Проектирование судового дизеля

Главная > Реферат >Промышленность, производство

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

где – число болтов;

– расстояние от центра вала до оси болтов;

– допускаемое напряжение на срез болтов, кгс/см 2 ;

– максимальный скручивающий момент:

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

Принимаю: см; ; см; кгс/см 2 .

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 :

где см 2 – 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:

где W – момент сопротивления плоского донышка:

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

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:

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

Динамический расчёт дизеля

Производим построение кривой сил инерции поступательно движущихся масс.

Сила инерции поступательно движущихся масс, отнесённая к 1 см 2 площади поршня, равна:

где – масса поступательно движущихся частей, отнесённая к 1 см 2 площади поршня;

– средняя угловая скорость вращения вала;

– отношение радиуса мотыля к длине шатуна;

– угол поворота коленчатого вала, отсчитываемый от положения мотыля в верхней мёртвой точке в сторону вращения вала.

Масса поступательно движущихся частей:

где см/сек 2 – ускорение свободного падения;

кг/см 2 – для алюминиевых поршней.

Средняя угловая скорость вращения вала:

Радиус мотыля определяется по формуле:

Для построения кривой силы инерции поступательно движущихся масс в одном цилиндре, отнесённой к 1 см 2 площади поршня, принимаем те же масштабы по оси абсцисс, что и для индикаторной диаграммы. Длина прямой АВ равна ходу поршня, я в масштабе оси абсцисс – длине индикаторной диаграммы. Из точки А в масштабе оси ординат (1 кгс/см 2 = 4 мм) откладываем вверх величину АС.

Из точки В вниз откладываем величину BD.

Полученные точки C и D соединяем прямой линией. Из точки пересечения линии CD с осью абсцисс откладываем по вертикали вниз отрезок EF.

Точку F соединяем прямыми с точками С и D. Между прямыми CF и FD строим параболу. С достаточной точностью можно принять построенную параболу как кривую силы инерции поступательно движущихся масс в зависимости от положения поршня. Отрезки AC и BD выражают значение этой силы в масштабе ординат кривой при крайнем верхнем и крайнем нижнем положениях поршня.

Для графического суммирования всех сил, отнесённых к 1 см 2 площади поршня, индикаторную диаграмму развёртываем по ходам поршня и на неё в том же масштабе наносим кривую сил инерции поступательно движущихся масс. За ось абсцисс при этом принимается атмосферная линия диаграммы. По оси ординат откладываем только избыточные давления на поршень. Ввиду небольшой величины веса поступательно движущихся частей, отнесённого к 1 см 2 площади поршня, её можно не учитывать. Ординаты кривой сил инерции откладываем по оси абсцисс развёрнутой индикаторной диаграммы вверх, если силы инерции направлены от поршня к крышке цилиндра, и вниз, если они направлены от крышки цилиндра к поршню. При таком построении равнодействующая всех сил, отнесённая к 1 см 2 площади поршня, при любом его положении будет равна величине отрезка между линией давления газа и кривой силы инерции.

Равнодействующую силу Р на поршень раскладываем на силу , направленную нормально к стенке цилиндра, и на силу направленную по оси шатуна:

Сила может быть перенесена по линии действия в центр мотылевой шейки и разложена на касательную силу , перпендикулярную радиусу мотыля, и на радиальную силу , направленную по мотылю:

Касательная и радиальная силы периодически изменяются по величине и направлению в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Период изменения этих сил, так же как и у крутящего момента, в четырёхтактных двигателях равен двум оборотам вала.

Изменение касательной силы выражаем графически: по оси ординат откладываем значение касательной силы, а по оси абсцисс – угол поворота мотыля.

Такой график для одного цилиндра называется диаграммой касательных сил одного цилиндра двигателя. Значение силы P берём из диаграммы сил, действующих на поршень, в зависимости от угла поворота мотыля.

Для определения положения поршня при различных углах поворота мотыля применяем диаграмму Брикса. На правом участке диаграммы сил между крайними положениями поршня проводим полуокружность радиусом в масштабе диаграммы. Для учета косвенного влияния длины шатуна откладываем от центра данной полуокружности О по направлению движения поршня поправку в масштабе диаграммы , где l – длина шатуна. Радиус мотыля в масштабе диаграммы: мм.

Из точки проводим лучи до пересечения с полуокружностью. Угол между двумя смежными лучами принимаем 15˚. Проекции на ось абсцисс точек пересечения указанных лучей с полуокружностью определяют положения поршня при повороте мотыля на соответствующие углы в 15˚.

Полученными результатами построения воспользуемся и для других участков диаграммы, но при этом на участках наполнения и расширения поправка откладывается от центра О в другую сторону. Таким образом, пользуясь формулой:

по диаграмме сил можно определить значения касательной силы при различных углах поворота мотыля. Значения тригонометрических функций взяты из таблиц, приведённых в литературе.

Модернизация двигателя мощностью 440 квт с целью повышения их технико-экономических показателей

реферат: Транспорт

1.4. Расчёт на прочность основных деталей модернизируемого йййй дизеля

1.4.1. Расчёт на прочность коленчатого вала

Коленчатый вал – одна из наиболее ответственных деталей двигателя. Сложность конструкции и изготовления обуславливает высокую его стоимость. Коленчатый вал подвергается значительным изгибающим и скручивающим усилиям переменного значения, поэтому для его изготовления применяют наиболее качественный металл. Оценку металла производят по показателям динамической прочности: ударной вязкости, предела усталости и относительного удлинения.

Коленчатые валы малых размеров быстроходных дизелей и валы с высокими удельными давлениями на шейки изготовляют из легированных сталей. Присадка хрома повышает твёрдость стали, предел прочности и износоустойчивость, но способствует образованию волосовин и трещин. Присадка никеля и молибдена измельчает структуру стали, вследствие чего повышается её вязкость и удлинение. Применение современных методов закалки позволяет повысить твёрдость шеек коленчатого вала и тем самым увеличить моторесурс двигателя.

Конструкция коленчатого вала и способ его изготовления обуславливаются значением радиуса мотыля и числом колен, т.е. числом цилиндров двигателя. Каждое колено состоит из мотылевой шейки, двух щёк и двух рамовых шеек. Коленчатые валы быстроходных двигателей малой и средней мощности изготовляют цельноковаными или цельноштампованными. Валы двигателей средней и большой мощности выполняют составными из двух и более частей, соединённых фланцами, при большом диаметре шейки валы изготовляют с составными мотылями. В последнем случае шейки и щёки вала отковывают отдельно и соединяют в одно целое при помощи горячей прессовой посадки.

Предварительно принимаем основные размеры коленчатого вала:

внешний 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:

см,

где D – диаметр цилиндра в сантиметрах;

S – ход поршня в сантиметрах;

t – амплитуда удельных тангенциальных сил одного цилиндра:

кгс/см 2 МПа;

– 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/см 2 МПа,

где – предел усталости материала вала при кручении:

кгс/см 2 МПа,

где кгс/см 2 МПа – 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/см 2 МПа.

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 см 2 проекции мотылевой шейки, по данным практики, должно быть не более:

кгс/см 2 МПа МПа,

где кгс кН.

Наибольшее удельное давление на 1 см 2 проекции рамовой шейки должно быть не более:

кгс/см 2 МПа МПа.

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 величины. 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 8 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. 1.5.

Максимальное значение радиальной силы определятся как отрезок прямой линии, заключённый между кривой давления газа и кривой сил инерции при 360 8 . 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 8 через каждые 120 8 . Результаты сведены в табл. 1.6.