Сложное напряжение в мотылевой шейке:

кгс/см2 .

Щека мотыля, ближняя к маховику, изгибается моментами:

кгссм;

кгссм.

Напряжения изгиба на широкой стороне щеки:

кгс/см2.

Напряжения изгиба на узкой стороне щеки:

кгс/см2.

Напряжения сжатия:

кгс/см2.

Суммарные напряжения:

кгс/см2 .

Щека, кроме того, ещё скручивается моментом:

кгссм.

Напряжения кручения на середине широкой стороны щеки:

кгс/см2;

см3.

Напряжения кручения на середине узкой стороны щеки:

кгс/см2;

 см3.

Сложное напряжение на середине широкой стороны щеки:

кгс/см2 .

Сложное напряжение на середине узкой стороны щеки:

кгс/см2 .

Рамовая шейка изгибается моментами:

кгссм;

кгссм.

Равнодействующий изгибающий момент:

кгссм.

Напряжения изгиба:

кгс/см2.

Рамовая шейка скручивается моментом:

 кгссм.

Напряжения кручения:

кгс/см2.

Сложное напряжение в рамовой шейке:

кгс/см2 .

Если маховик крепиться к фланцу коленчатого вала, то соединительные болты проверяют на срез:

,

где - число болтов;

- диаметр болтов;

- расстояние от центра вала до оси болтов;

- допускаемое напряжение на срез болтов, кгс/см2;

- максимальный скручивающий момент:

,

где - наибольшая ордината суммарной диаграммы касательных сил, разделённая на масштаб по оси ординат.

Принимаю: см; ; см; кгс/см2.

кгс;

кгс/см2 .

3.2 Расчёт поршня

Предварительно принимаем основные размеры (рис. 3):

диаметр поршня - мм;

толщина донышка - мм;

расстояние до первого поршневого кольца - мм;

диаметр под поршневой палец - мм;

рабочая длина гнезда пальца - мм.

Наименьшее сечение головки поршня проверяют на сжатие силой :

кгс/см2 ,

где см2 - площадь наименьшего сечения головки поршня.

Давление газов вызывает напряжения изгиба в донышке поршня. Рассматривая донышко как круглую плиту, опертую по окружности диаметра , изгибающий момент относительно сечения I-I:

кгссм.

Напряжения изгиба:

кгс/см2 ,

где W - момент сопротивления плоского донышка:

см3.

Длину направляющей части поршня проверяют по наибольшему допустимому удельному давлению на стенки цилиндра:

кгс/см2 ,

где кгс - наибольшее нормальное усилие, действующее на стенку цилиндра.

Допустимое значение k зависит от материала поршня и интенсивности теплоотвода от его стенок.

Поверхность опорных гнёзд пальца поршня проверяют на наибольшее допустимое удельное давление:

кгс/см2 .

Допустимая величина зависит от способа закрепления поршневого пальца. При наличии бронзовой втулки в опорном гнезде для пальца в алюминиевом поршне значение может быть повышено.

3.3 Расчёт поршневого пальца

Предварительно принимаем основные размеры (рис. 4):

диаметр поршневого пальца - мм;

длина вкладыша головного подшипника - мм;

внутренний диаметр поршневого пальца - мм;

длина поршневого пальца - мм.

Рассматривая палец как балку со свободно опертыми концами, с равномерно распределённой нагрузкой на длине вкладыша головного подшипника, изгибающий момент относительно опасного сечения I-I будет равен:

кгссм,

где см - расстояние между серединами опор пальца.

Напряжения изгиба будут равны:

кгс/см2 ,

где W - момент сопротивления для полого пальца:

см3.

Срезывающие напряжения пальца в сечении II-II определяют из уравнения:

 кгс/см2 ,

где F - поперечное сечение пальца:

см2.

При работе двигателя происходит деформация сечения пальца (овализация), которая при больших значениях может нарушать нормальную работу сочленения поршень-шатун.

