Размещено на http://www.allbest.ru/

Оглавление

Введение

1. РАСЧЕТ СУДОВОГО ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Анализ основных направлений развития судового дизелестроения

1.2 Выбор проектируемого двигателя.

1.3 Многовариантный тепловой расчет четырехтактного дизеля

1.4 Параметры турбокомпрессора

2. Тепловой расчет цикла по методу Гриневецкого - Мазинга.

2,1 Процесс наполнения

2.2 Процесс сжатия

2.3 Процесс сгорания

2.4 Процесс расширения

2.5 Процесс выпуска

2.6 Индикаторные и эффективные показатели дизеля

2.7 Абсолютные и относительные тепловые балансы дизеля

3. Кинематический и динамический расчёт двигателя

4. Расчет на прочность основных деталей двигателя

4.1 Расчет коленчатого вала

4.2 Расчет на прочность деталей цилиндро-поршневой группы

4.2.1 Расчет поршня

4.2.2 Расчет поршневого пальца

4.2.3 Расчет поршневого кольца

4.3 Расчет цилиндровой втулки

4.4 Расчет шатуна

4.5 Расчет коренного подшипника скольжения судового дизеля

4.6 Расчет выпускного клапана

5. Расчет агрегата наддува

5.1 Расчет компрессора

5.2 Расчет газовой турбины

6. Научно - исследовательский фрагмент. Установка генератора кавитации в топливную систему буксира проекта Р-50.

6.1 Обоснование установки генератора кавитации.

6.2 Сущность изобретения.

6.3 Формула изобретения.

7.Технологический раздел. Применение полимерных клеёв в судоремонте.

7.1 Общие технические требования и указания.

7.2 Сборка деталей узлов с применением клея.

7.3 Контроль качества.

7.4 Методика испытания клея на сдвиг.

7.5 Требования безопасности.

РАЗДЕл 8. БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ

8.1 Оценка пожароопасной обстановки в ЧС

8.1.1 Общие сведения

8.1.2 Оценка пожарной обстановки

8.1.3 Оценка пожароопасной обстановки в населенном пункте.

8.1.5 Оценка протяженности зоны теплового воздействия при горении заводского здания.

8.1.6 Определение протяженности зоны теплового воздействия при горении резервуара с нефтепродуктами, расположенного на судне.

8.1.7 Оценка степени термического поражения человека от горящего резервуара с нефтепродуктами.

8.2 Охрана труда

8.2.1 Расчет уровня вибраций опорных поверхностей дизеля в октавных полосах частот и выбор виброизоляторов

8.2.2 Программа расчета уровней вибраций дизеля WD 615 в октавных полосах частот

8.2.2.1 Расчет уровня вибраций опорных поверхностей в октавных полосах частот

8.2.2.2 Выбор виброизолятора для дизеля

8.2.2.3 Проектирование системы виброизоляции

8.2.2.4 Подготовка данных для построения спектров вибрации

9. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ПРОЕКТА.

9.1 Общие сведения

9.2 Обоснование судна- прототипа.

9.3 Выбор эксплуатационных показателей. Эксплуатационные показатели сравниваемых судов

9.4 Расчёт годового объёма продукции.

9.5 Определение расчетной цены двигателя.

9.6 Расчёт строительной стоимости судна с новой СЭУ

9.7.1 Расчёт затрат на оплату труда экипажа.

9.7.2 Расчёт затрат на топливо и энергию

9.7.3 Расчёт размера амортизационных отчислений

В Ы В О Д Ы

Список использованной литературы

Введение

Переход к рыночным отношениям, в том числе и в судоходных компаниях, потребовал проведения работ по усовершенствованию судовых энергетических установок с целью повышения их технико-экономических показателей, а именно применения на них в качестве главных и вспомогательных энергетических средств, современных и перспективных дизелей.

При этом основной целью таких усовершенствований является обеспечение надежности, экономичности и высокой степени автоматизации энергетических установок, а также уменьшение стоимости перевозок грузов судами при высокой маневренности, что должно обеспечить их конкурентоспособность.

На сегодняшний день в процессе развития мирового дизелестроения выделились основные пути совершенствования дизелей: рост среднего эффективного давления, снижение расхода топлива, повышение безотказности и долговечности двигателей.

В СССР пополнение флота производилось в основном за счет строительства судов в ГДР, Польше, Югославии, Финляндии и др. На большом числе судов внутреннего плавания использовались в качестве главных двигателей дизели, изготовленные на комбинате SKL (Магдебург, Германия).

В настоящее время на судах речного флота России эксплуатируется приблизительно 35 тысяч в подавляющем большинстве четырехтактных дизелей, из которых 30 тыс. главных и вспомогательных судовых дизелей отечественного производства.

Главные двигатели речных судов новой постройки - это дизели с газотурбинным наддувом (со свободным турбокомпрессором), отличающиеся высокой экономичностью

Проект буксирного судна Р-50 «Рейдовый 50» для местных эксплуатационных рейсов и внутригородских линий, разработанный Силовая установка судна состоит из двух двигателей внутреннего сгорания марки WD 615 мощностью 176 кВт каждый при 1500 об/мин. Двигатели шестицилиндровые, четырехтактные. Один двигатель правого вращения, второй - левого.

Двигатели снабжены несоосным, одноходовым, с фрикционной двухдисковой муфтой, шестеренчатым реверс-редуктором с передаточным отношением на передний ход 1:3 и на задний ход - 1:3

Управление двигателями централизованное, из рулевой рубки. Кроме того сохранена возможность управления главными двигателями из моторного отделения, не нарушая регулировки централизованного управления.

Пуск двигателей - электростартерный и резервный - воздушный.

В основе проектирования любого нового технического объекта лежит этап анализа современного состояния соответствующей области техники.

Поэтому цели проектирования нового дизеля определяются в результате сопоставления технических параметров дизеля-прототипа и особенностей его конструкции с лучшими образцами отечественного и зарубежного дизелестроения.

Высокооборотные дизели (ВОД) являются основным типом двигателей на большинстве речных судов. Они применяются как в качестве основных, так и в качестве вспомогательных двигателей. Обширная область их применения обусловлена малыми габаритами, значительным ресурсом, невысокими затратами на техническое обслуживание и ремонт, невысокими удельными расходами топлива и масла.

Одной из наметившихся тенденций развития главных двигателей речных судов является увеличение их числа оборотов и соответствующим переходом двигателей из класса средней оборотности в класс повышенной оборотности.

