Проектирование судового двигателя внутреннего сгорания

полуокружностью. Спроецировав полученные точки пересечения на основание АВ, получим различные положения поршня с учётом влияния конечной длины шатуна, которые наносим на диаграмму движущих усилий. Для участков сжатия и выпуска величину OO’ откладывают влево от ВМТ.

Далее снимают с диаграммы движущих усилий величины Р для 150, 300, 450 и т.д.


Таблица 1

0

15

30

45

60

75

90

105

120

135

P , мм

 -1.645 -1.544 -1.262 -0.850 -0.373 0.092 0.492 0.792 0.987 1.092

0 0.321 0.608 0.832 0.975 1.029 1 0.902 0.755 0.58

0 -0.496 -0.767 -0.707 -0.364 0.095 0.492 0.714 0.745 0.633

150

165

180

195

210

225

240

255

270

285

P , мм

 1.092 1.144 -1.140 1.148 -1.154 -1.149 -1.103 -1.043 -0.938 -0.831

0.580 0.196 0 0.196 0.391 0.58 0.755 0.902 1 1.029

0.633 0.224 0 -0.225 -0.451 -0.666 -0.832 -0.941 -0.938 -0.856

300

315

330

345

360

375

390

405

420

435

P , мм

 -0.778 -0.851 -1.149 -1.709 -2.432 3.696 2.854 2.053 1.617 1.413

0.975 0.832 0.608 0.321 0 0.321 0.608 0.832 0.975 1.029

-0.758 -0.708 -0.698 -0.548 0 1.186 1.735 1.708 1.577 1.454

450

465

480

495

510

525

540

555

570

585

P , мм

 1.345 1.338 1.344 1.345 1.336 1.324 -1.145 -1.144 -1.134 -1.092

1 0.902 0.755 0.580 0.391 0.196 0 0.196 0.391 0.580

1.345 1.207 1.015 0.780 0.780 0.259 0 -0.224 -0.443 -0.633

600

615

630

645

660

675

690

705

720

P , мм

 -0.987 -0.803 -0.493 -0.094 0.372 0.845 1.251 1.543 1.644

0.755 0.902 1 1.029 0.975 0.832 0.608 0.321 0

-0.745 -0.724 -0.493 -0.097 0.363 0.705 0.761 0.495 0

Далее откладывается значение Pk по Ох.

Определяем ординату наивысшей тчк. горения, у меня она (т.к. Pk=0.767МПа).

Соединив концы отмеченных ординат плавной кривой, получим диаграмму удельных касательных усилий. Знак удельной силы Рк считается положительным, если направление Рк совпадает с направлением движения поршня, и отрицательным, если Рк направлена в сторону, противоположную его перемещению. При положительном значении Рк силы, действующие в механизме, будут являться движущими, а при отрицательном - силами сопротивления.

Площадь диаграммы удельных касательных усилий есть величина, пропорциональная работе касательной силы за один цикл. Силы инерции изменяют только форму диаграммы, а площадь её остаётся неизменной, так как работа этих сил за полный цикл равна нулю.


3.3 Суммарная диаграмма касательных усилий


Изменение касательного усилия всего двигателя представляется суммарной диаграммой касательных усилий, которая для всех цилиндров может быть построена путём суммирования ординат кривых касательных усилий от всех цилиндров, сдвинутых по отношению друг к другу на угол a0 - угол поворота радиуса мотыля между двумя последовательными вспышками.

Угол a0 из условия равномерности вращения коленчатого вала принимается для четырёхтактных двигателей равным 7200/i

Для построения суммарной диаграммы основание диаграммы касательных усилий делят на участки, соответствующие углу оборота мотыля между двумя последовательными вспышками.

Далее каждый участок делят на одинаковое число равных отрезков и нумеруют их.

Ординаты кривой, соответствующие одним и тем же номерам точек, графически суммируют, в результате чего находят ординаты суммарной кривой касательных усилий.

Соединив концы ординат, получим кривую одного участка. На остальных участках кривая будет повторяться.

На суммарную диаграмму касательных усилий наносят линию сопротивления приводимого в действие гребного винта.

Постоянная удельная сила сопротивления tc находится из уравнения:

,

Таблица 2

№ точки

0

1

2

3

4

5

6

7

8

Угол поворота мотыля [°]

 0 15 30 45 60 75 90 105 120

120 135 150 165 180 195 210 225 240

240 255 270 285 300 315 330 345 360

360 375 390 405 420 435 450 465 480

480 495 510 525 540 555 570 585 600

600 615 630 645 660 675 690 705 720

№ точки

0

1

2

3

4

5

6

7

8

Значение

Pk [МПа]

 0 -0.493 -0.767 -0.707 -0.364 0.095 0.492 0.714 0.745

0.745 0.633 0.445 0.224 0 -0.225 -0.451 -0.666 -0.832

-0.832 -0.941 -0.938 -0.856 -0.758 -0.708 -0.698 -0.548 0

0 1.186 1.735 1.708 1.577 1.454 1.345 1.207 1.015

1.015 0.780 0.522 0.259 0 -0.224 -0.443 -0.633 -0.745

-0.745 -0.724 -0.493 -0.097 0.363 0.705 0.761 0.495 0
∑ 0.183 0.441 0.504 0.531 1.16 1.097 1.006 0.57 0.183

3.4 Определение махового момента и главных размеров маховика


Из диаграммы касательных усилий видно, что в каждый момент прохождения цикла суммарное значение касательного усилия будет изменяться как по величине, так и по направлению. Следовательно и вызванный этим усилием крутящий момент так же не останется постоянным. Это означает, что коленчатый вал вращается неравномерно.

