Конструкционный расчёт основных деталей судового дизеля

4.1 Определение размеров маховика

Расчет ведется в предположении, что коленчатый вал является абсолютно жестким телом, а приведенный момент инерции движущихся масс – постоянный. Среднее значение крутящего момента двигателя принимается постоянным и равным моменту сопротивления вращению, создаваемому гребным винтом.

По данным динамического расчета на миллиметровой бумаге формата А4 в координатах Т_tgφ (крутящий момент – угол поворота вала) строится кривая изменения крутящего момента первой коренной шейки коленчатый вала. При этом достаточно построить один период изменения крутящего момента, определяемый углом поворота вала, град. ПКВ.:

Φ_т= 720/i = (720/6) = 1200

Крутящий момент на первой коренной шейке, кН∙м:

T_tg = (T₁^k ∙ π ∙ d² ∙ R ∙ 10^-6) / 4,

где: T₁^k – набегающее касательное давление на первую коренную шейку вала, кПа;

d – в см, R – в см.

Таблица 10 - Результаты крутящего момента на первой коренной шейке вала

Угол ПКВ	Ttq, кН∙м
	3,3718
	24,7195
	25,5188
	20,1417
	11,2493
	4,3794
	-1,5272
	-4,3351
	3,3721

На диаграмме T_tg = f(φ) проводится линия среднего крутящего момента двигателя, кН∙м:

T_tgm = (P_iJ ∙ i) / w = (90∙6) / 52,3599 = 10,2317 кН∙м,

где P_iJ- в кВт; w- в рад/с.

Значение P_i1 принимается по результатам «Динамики».

Момент инерции маховика, кг∙м²,

J_m = ((10³ ∙ T_tgm ∙ π ∙ φ⁰ ∙ F₁) / (δ ∙ w² ∙ 180 ∙ F₀)) - J_д ,

где: φ₀ - угол, на который поворачивается вал при совершении избыточной работы, град. п.к.в. φ₀ = 59,91⁰;

δ_вр – степень неравномерности вращения вала. δ_вр = 0,02 ÷ 0,05.

Принимаю δ_вр = 0,04;

F₀ – площадь, характеризующая работу крутящего момента при повороте вала на угол φ₀. F₀ = 6,1293 см²;

F₁ – площадь, характеризующая избыточную работу при том же повороте вала. F₁ = 6,3203 см²;

J_д – приведенный момент инерции кривошипно-шатунного механизма дизеля, кг∙м²:

J_д (i∙(12,25∙10^-7∙R³∙d) ∙ (K_т∙d + H∙d_ш.ш)) / (1,4∙d + R),

где: R, d –в см;

H – расстояние между осями цилиндров;

d_ш.ш – диаметр шатунной шейки вала;

d_ш.ш = (0,6 ÷ 0,85)∙d = 0,6∙23 = 13,8 см.

K_т – коэффициент, учитывающий длину шатуна:

K_т=0,25∙L_ш - 0,6∙d

где: L_ш – в см;

K_т = 0,25∙64 - 0,6∙23 = 29,8 см.

;

.

Размеры маховика определяются по требуемому значению J_м в предположении, что масса маховика сосредоточена главным образом в ободе шириной b с внешним диаметром D_м и внутренним d_м.

Внешний диаметр выбирается по условию:

D_м = (2…3)∙S = 2,8∙32 = 89,6 см

При этом окружная скорость, м/с:

V_м = (π ∙ D_м ∙ n)/60 = (3,14 ∙ 89,6 ∙ 500)/60 = 23,4572 м/с.

Такой скорости удовлетворяет маховик, выполненный из чугуна марки СЧ21-40.

Ширина обода:

(70)

где ρ – плотность материала маховика, кг/м³. ρ = 7200 кг/м³.

4.2 Расчет на прочность коленчатого вала

4.2.1 Выбор материала

Выбираю материал для коленчатого вала (по ГОСТ 1050-60): качественная углеродистая сталь марки - 45, с пределом прочности 61 кг/мм.