Уже в настоящее время двигатели повышенной оборотности с частотой вращения от 750 до 1500 об/мин составляют 20% от общего количества судовых дизелей, а высокооборотные дизели (n 1500 об/мин) - 45% /1/. Однако для таких двигателей характерны высокая частота вращения коленчатого вала, повышенная жесткость рабочего процесса, более высоких температур отработавших газов, чем у мало- и среднеоборотных дизелей, что сопряжено со значительными механо-, тепло- и вибронагруженностью деталей двигателя, в частности его остова. При этом для двигателей повышенной оборотности особое значение приобретают вопросы совершенствования виброакустических характеристик.

Рис. 1.1. Дизель WD 615 мощностью 176 кВт при 1500 об/мин

Достигнутый технический уровень главных дизелей судов речного флота характеризуется основными показателями, приведенными в табл. 1.1.

Отсутствие в России крупного гидротехнического строительства в основных воднотранспортных бассейнах исключает принципиальное изменение условий судоходства на внутренних водных путях, а, следовательно, делает маловероятным рост максимальных значений водоизмещений судов внутреннего плавания. Удорожание нефтепродуктов на внутреннем и внешнем рынках делает нецелесообразным увеличение скорости судов.

В этих условиях маловероятен рост мощности энергетических установок, а возрастание агрегатной мощности судовых дизелей, применяемых на речном флоте, возможно только для новых судов, оснащенных одновальными судовыми энергетическими установками. Это улучшает пропульсивные качества установки, но ухудшает маневренные качества судна (т.к. не возможно маневрирование за счет изменения частоты вращения двигателей разных бортов). Поэтому по мере увеличения степени форсированности из числа используемых на речном флоте могут быть исключены такие распространенные двигатели как 6-8 ЧРН 32/48 (NVD48) и 6 ЧРН 36/45 (Г60, Г-70, Г-74).

Параметры современных дизелей судов речного флота

Показатель	Дизели
	Среднеоборотные	Высокооборотные
Удельная масса, кг/кВт Удельный расход топлива, г/(кВтч) Удельный расход масла, г/(кВтч) Ресурс до переборки, тыс. ч Ресурс до капитального ремонта, тыс. ч Удельная суммарная трудоемкость технического обслуживания, чел-ч/1000 ч	20-26 223-235 1,36-1,6 4-12 30-45 70-200/(260-300)	2,7-15 230-250 3-6 3,5-7 6-18 670-740

Примечание. В числителе для дизелей с реверс-редукторной передачей, в знаменателе -- с прямой передачей.

В планах дизелестроительных предприятий России предполагается производство новых двигателей размерностей 22/22 для ПО «Двигатель революции» и 15/18 для АО «Трансмаш».

Важной особенностью предполагаемой замены является сохранение типажа высокооборотных двигателей (12/14, 15/18, 18/20, 18/22). Даже в том случае, если эти данные отражают только планы заводов, они важны как отражение тенденций развития отечественного дизелестроения.

Возникшие у дизелестроительных предприятий трудности в переходе к рыночным отношениям, заставляют судовладельцев рассматривать в качестве альтернативных другие типы дизелей, прежде всего тепловозные.

Обновление парка дизелей речных судов при практически фиксированных максимальных значениях водоизмещения только за счет роста среднего эффективного давления будут сопровождаться увеличением доли двигателей повышенной и высокой оборотности (1500< n< 3000 об/мин) с постепенным вытеснением дизелей имеющих номинальную частоту вращения меньше 750 об/мин из энергетических установок вновь строящихся судов.

Тенденции развития главных двигателей речных судов зарубежного и отечественного дизелестроения и прогноз на период 2000 года свидетельствует о том. Что магистральным направлением развития дизелестроения остается повышение топливной экономичности в сочетании со снижением массогабаритных показателей. Уже в ближайшей перспективе для дизелей с частотой вращения коленчатого вала до 1500 об/мин реально достижение удельного расхода топлива не более 180-190 г/(кВтч).

Также будет увеличиваться среднее эффективное давление. Сейчас у зарубежных моделей двигателей оно находится в пределах от 2 до 2,5 МПа и ведутся работы по созданию двигателей со средним эффективным давление до 3 МПа.

Наиболее распространенным способом повышения мощности двигателей внутреннего сгорания является наддув. Наддув дает возможность значительного (в несколько раз) увеличения мощности двигателя при практически неизменных значениях индикаторного КПД и относительно небольшом увеличении массовых и габаритных показателей.

Наибольшее применение получил газотурбинный наддув. Для наддува судовых дизелей выпускаются турбокомпрессоры стандартного ряда: типа ТК, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и одноступенчатой осевой газовой турбины, и типа ТКР, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и осевой или радиальной центростремительной турбины.

Наряду с этим все большее значение приобретают работы по повышению надежности двигателей, расширения диапазона применяемых топлив и их эмульсий, уменьшение вредных выбросов в окружающую среду, в том числе и с охлаждающей водой.

1. РАСЧЕТ СУДОВОГО ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Анализ основных направлений развития судового дизелестроения

В основе проектирования любого нового технического объекта, лежит этап анализа современного состояния соответствующей области техники.

Поэтому цели проектирования нового дизеля определяются в результате сопоставления технических параметров дизеля - прототипа и особенностей его конструкции с лучшими образцами отечественного и зарубежного дизелестроения.

В настоящее время на судах речного флота России эксплуатируется приблизительно 35 тысяч в подавляющем числе четырехтактных дизелей, из которых около 30 тысяч двигателей отечественного производства.

Диапазон агрегатных мощностей от 11 до 1748 кВт покрывается 29 типоразмерами дизелей 96 модификаций, из которых нашли наибольшее распространение отечественные двигатели 6-12Ч(Н)15/18, 6-8ЧН18/22, 12ЧНСП 18/20, 2-4Ч 10,5/13, 6Ч(Н)12/14, 6ЧН 24/36 и 6ЧРН 36/45, а также импортные двигатели производства фирм SKL (Германия): 6-8 ЧРН 32/48, 6-8 ЧРН 24/36, 6 ЧН 20/26, 6 ЧН 18/26, 4-6 ЧН 17.5/24, 2-3 Ч 12.5/18, 2-4 Ч10/14; SKODA ( Чехия ): 6 ЧСН 27.5/35, 6ЧСПН27.5/3 6ЧСН16/22.5, 1-6Ч11/15; WARTSILA(Финляндия ):12ЧН22/24; WOLA ( Польша ): 6-12 ЧН 13.5/15.5.

Таким образом, парк составляют двигатели, имеющие диаметры цилиндров от 95 до 360 мм, ход поршня от 110 до 480 мм, частоту вращения коленчатого вала от 300 до 2000 об/мин, среднее эффективное давление от 0.53 до 1.74 МПа, средний эффективный расход топлива от 265 до 215 г/кВт ч., ресурс до капитального ремонта от 8 до 60 тысяч часов.