Линейное увеличение диаметра пальца определяют из выражения:

,

где кгс/см2 - модуль упругости для стали;

.

мм.

Относительная деформация пальца:

мм/см .

Напряжения, вызванные овализацией, на внешней и внутренней поверхности поршневого пальца равны:

в горизонтальном сечении пальца на внешней его поверхности:

кгс/см2;

на внутренней поверхности:

кгс/см2;

в вертикальном сечении пальца на внешней его поверхности:

кгс/см2;

на внутренней поверхности:

кгс/см2,

где .

Удельное давление в головном подшипнике определяют из уравнения:

кгс/см2 .

3.4 Расчёт поршневого кольца

Принимаем основные размеры кольца (рис. 5):

диаметр кольца - мм;

ширина кольца - мм;

высота кольца - мм;

вырез кольца - мм;

температурный зазор - мм.

Рассматривая поршневое кольцо как балку, защемлённую одним концом, учитывая, что в рабочем состоянии оно имеет пролёт и при надевании на поршень , находим:

кгс/см2 ;

кгс/см2 ,

где см;

см;

кгс/см2 - модуль упругости чугуна, из которого изготовлено кольцо.

Удельное давление кольца на стенку цилиндра p, если известно напряжение , определяют следующим образом:

кгс/см2 .

Аналогично определяют силу P, преодолевающую стрелу прогиба :

 кгс.

Экспериментальные исследования 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.

Верхнее кольцо испытывает наибольшее давление, а все остальные значительно меньшее. Этим и объясняется ускоренный износ верхнего кольца.

3.5 Расчёт шатуна

Принимаем основные размеры шатуна (рис. 6):

расстояние между центрами головок шатуна - мм;

расстояние между внутренними образующими цилиндрических отверстий в верхней и нижней головках шатуна - мм;

наружный диаметр круглой верхней головки шатуна - мм;

внутренний диаметр круглой верхней головки шатуна - мм;

длина верхней головки шатуна - мм;

сечение шатуна - двутавр: мм; мм; мм; мм;

диаметр шатунных болтов - мм;

количество шатунных болтов - .

Шатун воспринимает давление газов на поршень и силы инерции поступательно движущихся частей. Эти силы достигают максимального значения при нахождении поршня в крайнем верхнем положении.

У четырёхтактных дизелей в конце хода выпуска на шатун действует сила инерции, которая стремиться разорвать его, а в начале рабочего хода результирующая сила сжимает шатун (направлена вниз). Таким образом, в четырёхтактных двигателях простого действия шатун подвержен знакопеременной нагрузке.

Напряжения сжатия в стержне шатуна:

кгс/см2,

где - минимальное сечение головки шатуна:

см2.

Сила , кроме сжатия, вызывает продольный изгиб. В плоскости качания шатун можно рассматривать как балку с шарнирными опорами, при этом деформация изгиба распространяется по всей его длине. В плоскости, перпендикулярной качанию шатуна, его следует рассматривать как балку с заделанными концами, в данном случае деформация изгиба распространяется на половину длины шатуна.

Таким образом:

кгс/см2;

кгс/см2,

где f - площадь среднего сечения щатуна;

и - моменты инерции сечения относительно осей x и y:

см4;

см4.

Шатуны подвергаются ещё и значительному воздействию сил инерции массы шатуна, действующих в плоскости его движения. В этом случае шатуны, кроме того, необходимо проверять на изгиб указанными силами инерции. Наибольшее значение рассматриваемые силы имеют при угле между шатуном и мотылём, равном 90.

Наибольший изгибающий момент равен:

кгссм,

где P - равнодействующая сил инерции:

кгс,

где q - сила инерции элемента стержня шатуна длиной 1 см:

кгс/см,

где кгс/см3 - удельный вес материала шатуна.

Суммарные напряжения в стержне шатуна будут равны:

кгс/см2 ,

где W - момент сопротивления сечения шатуна, удаленного на расстояние от центра верхней головки.