4.2.2 Определение основных размеров вала

Диаметр шатунной шейки: d_шш = (0,6…0,85)∙d = 0,65∙23 = 14,95 см;

Диаметр коренной шейки: d_кш = (0,6…1)∙d = 0,83∙23 =19 см;

Толщина щеки вала: h = (0,16…0,35)∙d = 0,35∙23 = 8,05 см;

Ширина щеки: b = (0,9…1,5)∙d = 0,9∙23 = 20,7 см;

Длины коренной и шатунной шеек: l_к = l_ш = (H - 2∙h) / 2 =(34,5 - 2∙8,05)/2=7,25 см;

Радиусы галтелей коренной и шатунной шеек: r = (0,055…0,07)∙d_ш;

r_к = 0,06∙d_кш = 0,06∙19 = 1,14 см;

r_ш = 0,06∙d_шш = 0,06∙30 = 0,84 см.

4.2.3 Проверка размеров коленчатого вала по формулам Речного Регистра

Диаметр шеек вала должен быть не менее определяемого по формуле:

;

(71)

где d - диаметр цилиндра см , S - ход поршня см,

H - расстояние между серединами шеек, см;

pz - максимальное давление сгорания, кг/см. pz = 120,70 кг/ см2;

t - среднее индикаторное давление, кг/см. t = 8,5 + 0,75∙Pmi

t = 8,5 + 0,75∙1,639= 9,9792 кг/см2.

(72)

где: s_в - предел прочности материала, равный 61 кг/мм;

φ - коэффициент.

Для четырехтактного, шестицилиндрового дизеля φ = 5,95.

см.

Данное условие выполняется.

Толщина щеки вала должна быть не менее:

;

где: d - диаметр цилиндра, см;

p_z - максимальное давление сгорания, кг/см;

b - ширина щеки;

см, расстояние от середины рамового подшипника до середины плоскости щеки;

φ₁ = 2,9 φ₂ = 0,92;

при r = 0,84 см - радиус галтели;

E = 0,2 - абсолютная величина перекрытия;

K₁ = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние материала вала;

см.

Условие для толщины шейки вала выполнено.

4.3 Расчет на прочность поршня

Принимаю материал поршня: чугунный сплав марки 4НХМД.

4.3.1 Конструирование размеров и формы поршней

Расстояние от верхней кромки поршня до канавки первого поршневого кольца l рассчитывается по соотношениям.

для тяжелого судового дизеля:

l = (1...3)δ, мм

l = 1.5∙34.5 = 51 мм

где δ – толщина днища поршня, мм.

Толщина днища поршня δ зависит от его материала, особенностей конструкции, способа охлаждения, наличия или отсутствия ребер с внутренней стороны днища.

Для неохлаждаемого чугунного и алюминиевого поршня:

δ = (0,08…0,2)d, мм

δ = 0.15∙230 = 34.5 мм

где d – диаметр цилиндра, мм.

Высота (длина) головки поршня Н_г определяется в основном исходя из указанного выше расстояния l, количества и высоты поршневых колец:

Н_г = (0,35…0,55)d, мм

Н_г = 0.5∙230 = 115 мм

Общая высота (длина) поршня Н зависит от типа двигателя, тактности, степени быстроходности. У высокооборотных дизелей она снижается:

Н = (1,0…1,7)d, мм

Н = 1.6∙230 = 368 мм

Ось поршневого пальца располагают между серединой тронковой части поршня и его центром тяжести. Расстояние между осью пальца и нижней кромкой поршня можно определить по соотношению:

Н_п = (0,30…0,75)d, мм

Н_п = 0.45∙230 = 103.5 мм

Толщина стенки тронковой части поршня S₁ равняется:

S₁ = (0,3...0,5)S, мм

S₁ = 0.4∙14.95 = 5.98 мм

Где S - толщина цилиндрической части головки поршня, мм:

S = (0,05...0,08)d, мм

S = 0.065∙230 = 14.95 мм

Ширина канавки уплотнительного кольца а равняется:

а = (0,5…1,0)b, мм

а = 0.75∙8.05 = 6.04 мм

где b – радиальная толщина кольца, мм

b = (0,04…0,03)d, мм

b = 0.035∙230 = 8.05 мм

Ширина перемычки между канавками а₁ определяется по соотношению:

d₁ = (1…1,3)a, мм

d₁ = 1.1∙6.04 = 15.75 мм

4.3.2 Расчёт на прочность поршня

В процессе работы поршень находится под воздействием сил давления газов и высокой температуры. В результате в нем возникают механические и тепловые напряжения.