Одной из важнейших особенностей парка является преобладание в его составе двигателей, имеющих относительно невысокую агрегатную мощность, размеры цилиндропоршневой группы.

Это в значительной мере связано с необходимостью обеспечения перевозок народно-хозяйственных грузов на реках Севера, Сибири и Дальнего Востока с малыми гарантированными глубинами.

Уже в настоящее время двигатели повышенной оборотности 750< n < 1500 об/мин) составляют более 20 % от общего количества дизелей, а высокооборотные дизели (n => 15ОО об/мин) - 45%.

Для таких двигателей характерны высокая частота вращения коленчатого вала, повышенная жесткость рабочего процесса, более высокие, чем у малооборотных двигателей, температуры отработавших газов, что сопряжено со значительной механо-, тепло- и вибронагруженностью деталей остова, обтекаемых охлаждающей водой.

Рост частоты вращения многократно повышает интенсивность колебательных процессов деталей остова. При этом для ДВС повышенной оборотности особое значение приобретают вопросы совершенствования виброакустических характеристик.

Малые агрегатные мощности двигателей судов внутреннего и смешенного плавания при среднем эффективном давлении, не достигающем в большинстве случаев 1.0 МПа, при высокой частоте вращения коленчатого вала, большое количество дизелей с разделенными и полуразделенными камерами сгорания приводит к повышенным тепловым потерям и относительно более низким, чем у мало- и среднеоборотных двигателей, значениям индикаторного, механического и эффективного КПД и, как следствие, невысокой топливной экономичности.

Перспективы развития судового дизелестроения в России и странах СНГ

В планах дизелестроительных предприятий России, Украины и Латвии, предполагается производство новых двигателей размерностей 9,5/11 для А.О. ' Рижский дизельный завод', 12/14 для ПО 'Юждизельмаш', 15/18 для А.О.' Трансмаш ', 22/28 для ПО 'Двигатель революции', 22/24, 22/30, 32/35 для ПО ' Русский дизель.

Важной особенностью предполагаемой замены является сохранение типажа высокооборотных дизелей (12/14, 15/18, 18/20, 18/22). Даже в том случае, если эти данные отражают только планы заводов, которые могут быть не реализованы из-за существующих трудностей, они важны как отражение тенденций в развитии отечественного дизелестроения.

Наиболее предпочтительным для конвертирования является мощностной ряд унифицированных четырехтактных дизелей типа Д49 (ЧН26/26), который включает 4, 6, 8, 12, 16 и 20 цилиндровые модификации мощностью от 585 до 442О кВт.

Несмотря на предпринятые в последние два десятилетия усилия отечественное дизелестроение, в целом, отстает от современного уровня прежде всего по экономичности, ресурсу, трудоемкости технического обслуживания и степени автоматизации судовых дизелей.

Все эти двигатели имеют среднее эффективное давление от 0.5 до 1.0 МПа, в то время как создаваемые за рубежом двигатели достигли этих показателей к началу 7О-х годов, в 80 -е годы были достигну ты значения Рme до 2.0 - 2.5 МПа, а в настоящее время широко ведутся работы по созданию двигателей с Рme до 3 МПа.

Такой уровень форсированности обеспечен с помощью высокого наддува, что увеличивает размеры теплообменных аппаратов и потери тепла при охлаждении воздуха, вызывает необходимость оптимизации охлаждения во всем диапазоне эксплуатационных нагрузок, совершенствование средств автоматики.

Судовые дизели зарубежных фирм

В настоящее время на мировом рынке представлено свыше 20 фирм, выпускающих более 100 конструкций двигателей, имеющих диаметр цилиндра 200-350 мм и номинальную частоту вращения коленчатого вала до 1500 об/мин.

Наиболее вероятным зарубежным партнером по-прежнему остается фирма SKL Motoren und Systemtechnik AG ( Магдебург, Германия ),которая в последнее время приступила к выпуску дизелей нового поколения: ЧН 20/30, ЧН 24/29 и ЧН 16/18.

Поэтому как альтернатива двигателям 6-8 NVD 48 и Г-60, Г-70,наибольший интерес представляет дизель 6VDS 29/24 AL (6 ЧН24/29). Этот двигатель имеет три степени форсированности по наддуву Ре и два варианта по частоте вращения коленчатого вала -1000 и 750 об/мин. при Рmax, достигающем 16 МПа.

Ожидаемые сроки службы основных деталей при работе на тяжелом топливе составляют 50 тысяч часов при частоте вращения 1000 об/мин. и 64 - 70 тысяч часов при n=750 об/мин.

Особенный интерес представляют продукция транснационального концерна Wartsila, охватывающая весь диапазон дизелей, который может быть использован речным флотом, от мощных главных двигателей до маломощных вспомогательных: WARSILA VASA (Финляндия) - R20(ЧН 20/28); V22 (ЧН 22/24); R22/26, NOHAB( Швеция ) - R25, V25 ( ЧН 25/30); STORK - WERSPOOR (Нидерланды) - SW 28О( ЧН 28/3О), R 21О (ЧН 21/3О); Duvant Crepelle (Франция) - Crepelle 26 ( ЧН 26/28 ), Crepelle 26L( ЧН 26/32); ACM DIESEL (Франция ) - UD 45 ( ЧН 24/22), UD 33( ЧН 9.5/18), UD 23V12 12ЧН 14.2/16.6), UD 19 (ЧН12.7/14.5), UD 18 (ЧН13.5/12.2), UD Х ( ЧН 14.2/13); WICHMANN (Норвегия ) - 28 ( ЧН 28/36).

Транснациональный концерн, в состав которого входят фирмы МАН - В&W, SEMT - Pielstick и Sulzer и др. производит следующие двигатели: МАN - B-W (Германия) - L, V 32/36 ( ЧН 32/36); L, V28/32 (ЧН 28/32); L 23/30 (ЧН 23/30); L,V20/27 (ЧН 20/27); ALFA MAN-B-W (Дания)- 28/32А (16ЧН 28/32);SEMT-Pielstick ( Франция )- РА6СL (ЧН 28/30), РА6 (ЧН 28/29); Sulzer ( Швейцария )- АТ 25 ( ЧН 25/30), A2О ( ЧН 20/24); GМТ ( Италия ) - А320 (ЧН 32/36), B 230 (ЧН 23/27).Тенденции развития зарубежного и отечественного дизелестроения свидетельствует о том, что магистральным направлением развития дизелестроения остается повышение топливной экономичности в сочетании со снижением массогабаритных показателей. Уже в ближайшей перспективе для дизелей с частотой вращения коленчатого вала до 1500 об/мин реально достижение удельного расхода топлива не более 180-190 г/кВтч. Наряду с этим все большее значение приобретают работы по повышению их надежности, расширению диапазона применяемых топлив и их эмульсий, уменьшению вредных выбросов в окружающую среду, в том числе и с охлаждающей водой.