Верхнюю головку шатуна проверяют на разрыв силой, возникающей при заедании поршня. Её условно принимают равной:

кгс.

Напряжения в верхней головке шатуна:

кгс/см2 ,

где см.

Для нормальной работы головного подшипника верхняя головка шатуна должна иметь соответствующую жёсткость. В соответствии с этим необходимо принятые размеры проверять на жёсткость. Относительная деформация верхней головки шатуна может быть определена по формуле:

мм/см ,

где E - модуль упругости материала головки шатуна;

I - момент инерции сечения головки:

см4.

Шатунные болты нижней головки шатуна проверяют на растяжение силой . Напряжения растяжения в болтах:

кгс/см2 ,

где - число шатунных болтов;

- площадь сечения болта:

см2.

Прочность шатунов необходимо проверять на усталость. Запас прочности с учётом усталости в стержне шатуна можно определить по минимальному и среднему его сечению.

Максимальное напряжение стержня шатуна в минимальном сечении:

кгс/см2.

Минимальное напряжение в стержне шатуна:

кгс/см2.

Максимальное напряжение в среднем сечении шатуна находят по формулам:

кгс/см2;

кгс/см2.

Минимальное напряжение в среднем сечении шатуна:

кгс/см2.

Среднее напряжение за цикл в расчётных сечениях:

кгс/см2;

кгс/см2.

Амплитуда напряжений за цикл:

кгс/см2;

кгс/см2.

Запас прочности в стержне шатуна:

,

где и - коэффициент концентрации напряжений и масштабный фактор. В данном случае их можно принять равными 1.

3.6 Расчёт цилиндров и рабочих втулок

Предварительно принимаем основные размеры: мм; мм; мм; мм; мм; мм (рис. 7).

При отсутствии анкерных связей рубашка подвергается растяжению давлением газов на крышку цилиндра.

Напряжения растяжения в стенках рубашки равны:

кгс/см2 .

Наибольшие напряжения скалывания в сечении I-I опорного бурта рубашки:

кгс/см2 ,

где вычисляется по формуле:

кгс,

где - коэффициент предварительного затяга шпилек.

Рабочая втулка цилиндра воспринимает в верхней части наибольшее давление газов в цилиндре и давление нормальной составляющей силы N, действующей на поршень. Кроме того, опорный пояс втулки воспринимает усилие затяга шпилек крепления крышки цилиндра.

Растягивающие напряжения в верхней части рабочей втулки, если допустить, что они равномерно распределены по толщине стенки, равны:

кгс/см2 ,

где L - длина расчётного сечения втулки;

s - толщина стенки рабочей части втулки:

см.

Дополнительные тепловые напряжения равны:

кгс/см2 ,

где - коэффициент линейного расширения материала втулки;

- разность температур внутренней и наружной поверхностей рабочей втулки;

E - модуль упругости материала втулки;

- коэффициент Пуассона.

Суммарные напряжения растяжения в стенке рабочей втулки:

кгс/см2 .

В опасном сечении опорного пояса рабочей втулки, вследствие действия силы затяга шпилек крепления крышки цилиндра при отсутствии давления газов, возникают сложные напряжения:

напряжения растяжения:

кгс/см2;

напряжения скалывания:

кгс/см2;

напряжения изгиба:

 кгс/см2,

где см - высота опасного сечения;

см - диаметр центра тяжести сечения;

см - плечо изгибающего момента;

- угол между и .

Суммарные напряжения в опасном сечении опорного пояса рабочей втулки равны:

кгс/см2 .

Ширину уплотнительной канавки проверяют на смятие:

кгс/см2 ,

где см - ширина уплотнительной канавки.

Давление смятия опорного пояса втулки:

кгс/см2 .

3.7 Расчёт клапана

По принятому отношению F/f = 9 определяю площадь проходного сечения клапана:

 см2,

где F - площадь сечения цилиндра двигателя.

Принимаем: - угол образующей конуса посадки клапана с горизонталью.

Диаметр проходного сечения клапана:

см,

где - ход клапана при .