Механические напряжения в днище поршня достигают максимального значения при наибольшем давлении сгорания Р_z. Методов точного расчета напряжений пока не имеется в виду сложности и быстротечности протекающих процессов. Поэтому расчет проводится по приближенным расчетным соотношениям. При этом днище поршня, не имеющего внутренних ребер, рассматривается как пластина постоянной толщины, заделанная по контуру и нагруженная равномерно.

Наибольшие напряжения по контуру заделки в радиальном направлении σ_х определяют по уравнению:

(73)

где: ξ – коэффициент, учитывающий упругость заделки. При жесткой заделке он принимается равным единице;

r – расстояние от центра пластины до места защемления, мм;

δ – толщина донышка поршня, мм;

Р_z - максимальное давление сгорания, МПа.

МПа.

Нормальные напряжения в тангенциальном направлении σ_у определяют по уравнению:

(74)

где μ – коэффициент Пуассона для чугунных сплавов 0,3.

МПа.

Так как σ_х больше σ_у , то дальнейший расчет прочности донышка поршня ведется по значению σ_х.

σ_х и σ_у в центре днища меньше, чем по контуру по величине и равны между собой.

Их величину определяют по уравнению:

, МПа

(75)

МПа.

Температурные напряжения в днище поршня возникают от осевого и радиального перепада температур.

Тепловая нагрузка при этом определяется количеством теплоты Q, отведенной в охлаждающую жидкость:

, кДж/ч,

где v - доля общего количества тепла, отведенного через днище;

(v = 0,04…0,08 при охлаждении маслом, v = 0,1…0,15 при охлаждении

поршня водой);

Р_е – цилиндровая мощность, кВт;

b_e– удельный эффективный расход топлива, кг/кВт·ч;

Q_н – низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг.

кДж/ч

Удельная тепловая нагрузка при этом определится как:

, кДж/м2·ч;

(76)

где F_m – площадь донышка поршня, м²:

кДж/м²∙ч.

Для приближенного расчета температурных напряжений на периферии и в центе днища применяют уравнение:

, МПа;

(77)

где - коэффициент линейного расширения, 1/град.С., из чугунных сплавов 2,2·10^-5,

Е – модуль упругости, МПа, принимаемый для поршней из чугунных сплавов 7,35·10⁴,

µ – коэффициент Пуассона, равный для алюминиевого сплава 0,3;

q – удельная тепловая нагрузка, кДж/м2·ч,

λ – коэффициент теплопроводности, кДж/м·ч·град, для чугунных сплавов 189, δ – толщина днища, м.

МПа.

Далее определяются суммарные механические и тепловые напряжения, и проводится сравнение с величиной допускаемых напряжений. При этом:

, 47.05+40.9 = 115.6 МПа

Так как напряжения на периферии днища больше, чем в центре, в расчете берется значение напряжений σ_x для периферии.

Допускаемые напряжения (МПа) для днищ поршней из различных металлов равны:

Для чугунных поршней 147…196.

4.3.3 Расчет на прочность поршневого пальца

Размеры пальца определяются по соотношениям в зависимости от диаметра поршня (цилиндра).

Внешний диаметр пальца равняется:

d_n = (0.35…0.5) ∙ d, мм

d_n = 0.4 ∙ 230 = 92 мм

где d – диаметр поршня, мм.

Диаметр внутреннего отверстия пальца:

d_o = (0.4…0.7) ∙ d_n, мм

d_o = 0.5 ∙ 92 = 46 мм

Длина опорной части пальца l_o приближенно может быть приравнена длине пальца под втулкой верхней головки шатуна l_ш.

То есть согласно: l_о l_ш = 69 мм схеме рисунка расстояние между серединами опорных частей бобышек будет равно:

(78)

мм

Общая длина пальца определится как:

(79)

мм

При выполнении расчетов вначале определяется давление на опорные поверхности бобышек:

МПа

где: Р_z – максимальное давление цикла, МПа;

d_п – внешний диаметр пальца, мм;

l_o – длина опорной части пальца, мм;

d – диаметр поршня в мм.

В высокооборотных дизелях напряжения изгиба в опасном сечении определятся по уравнению:

(80)

МПа.