Наддув судовых дизелей

Судовой дизель - это тепловой двигатель, поэтому повышение его мощности может быть достигнуто только за счет увеличения массы сжигаемого в цилиндрах топлива. Процесс горения будет эффективным и полным только тогда, когда одновременно с будет увеличена подача окислителя - кислорода воздуха.

Таким образом, повышение мощности существующего дизеля может быть обеспечено только одновременным изменением его топливной аппаратуры и системы воздухоснабжения. Для достижения последней цели служит наддув - метод увеличения плотности, а следовательно и массы воздуха, поступающей в цилиндры двигателя на такте всасывания.

Повышение мощности оценивается степенью наддува, представляющей собой отношение среднего эффективного давления дизеля с наддувом к среднему эффективному давлению у такого же дизеля без наддува. Наибольшие значения у четырехтактного дизеля не превышают 4, у двухтактного - 2,5.

С повышением давления наддува растет влияние КПД турбокомпрессора на удельный расход топлива.

Агрегат, состоящий из компрессора и турбины, называется турбокомпрессором.

В подавляющем числе случаев нашли применение компрессоры центробежного типа, отличающиеся простотой, компактностью конструкции и небольшой массой.

Для их привода при небольших расходах газа в турбокомпрессорах используют одноступенчатые центростремительные турбины. С повышением

мощности дизеля возрастает количество выпускных газов, что позволяет применять одноступенчатые осевые турбины.

Для наддува судовых ДВС выпускаются турбокомпрессоры стандартного ряда (ГОСТ 9658--81): типа ТКР - состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и радиально-осевой центростремительной турбины (ТКР-5.5, ТКР-7, ТКР-8.5, ТКР-11, ТКР-14, ТКР-18, ТКР-23); типа ТК - состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и одноступенчатой осевой турбины (ТК-16, ТК-18, ТК-21, ТК-23, ТК-26, ТК-30, ТК-35, ТК-41, ТК-48, ТК-56, ТК-65, ТК-75).

1.2 Выбор проектируемого двигателя

№ п/п	Наименование показателя	Ед.изм.	Заменяемый дизель.	Перспективный дизель.
			6ЧНСП 18/22	WD 615
1	Номинальная мощность. Ne	кВт	165*	176*
2	Номинальная частота вращения.n	мин-1	750	1500
3	Число цилиндров.i		6	6
4	Диаметр цилиндра.D	мм	180	126
5	Ход поршня.S	мм	220	130
Габариты:
6	Длинна. L	мм	3223	2304
7	Ширина.B	мм	1084	937
8	Высота. H	мм	1724	1386
9	Сухая масса двигателя с маховиком.Mдв	кг	4350	1760
10	Удельный расход топлива.ge	г/кВт-ч	233	215
11	Удельный расход масла. gm	г/кВт-ч	1,42	0,86

Таблица.1

Из данных двигателей приведенных в таблице 1 выбираем дизель с наименьшим удельным расходом топлива, масла, меньшими габаритами и с наибольшим ресурсом до капитального ремонта.

Данным требованиям соответствует дизель WD 615

С параметрами:

Ne=176 кВт

n=1500 об/мин

i= 6

ge= 215

Для выбранного двигателя не требуется расчёт гр. винта т.к он оборудован реверс - редуктором марки РД1241с передаточным отношением:

п.х-3,0

з.х-3,0

1.3 Многовариантный тепловой расчет четырехтактного дизеля

На первом этапе дипломного проектирования в соответствии с рекомендациями был выполнен анализ современного состояния судового дизелестроения с целью получения характеристик основных показателей характеризующих качество современных дизелей таких как удельный расход топлива, эффективное давление, срок службы и др.

Для достижения указанной цели было выполнено несколько вариантов расчётов, в каждом из которых менялись, в возможных пределах, размеры и показатели турбокомпрессора.

С целью понижения расхода топлива.

Расчёт энергетического и материального баланса поршневой части дизеля и его турбокомпрессора

Исходные данные для расчёта:

1. Номинальная мощность Ne = 176 кВт

2. Номинальная частота вращения коленчатого вала n =1500об/мин

3. число цилиндров z = 6

4. число турбокомпрессоров i = 1

Вариант:1

Расчет геометрии поршневой части дизеля

Отношение хода поршня к его диаметру (S/D):

Среднее эффективное давление, определяемое по величине агрегатной, цилиндровой мощности и номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя:

Значение диаметра цилиндра:

Среднее эффективное давление определяемое по значению диаметра цилиндра и отношения m = S/D:



Уточненное значение среднего эффективного давления:

Уточнённое значение диаметра цилиндра:

принимаем D = 0.14 м.

Уточненное значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Среднее значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Вычисляем значение хода поршня:

принимаем S = 0.13 м.

Показатели форсированности двигателя

Среднее эффективное давление:

Средняя скорость поршня:

Удельный эффективный расход топлива:

Коэфициент избытка воздуха:

Давление наддува:

Степень повышения давления в компрессоре агрегата наддува:

Коэффициент продувки:

молекулярная масса воздуха: ? = 28,97 кг/кмоль

Секундный расход воздуха:

Удельный расход воздуха:

Удельный расход газа:

Секундный расход газа:

Секундный расход топлива:

Вариант:2

Расчет геометрии поршневой части дизеля

Отношение хода поршня к его диаметру (S/D):

Среднее эффективное давление, определяемое по величине агрегатной, цилиндровой мощности и номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя:

Значение диаметра цилиндра:

Среднее эффективное давление определяемое по значению диаметра цилиндра и отношения m = S/D:

Уточненное значение среднего эффективного давления:



Уточнённое значение диаметра цилиндра:

принимаем D = 0.14 м.

Уточненное значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Среднее значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Вычисляем значение хода поршня:

принимаем S = 0.13 м.

Показатели форсированности двигателя

Среднее эффективное давление:

Средняя скорость поршня:

Удельный эффективный расход топлива:

Коэфициент избытка воздуха:

Давление наддува:

Степень повышения давления в компрессоре агрегата наддува:

Коэффициент продувки:

молекулярная масса воздуха: ? = 28,97 кг/кмоль

Секундный расход воздуха:

Удельный расход воздуха:

Удельный расход газа:

Секундный расход газа:

Секундный расход топлива:

Вариант:3

Расчет геометрии поршневой части дизеля

Отношение хода поршня к его диаметру (S/D):

Среднее эффективное давление, определяемое по величине агрегатной, цилиндровой мощности и номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя:

Значение диаметра цилиндра:

Среднее эффективное давление определяемое по значению диаметра цилиндра и отношения m = S/D:

Уточненное значение среднего эффективного давления:

Уточнённое значение диаметра цилиндра:

принимаем D = 0.14 м.