Ход клапана будет равен:

см.

Предварительно принимаем основные размеры:

диаметр тарелки клапана - мм;

толщина тарелки клапана - мм;

диаметр штока клапана - мм;

радиус перехода от штока к тарелке клапана - мм.

Толщину тарелки клапана проверяют на прочность как диск, свободно опертый по контуру и равномерно нагруженный распределенным давлением :

кгс/см2 .

Шток выпускного клапана проверяют на сжатие наибольшим усилием P, возникающим в момент открытия клапана:

кгс,

где кгс/см2 - давление в конце расширения при пуске двигателя в ход, достигающее наибольшего значения в данный период.

Принимаем: кг - вес клапана.

Наименьшее натяжение пружины (предварительный затяг) должно обеспечить плотное прилегание клапана к седлу:

кгс.

В период движения клапана с отрицательным ускорением наибольшая сила упругости пружины должна не только воспрепятствовать отрыву ролика от кулачковой шайбы, но и обеспечить надёжный контакт поверхностей ролика и кулачковой шайбы. Значение наибольшей силы упругости может быть принято:

кгс.

Зная наибольшее давление пружины, толщину её проволоки определяют из выражения:

см,

где см - средний диаметр пружины;

кгс/см2 - допускаемые напряжения кручения в пружинах из сталей;

- толщина круглой проволоки пружины.

Необходимое число витков пружины определяют на основании того, что сила натяжения пружины пропорциональна её прогибу:

,

где см.

Принимаем: .

Длина пружины при открытом клапане:

мм,

где мм - минимальный зазор между витками.

Длина пружины при закрытом клапане:

мм.

Наибольшее и наименьшее напряжения кручения:

кгс/см2;

кгс/см2.

3.8 Расчёт ТНВД и форсунки

Количество топлива, подаваемое топливным насосом в цилиндр двигателя за один цикл его работы:

см3,

где г/см3 - удельный вес топлива;

г/э.л.с.ч - удельный расход топлива;

- коэффициент тактности дизеля;

- число цилиндров;

э.л.с. - мощность двигателя;

об/мин - число оборотов вала двигателя в минуту.

При максимальной мощности двигателя, допускаемой на 10% выше номинальной, удельный расход топлива составляет:

г/ э.л.с.ч.

Количество топлива, подаваемое за один цикл при максимальной мощности двигателя:

см3.

Число оборотов двигателя при этом считается постоянным.

Принимаем:

- отношениение полного хода плунжера к его диаметру;

- коэффициент, который зависит от типа топливного насоса.

Диаметр плунжера насоса:

см.

Полный ход плунжера:

,0 см.

Площадь сечения цилиндра насоса:

см2.

Максимальная теоретическая скорость истечения струи топлива из сопла форсунки равна:

м/сек,

где - коэффициент скорости;

кгс/см2 - давление топлива перед сопловыми отверстиями форсунки в момент достижения плунжером насоса максимальной скорости ;

кгс/см2 - давление в цилиндре в тот же момент времени.

Принимая неразрывность потока топлива, можно написать:

.

Принимаем:

- коэффициент сжатия струи в сопловых отверстиях;

м/сек - максимальная скорость плунжера.

Отсюда можно определить суммарное сечение сопловых отверстий форсунки:

мм2.

Принимаем: - число сопловых отверстий.

Диаметр сопла форсунки:

мм.

Библиографический список

Хандов З.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания (теория). М.: Транспорт, 1969.

Хандов З.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. М.: Транспорт, 1968.

Возницкий И.В., Камкин С.В., Шмелев В.П., Осташенков В.Ф. Рабочие процессы судовых дизелей. М.: Транспорт, 1979.

Грицай Л.Л. Справочник судового механика (в двух томах). М.: Транспорт, 1973.

Гогин А.Ф., Кивалкин Е.Ф., Богданов А.А. Судовые дизели. М.: Транспорт, 1988.

Размещено на Allbest.ru