где: l_п - полная длина пальца, см;

l_ш – расстояние между опорами пальца, см;

d – диаметр поршня в см;

d_п - отношение внешний диаметр пальца, см;

а –внутреннего диаметра пальца d_o к внешнему диаметру d_п.

см.

(81)

Для изготовления пальца выбираем легированную сталь марки 20Х Напряжение пальца от среза определяют по уравнению:

МПа.

(82)

где f – площадь поперечного сечения пальца, см²;

Наибольшее касательное напряжение на нейтральной оси определяют по уравнению:

; МПа.

(83)

Определяем напряжения σ_о от овализации, возникающие на внутренней поверхности сечения пальца:

, МПа; МПа.

(84)

Коэффициент А учитывает влияние на деформацию жесткости пальца и определяется по уравнению:

А = [1.5 – 15∙(а-0.4)³];

А = (1.5 - 15∙(0.5-0.4)³) = 1.485

Деформация овализации рассчитывается по уравнению:

, см см

(85)

4.3.4 Расчет на прочность поршневого кольца

Поршневые кольца подразделяются на компрессионные (уплотнительные) и маслосъемные.

Первые служат для герметизации камеры сгорания, создания в камере сгорания в конце такта сжатия температуры, достаточной для самовоспламенения топлива, а также для отвода части тепла от головки поршня в охлаждающую воду.

Маслосъемные цилиндра кольца защищают камеру сгорания от попадания в нее масла с зеркала цилиндра.

Радиальная толщина кольца "внахлест" определяется по соотношению:

, мм

в = 0.035 ∙ 230 = 8.05 мм

От толщины кольца зависят напряжения, возникающие в кольце. Пределом увеличения "в" являются наибольше напряжения при надевании кольца на поршень.

Высота кольца "h" при прямоугольном сечении не влияет на величину напряжений.

Целесообразно применять относительно невысокие кольца, они обеспечивают меньшие потери на трение, скорее прирабатываются. Для мало – средне оборотистых дизелей:

h = (0.5…1)в

h = 0.9 ∙ 80.5 = 72.5 мм.

Большое влияние на величину напряжений оказывает величина зазора в замке. - зазор в свободном состоянии f:

f = (0.12…0.1)d, см

f = 0.1 ∙ 230 = 23 см.

- зазор в замке после установки в цилиндр s:

S = (0.004…0.006)d, мм

S = 0.004 ∙ 230 = 0.92 мм.

Величина перемещения концов разрезанного кольца при установке его в канавку поршня f ^/ определится как:

f ^/ = f – S

f ^/ = 23 – 0.92 =22.08 мм.

Деформация кольца при надевании его на поршень f^// определится по соотношению:

f^// = 8в - f ^/

f^// = 8 ∙ 8.05 – 22.08 = 42.32 мм.

Учитывая это, можно определить изгибающие напряжения в сечении конца, противоположного замку:

МПа

(86)

где Е – модуль упругости материала кольца, для чугуна Е = 80930 мПа.

Напряжения изгиба при надевании кольца на поршень определятся как:

МПа

(87)

У современных дизелей напряжения изгиба лежат в пределах:

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По результатам технического диагностирования дизеля 6ЧН 23/32, выяснилось, что 2,3,4 и 5 цилиндры дизеля находятся в исправном состоянии; 1-й в работоспособный, а 6-й цилиндр неисправный. Наличие отклонений в зоне 3 1 цилиндра говорит об износе или разломе уплотнительных колец, либо о неисправности клапанов (не полностью закрыты, повреждены поверхности улотнения).

Неисправность 6 цилиндра говорит о потере компрессии (поломка уплотнительных колец с образованием трещин и зазоров, либо чрезмерный износ пары трения «втулка – уплотнительные кольца»).

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Калашников С.А. Проектирование главного судового двигателя: методические указания по выполнению курсового проекта студентами очного и заочного отделения специальности 180403 - НГАВТ. Новосибирск - 2007. -54с.

2. Конск Г.А. Современные подходы к конструированию поршневых двигателей: учебное пособие / Г.А. Конск, В.А. Лашко. - М. : Моркнига, 2009.- 383с.

3. Возницкий И.В. Судовые двигатели внутреннего сгорания: учебник /И.В. Возницкий , А.С. Пунда. - М. :Моркнига Т. 2. - 2008. - 285с.