Уточненное значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Среднее значение отношения хода поршня к диаметру цилиндра:

Вычисляем значение хода поршня:

принимаем S = 0.13 м.

Показатели форсированности двигателя

Среднее эффективное давление:

Средняя скорость поршня:

Удельный эффективный расход топлива:



Коэфициент избытка воздуха:

Давление наддува:

Степень повышения давления в компрессоре агрегата наддува:

Коэффициент продувки:

молекулярная масса воздуха: ? = 28,97 кг/кмоль

Секундный расход воздуха:

Удельный расход воздуха:



Удельный расход газа:

Секундный расход газа:

Секундный расход топлива:

1.4 Параметры турбокомпрессора

Газотурбонагнетатель представляет собой агрегат, состоящий из центробежного компрессора (нагнетателя) и газовой турбины.

Ротор турбины в таком агрегате закрепляется на одном валу с ротором центробежного компрессора.

Для наддува судовых дизелей выпускаются турбокомпрессоры стандартного ряда: типа ТК, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и одноступенчатой осевой турбины, и типа ТКР, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и радиально-осевой центростремительной турбины. Параметры турбокомпрессора оказывают большое влияние на показатели дизеля с наддувом.

Наружный диаметр рабочего колеса компрессора:



из стандартного ряда выбираем турбину марки ТКР - 11, с диаметром рабочего колеса D2 = 0,11 м.

окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса компрессора:

Частота вращения турбокомпрессора:

Параметры для расчетов адиабатной работы сжатия в компрессоре:

K = 1.4 R = 289 Дж/кг К То = 288 К

Адиабатный КПД компрессора:

Адиабатная работа сжатия в компрессоре:

Мощность, потребляемая компрессором:



Механический КПД компрессора:

Мощность, развиваемая турбиной:

Показатель адиабаты: Кг = 1,34

Газовая постоянная: Rг = 290 Дж

Адиабатный КПД турбины:

Удельная работа расширения в турбине:

Температура газа перед турбиной:

Давление газа перед турбиной:

Степень расширения в турбине:

Относительная мощность компрессора:

Относительная мощность турбины:

Поскольку расчёт Вариант 3 имеет более низкий расход топлива. Берём его за основу. И выбираем компрессор из стандартного ряда по ГОСТ 9658-81 марки: ТРК-11.

2. Тепловой расчет цикла по методу Гриневецкого - Мазинга

Действительным циклом ДВС называется комплекс периодически повторяющихся в нём процессов, осуществляемых с целью превращения теплоты сгорающего топлива в механическую работу. Это сложный физико-химический процесс, рассчитать который аналитически (без привлечения опытных коэффициентов) до сих пор не представляется возможным. Поэтому расчетные методы, как правило, базируются на более или менее упрощенных моделях, одной из которых является расчетный цикл по Гриневецкому - Мазингу.

Данный расчетный цикл (рис.1.1.) состоит из процессов: политропы сжатия t - c, изохоры c - y, изобары y - z, политропы расширения z - b и изохоры b-t, замыкающей цикл.

Рис.1.1. Расчетный цикл дизеля по Гриневецкому - Мазингу

Популярность метода Гриневецкого - Мазинга объясняется удовлетворительными результатами довольно простых расчетов. С помощью метода Гриневецкого - Мазинга легко анализировать процессы в ДВС.

2,1 Процесс наполнения

В реальном двигателе в начале каждого цикла в цилиндр поступает извне воздух или смесь топлива с воздухом. Процесс, в течение которого происходит заполнение цилиндра воздухом или смесью воздуха с топливом, называется процессом наполнения. Параметры процесса наполнения, определяющие количество поступающего воздуха или смеси в цилиндр двигателя, зависят от множества факторов. Основным таким фактором является падение давления воздуха при поступлении в цилиндр.

Аэродинамическое сопротивление на всасывание: dp = 0,015;

Показатель политропы сжатия в компрессоре агрегата наддува: К = 1,6;

Температура наддувочного воздуха:

Температура надувочного воздуха после ОНВ:

Отношение площади поршня к площади проходного сечения впускного канала (каналов):

Средняя скорость воздуха в щели между посадочными поясками в крышке цилиндров и впускного клапана:

Коэффициент остаточных газов:

Подогрев воздуха в процессе наполнения при теплообмене со стенками цилиндра: dT =18 K.

Температура остаточных газов:

Температура воздуха в конце процесса наполнения:

Коэффициент аэродинамического сопротивления проходного сечения впускного клапана:

Давление воздуха в конце процесса наполнения:

Коэффициент наполнения:



2.2 Процесс сжатия

Основным назначением процесса сжатия в ДВС является увеличение разницы температурных уровней цикла, а следовательно, повышение экономичности двигателя. Кроме этого, увеличение плотности и температуры заряда в конце сжатия инициирует последующие процессы воспламенения и горения топлива.

Во время сжатия в дизеле происходят следующие процессы: нестационарный теплообмен между зарядом и ограничивающей его поверхностью цилиндра; уменьшение поверхности теплообмена по мере приближения поршня к ВМТ; испарение и воспламенение части впрыснутого топлива; утечка части заряда через неплотности колец.

Подбираем показатель политропы сжатия: n1=1,368

Давление в конце процесса сжатия:

Температура в конце процесса ажатия:

Угол опережения впрыска топлива:



2.3 Процесс сгорания

Действительный процесс сгорания очень сложен. В рассматриваемом расчетном цикле предполагается, что сгорание топлива начинается в точке «с» (см. рис.1.), а заканчивается на линии z - b. Для расчета термодинамических процессов, в ходе которых к рабочему телу подводится теплота от сгорающего топлива, необходимо знать, сколько теплоты подводится к рабочему телу в результате сгорания и теплообмена со стенками на участках с - y - z и z - b. При этом динамика подвода теплоты на рассматриваемых участках определяется характером процесса (изохора, изобара, политропа). Данный вопрос решается при помощи эмпирических коэффициентов.

Максимальное давление цикла:

Степень повышения давления:

Количество продуктов сгорания 1 кг топлива: Н = 0,132 О = 0,003

Теоретический коэффициент молекулярного изменения:



Действительный коэффициент молекулярного изменения:

Механический КПД дизеля:

Среднее индикаторное давление:

Коэффициент неполноты индикаторной диаграммы:

Среднее индикаторное давление с учетом коэффициента неполноты индикаторной диаграммы:

Безразмерный показатель давления:

Среднее значение показателя политропы расширения:

Значение степени предварительного расширения:

Среднее индикаторное давление с учетом неполноты диаграммы:

Максимальная температура цикла:

2.4 Процесс расширения

Он осуществляется при движении поршня от ВМТ к НМТ, и начинается он в момент конца подачи топлива (конец видимого процесса сгорания, точка z).

Заканчивается процесс расширения (точка b), как это принимают в идеальных и расчетных циклах, в момент достижения поршнем НМТ. В действительности в рабочих циклах процесс расширения заканчивается в момент открытия выпускного клапана, т. е. раньше НМТ.

Процесс расширения в течение всего времени протекает с переменным теплообменом, что в значительной степени усложняет определение баланса тепла за этот процесс. Для определения параметров газа в конце процесса расширения, так же как и процесс сжатия, политропным процессом с постоянным значением показателя n2, равным среднему значению. при такой замене действительного процесса расширения определение давления и температуры газов в конце расширения значительно упрощается, а точность зависит от того, насколько правильно и обоснованно определено значение n2.

Давление в конце процесса расширения:

Температура в конце процесса расширения:

2.5 Процесс выпуска

Процесс выпуска отработавших газов протекает при переменном давлении в цилиндре. В начальный период выпуска давление в цилиндре значительно превосходит атмосферное давление, а в период движения поршня от НМТ к ВМТ указанное превышение атмосферного давления составляет незначительную величину.

Давление на выпуске (остаточные газы)

Температура остаточных газов:

2.6 Индикаторные и эффективные показатели дизеля

Для характеристики рабочего процесса служат индикаторные показатели: среднее индикаторное давление, индикаторная мощность, индикаторный КПД.

Механическая работа, совершаемая газами в цилиндрах, при передаче на фланец коленчатого вала частично расходуется на преодоление механических потерь в самом двигателе. Размеры потерь оцениваются механическим КПД.

Эффективные показатели характеризуют двигатель как единое целое: рабочий процесс и механические потери. К ним относятся среднее эффективное давление, эффективная мощность, эффективный КПД, удельный эффективный расход топлива.

Относительный индикаторный КПД базового цикла:

Индикаторный КПД дизеля:

Эффективный КПД дизеля:

Удельный индикаторный расход топлива:



Удельный эффективный расход топлива:

Продолжительность работы дизеля без технического обслуживания:

Продолжительность работы дизеля до среднего ремонта:

Продолжительность работы дизеля до капитального ремонта:

2.7 Абсолютные и относительные тепловые балансы дизеля

Количество теплоты, что выделяется при сгорании 1 кг топлива, равно его низшей теплоте сгорания. В двигателе только часть этой энергии превращается в полезную работу. Остальная теплота теряется.

Распределение подведенной с топливом теплоты на отдельные составляющие называют внешним тепловым балансом. Различают абсолютный и относительный балансы. В абсолютном тепловом балансе отдельные его статьи выражаются расходом теплоты за какой либо промежуток времени. Абсолютный тепловой баланс зависит от мощности двигателя и неудобен при сравнении.

В относительном тепловом балансе все его статьи отнесены к располагаемой теплоте и выражаются либо в процентах, либо в долях. В большинстве случаев тепловой баланс определяется экспериментально.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

Разность температур охлаждающей жидкости на входе и выходе из двигателя: ?Тв=10 К

Удельная теплоемкость охлаждающей жидкости:

Св=4,2 кДж/(кг*К)

Плотность охлаждающей жидкости:

Скорость охлаждающей жидкости в трубопроводах системы охлаждения:

Сохл = 0,75 м/с

Теплоемкость отработавших газов:

Срог = 1,00387 кДж/(кг*К)

Теплоемкость воздуха:

Сров = 1,002 кДж/(кг*К)

Теплота, подведенная в цикл при сгорании топлива:

Теплота, преобразованная в индикаторную работу:

Теплота, преобразованная в механическую работу:



Теплота, образовавшаяся при диссипации механических потерь:

Теплота, потерянная с отработавшими газами:

Относительная доля теплоты, потерянная с отработавшими газами:

Теплота, потерянная при охлаждении надувочного воздуха:

Относительная доля теплоты, потерянная при охлаждении надувочного воздуха:

Отношение поверхности рабочего цилиндра к объему:

Относительная доля теплоты, отводимая охлаждающей жидкостью первого контура дизеля:

Коэффициент, учитывающий изменение теплоотдачи в охлаждающую жидкость в зависимости от форсированности двигателя по среднему эффективному давлению:

Коэффициент, учитывающий изменение теплоотдачи в охлаждающую жидкость в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя:

Относительная доля теплоты, потерянная при жидкостном охлаждении остова дизеля:

Теплота, потерянная при жидкостном охлаждении остова дизеля:

Коэффициент запаса подачи насоса:

Массовая подача насоса первого контура системы охлаждения:



Объемная подача насоса первого контура системы охлаждения:

Внутренний диаметр трубопровода системы охлаждения:

Показатель теплонапряженности поршня, (критерий Костина):

Относительная доля теплоты, потерянная в системе смазки:

Невязка теплового баланса:

3. Кинематический и динамический расчёт двигателя

Зависимость сил инерции от угла поворота коленчатого вала:

Силы, действующие в КШМ

Проведем анализ сил центрального кривошипно-шатунного механизма. Схема действующих сил приведена на рис. 1.6. Силы давления газов и силы инерции приложены к поршню и действуют по его оси. Сложив их, получим суммарную силу

При одинаковой цикловой подаче топлива соотношение сил и определяется частотой вращения коленчатого вала: чем она больше, тем больше доля .

Перенесем силу в центр поршневого пальца и разложим ее на две составляющие. Первая направлена по оси шатуна и составляет

вторая перпендикулярная к стенке цилиндра и определяется зависимостью

Рис. 1.6. Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

Сила , или нормальная сила, прижимает поршень к втулке цилиндра и определяет износ этих деталей.

Перенесем силу в центр мотылевой шейки и разложим ее на две составляющие:

тангенциальную, касательную к окружности, описываемой радиусом кривошипа ,

и радиальную, действующую по оси кривошипа,

Кроме рассмотренных сил, в КШМ действует центробежная сила инерции С. Она направлена вдоль кривошипа и передается через коренные подшипники на корпус, вызывая его колебания.

Касательная и радиальная силы, как это видно из их выражений, периодически изменяются по величине и направлению в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Период изменения этих сил, так же как и крутящего момента, в четырехтактных двигателях равен двум оборотам вала. Изменение касательной силы выражают графически: по оси ординат откладывают значения касательной силы, а по оси абсцисс - угол поворота мотыля. Такой график для одного цилиндра называется диаграммой касательных сил одного цилиндра двигателя (рис.1.7.).

Диаграмма касательных сил всех рабочих цилиндров двигателя будет представлять собой суммарную кривую касательных сил каждого цилиндра (рис.1.8). Для построения суммарной диаграммы касательных сил основание диаграммы касательных сил от одного цилиндра делят на участки, соответствующие углу поворота мотыля между двумя последующими вспышками. Каждый из этих участков делят на равные отрезки, которые нумеруют. Складывая алгебраически ординаты всех участков кривой касательных сил от одного цилиндра с одним и тем же номером, найдем ординаты кривой касательных сил всех рабочих цилиндров двигателя.

Диаграммы: тангенциальных сил, суммарная диаграмма тангенциальных сил, движущих сил и давления в цилиндре построены с помощью значений, полученных при расчете программой cinem_4.exe. разработанной на кафедре ТиК СДВС, СПГУВК.

Рис.1.7. Диаграмма касательных сил одного цилиндра.



Рис.1.8. Суммарная диаграмма касательных сил.

Рис.1.9. Диаграмма движущих сил.



Рис.1.10. Диаграмма давления в цилиндре.

Определение массы маховика

Диаграмма касательных сил показывает, что касательные силы и вращающие моменты периодически изменяются по величине и по направлению, вследствие чего угловая скорость вращения вала не остается постоянной. Если величину касательной силы от сопротивления элемента которое приводит во вращение двигатель принять постоянной и отложить на суммарную диаграмму касательных сил (рис.1.11.), то площади диаграммы, лежащие над линией сопротивления, будут пропорциональны избытку работы движущих сил, а площади, расположенные под линией сопротивления, будут пропорциональны недостатку работы движущих сил.

Степень неравномерности, равную отношению между наибольшим и наименьшим значениями угловой скорости вращения вала к средней ее величине, принимается равной ? = 1/120[7, с. 117].



Рис.1.11. Суммарная диаграмма касательных сил, с постоянной сопротивления

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

Таким образом,

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

- масштаб площади суммарной диаграммы касательных сил, определяемой по способу, приводимому ниже.

Если масштаб по оси абсцисс и по оси ординат , то 1 площади соответствует

Тогда,

кг

Момент инерции движущихся масс:

где F - площадь поршня, F =154

r - радиус мотыля, r=

Масса обода маховика, кг:

кг.

где dm - диаметр обода маховика, dm = 60 см.

Учитывая влияние массы диска маховика, вес обода маховика:

кг

Полная масса маховика, кг:

кг.

4. Расчет на прочность основных деталей двигателя

4.1 Расчет коленчатого вала

Расчетная сила Рz=рz*Fп, Н является условной, так как в процессе пуска тепловой режим двигателя не является установившимся и величина рz, (пусковое) отличается от рz рабочего. Однако не следует полагать, что при пуске индикаторная диаграмма будет близка к диаграмме холостого хода двигателя. Пусковой режим двигателя определяется подачей топлива, близкой к полной нагрузке, а Pz холодного двигателя часто бывает больше, чем при установившемся режиме.

Теперь необходимо определить наиболее нагруженное колено вала, т. е. такое, к которому подходит максимальный крутящий момент от других цилиндров. Величина и знак его зависят от числа цилиндров, угла заклинки колен и порядка вспышек. Момент, подходящий от цилиндров, может быть равен нулю; в этом случае, характерном для двигателей, у которых все колена вала находятся в одной плоскости, безразлично, какое из колен выбрать за расчетное.

Для расчета вала в первом положении знак подходящего момента значения не имеет, так как расчетное колено всегда находится в верхнем положении и момент, создаваемый им, равен нулю. Поэтому расчету подлежит колено, у которого абсолютное значение подходящего момента будет наибольшим.

Выбор колена, нагруженного наибольшим подходящим моментом, поясним на примере. Предположим, что нужно найти максимальный подходящий момент четырехтактного шестицилиндрового двигателя с порядком вспышек 1--5--3--6--2--4 (рис. 1.12.).



Рис. 1.12. Схема коленчатого вала четырехтактного шестицилиндрового двигателя с порядком вспышек 1--5--3--6--2--4

Будем искать максимальную сумму тангенциальных усилий T, подходящую к любому из колен вала, находящихся в верхнем мертвом положении.

Заметим, что в рассматриваемом случае вспышки будут чередоваться через 120°. Если первое колено находится в положении =0°, то последующие будут соответственно занимать положения =120°; = 240°; =360° и т.д. Обратимся теперь к диаграмме тангенциальных (касательных) сил одного цилиндра, полученной при расчете по программе cinem4.exe, и выпишем ординаты, соответствующие указанным положениям кривошипов.

Эти ординаты приведены в табл. 1.3.

Для определения расчетного колена составим табл. 2.

По горизонтали пишем углы поворота вала, соответствующие Pz в других цилиндрах. В первую строку впишем крутящие моменты" создаваемые первым цилиндром при =0°; =120°; =240° и т. д.; очевидно, при =0° момент будет равен нулю, а усилие, воспринимаемое коленом, составит Р, Н.

Далее, согласно порядку вспышек, со сдвигом в 120° заполняется строка 5, затем со сдвигом в 120° относительно 5-го цилиндра заполняется строка 3 и т. д.

Просуммировав по вертикали все значения Т', расположенные выше Pz данного цилиндра, получим значение касательных усилий T, подходящих к колену.

Расчетным будет то колено, для которого 2Г' имеет наибольшее абсолютное значение. В рассматриваемом примере наибольшее значение T= 0,74 МПа.

Таким образом, расчету подлежит второе колено.

В дальнейшем T'*Fп, где Fп - площадь поршня, будет обозначаться Т'F, иначе говоря, Т'F, Н есть тангенциальное усилие наибольшего подходящего к колену вала крутящего момента.

Момент, подходящий к расчетному колену, следовало бы учитывать без сил инерции; однако в этом нет необходимости, так как в большинстве случаев предложенная методика несколько ужесточает расчет.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

Диаметр цилиндра: D = 0.12м

Ход поршня: S = 0.13 м

Среднее индикаторное давление: Pi = 1.754 МПа

Среднее эффективное давление: Pe = 1.298 МПа

Максимальное давление цикла: Pz = 11.59 МПа

Касательная сила, действующая на вторую коренную шейку коленчатого вала: T = 0.74 МПа

Геометрические характеристики шеек коленчатого вала

Диаметр коренной и мотылевой шеек вала:

принимаем

Диаметр внутренних отверстий в коренной и мотылевой шейках:

Важным параметром, характеризующим подшипник, является его относительная длина:

которая у коренных подшипников лежит в пределах =0,35…0,75, а у кривошипных - в пределах от 0,55 до 1,00.

Следовательно, длина шейки вала и подшипника могут быть определены по формуле:

Длина коренной шейки:

при

принимаем

Длина мотылевой шейки:

при

принимаем

Временное сопротивление растяжению:

Rm =650 МПа

Коэффициент «а», учитывающий характер упрочнения материала вала и определяемый:

0,9 - для валов с азотированием всей поверхности либо подвергнутых другому виду упрочнения, одобренному Регистром;

0,95 - кованных в штампах или в направлении волокон;

1 - для валов, не подвергнутых упрочнению.

Принимаем а = 0,95

Для однорядных двигателей коэффициенты А и В =1

Коэффициент , принимаем по таблице 1.5.

Таблица 1.5.

Число цилиндров
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
4,8	4,8	5,08	5,37	5,67	5,95	6,24	6,53	6,87	7,1

Коэффициент

Вычислим коэффициент t для четырехтактного двигателя:

Расстояние между осями соседних цилиндров:

коэффициент к1 = 1,5

Диаметр шеек вала должны быть не меньше определяемого по формуле:

Отношение диаметра шеек к их минимальному значению:

Ширина щек коленчатого вала в первом приближении:

Расстояние между серединами коренной шейки и щеки, вычисляется по формуле:

Толщина щек коленчатого вала в первом приближении:

Абсолютное значение перекрытия:

Толщина щек коленчатого вала, рассчитывается в зависимости от значений коэффициентов и .

Промежуточные значения коэффициентов и , приведены в таблицах 1.6. и 1.7., определяются путём линейного интерполирования.

Значения коэффициентов .

Таблица 1.6.

b/dk	1.2	1.4	1.5	1.8	2.0	2.2
	0.92	0.95	1.0	1.0	1.15	1.27

Значения коэффициентов

Таблица 1.7.

	0	0.2	0.4	0.6	0.8	1.0	1.2
0.07	4.5	4.5	4.28	4.1	3.7	3.3	2.75
0.10	3.5	3.5	3.34	3.18	2.88	2.57	2.18
0.15	2.9	2.9	2.82	2.65	2.4	2.07	1.83
0.20	2.5	2.5	2.41	2.32	2.06	1.79	1.61
0.25	2.3	2.3	2.2	2.1	1.9	1.7	1.4
примечания: 1. - радиус галтели, мм 2. - абсолютное значение перекрытия, мм 3. - толщина щек коленчатого вала, мм

Отношение:



Значение коэффициента = 1

Отношение:

Отношение:

Значение коэффициента = 2.1

Толщина щек коленчатого вала, рассчитывается во втором приближении:

Радиус галтели:

Расстояние между серединами коренной шейки и щеки:

Минимальная ширина щеки:



Отношение расчетной и минимальной ширины щеки:

Минимальная высота щеки:

Расстояние между осями соседних цилиндров:

Определение напряженного состояния коленчатого вала

Для судовых дизелей коленчатые валы изготавливаются цельными ковкой или штамповкой из углеродистых сталей марок 35, 40, 45Г2, 50 и 50Г, из легированных сталей марок 18ХНВА, 38ХНЗМА, 40ХНМА.

С целью повышения износоустойчивости, поверхности кривошипных и рамовых шеек закаливают ТВЧ, азотируют или цементируют.

Коренная шейка

Величина максимальной газовой силы:

Момент от действия максимальной газовой силы:



Момент сопротивления:

Напряжения изгиба коренной шейки от действия максимальной газовой силы:

Касательная сила, действующая на вторую коренную шейку коленчатого вала:

Крутящий момент, действующий на вторую коренную шейку коленчатого вала:

Полярный момент сопротивления:

Напряжение кручения коренной шейки:

Суммарные напряжения в коренной шейке:

Щека коленчатого вала

Момент от действия максимальной газовой силы:

Момент сопротивления щеки:

Напряжение изгиба щеки от действия максимальной газовой силы;

Момент, действующий на щеку от тангенциальной силы:

Момент сопротивления щеки:



Напряжение изгиба щеки от действия тангенциальной силы:

Напряжение сжатия щеки от действия Pz/2:

Суммарные напряжения в щеке:

Мотылевая шейка

Момент, изгибающий мотылевую шейку:

Момент сопротивления шейки:

Напряжение изгиба мотылевой шейки:



Полярный момент сопротивления мотылевой шейки:

Момент, действующий на мотылевую шейку от тангенциальной силы:

Напряжения кручения:

Суммарные напряжения, действующие на мотылевую шейку:

При статических нагрузках за предел прочности принимают предел текучести. Для стали 40ХНМА он равен 390 - 785 МПа.

Запас прочности рассчитывают для максимальных - суммарных напряжений, действующих на мотылевую шейку:

4.2 Расчет на прочность деталей цилиндро-поршневой группы

4.2.1 Расчет поршня

Поршни судовых дизелей изготовляют из чугуна марок СЧ32, СЧ24, СЧ28 и из алюминиевых сплавов марок АЛ-1, АК-2, АК-4, литейного жаропрочного сплава АЛ-19. Алюминиевые поршни легче чугунных. Это весьма важное преимущество поршней, так как от их массы зависит значение силы инерции, действующей в кривошипно-шатунном механизме. Алюминиевые сплавы обладают высокой теплопроводностью, в связи с чем повышается теплоотдача от алюминиевых головок поршней к уплотнительным кольцам и цилиндровым втулкам. Температура таких поршней ниже чем у чугунных.

Недостатком поршней из алюминиевых сплавов является их более высокая стоимость. Кроме того, они быстро изнашиваются, а в результате значительного коэффициента линейного расширения алюминия приходится увеличивать зазор между поршнем и втулкой цилиндра, что нежелательно, так как при непрогретом двигателе поршни будут стучать.

Верхнюю часть головки поршня называют днищем, на которое действует давление газов. Форма его зависит от условий смесеобразования.

Толщину днища поршня выбирают обычно конструктивно и проверяют на прочность при испытании опытного образца. Точно рассчитать прочность днища сложно, так как необходимо учитывать его неплоскую форму, упругую заделку по контуру, тепловые напряжения.

Вследствие сильного нагревания головки при работе двигателя и ее расширения между головкой и втулкой цилиндра предусматривают значительный зазор, равный примерно 0,006*D.

Зазор между тронком и втулкой цилиндра составляет у чугунных поршней примерно 0,001*D, у поршней из алюминиевых сплавов - примерно 0,0015 - 0,0025*D.