Неравномерности вращения характеризуются степенью неравномерности:


,


Где wmax - максимальная угловая скорость за цикл, 1/с;

wmin - минимальная угловая скорость за цикл, 1/с;

wср - средняя угловая скорость, равная:

Рекомендуемые значения d при номинальном режиме работы двигателей лежат в следующих пределах:

ч - для ДВС работающих на гребной винт.

Вес и размеры моховика можно определить из выражения мохового момента двигателя:



Где G - вес маховика, кг;

Dм - диаметр окружности, проходящий через центр тяжести моховика;

Jм - момент инерции вращения моховика.



Где J - момент инерции массы всех вращающихся частей шатунно-мотылевого механизма, приведённый к шейке мотыля;

JДВ - момент инерции массы движущихся частей двигателя.

Значение J может быть определено из выражения:



Где Vs - объём, описываемый поршнем за один ход и равный Vs=0.056.

Fд max, Fд min - наибольшее и наименьшее действительное значение алгебраической суммы отрицательных и положительных площадок суммарной диаграммы касательных усилий.

Момент инерции массы движущихся частей двигателя оценивается следующим образом:



Где - масса поступательно движущих частей всех цилиндров, кг;

R - радиус мотыля.

Диаметр Dм определяется из уравнения:



Диаметр должен быть выбран из расчёта, чтобы окружная скорость



на внешней окружности обода чугунного моховика не превышала 25...30 м/с, а стального - 40...45 м/с.

Вес маховика, приведённый к средней окружности обода:



Вес обода:



Полный вес моховика:


4. Расчёт прочностных деталей двигателя


4.1 Детали поршневой группы


Расчёт поршня.


Рис. 1 - Конструктивные размеры поршня


1. Диаметр головки поршня:

D1=D-(0,0008...0,008)ЧD=0.390-0,008Ч0.390=0.3869 м.

2. Диаметр юбки поршня:

D2=D-(0,0008...0,008)ЧD=0.3869 м.

3. Толщина днища:

d=(0,12...0,18)ЧD=0.060 м.

4. Расстояние от первого кольца до кромок днища:

C=(0,15...0,3)ЧD=0.080 м.

5. Толщина цилиндрической стенки головки:

S1=(0,03...0,1)ЧD=0.020м.

6. Толщина направляющей части юбки:

S2=(0,02...0,05)ЧD=0.010м.

7. Длина направляющей части юбки:

Lн=(1.3…1.4)ЧS=0.611м.

8. Расстояние от нижней кромки юбки до оси поршневого кольца:

Lп=(0.6…0.9)D=0.351м.

9. Полная длина поршня тихоходных ДВС тронкового типа:

L=(1.05…1.3)S=0.500м.

10. Необходимая длина направляющей части поршня:

Где: Nmax=0.1ЧPz – при l=1/4

k=400Ч103 Н/м2 – допускаемое удельное давление на 1м2 площади проекции боковой поверхности поршня

Мн – сила, действующая на поршень в конце сгорания топлива.

11. Расчёт поршня на изгиб:



Где: d=(0.08…0.15)ЧD=0.039м – толщина днища для стальных охлаждаемых поршней;

[sиз]Ј150Ч106 Н/м2 – допускаемое напряжение на изгиб для стальных поршней;

– условие прочности выполняется.

Расчёт поршневого пальца.

1. Диаметр пальца:

d=(0,35...0,45)ЧD=0.156м.

2. Длина вкладыша головного подшипника:

l=(0,45...0,47)ЧD=0.180м.

3. Внутренний диаметр кольца:

d0=(0,4...0,5)Чd=0.078м.

4. Длина пальца:

lп=(0,82...0,85)ЧD=0.325м.

5. Расстояние между серединами опор пальца:

l1=l+(lп-l)/2=0.180+(0.325-0.180)/2=0.2525м.

6. Длина опорной части бабышки:

a=(lп-l)/2=0.0725м.

7. Напряжение изгиба, возникающее в момент действия силы:

8. Напряжение среза:

9. Условие прочности выполняется, т.к. выполняются условия:

sизЈ[s]из ; sсрЈ[s]ср :

sиз=31 МПа < [s]из=(150...180) МПа;

sср=22.28 МПа < [s]ср=50 МПа.

10. Для определения степени овализации пальца, определим по методу Кинасошвили увеличение наружного диаметра в горизонтальной плоскости:



Где: Е=2,1Ч1011Па – модуль Юнга стали.

Условие <0,07 выполняется.

11. Удельное давление в подшипнике скольжения

,


Где: =(20…25)Ч106Па – допускаемое давление на вкладыш, изготовленный из бронзы.

Условие прочности выполнено.

12.Удельное давление на гнездо бобышки



Где: =(25…45)Ч106Па – допускаемое давление на бобышку, изготовленный из чугуна.

.

Условие прочности выполняется.


4.2 Расчёт коленчатого вала


Рис. 2 - Конструктивные размеры коленчатого вала

1. Валы изготовляют из углеродистых сталей 35 и 45, легированных сталей марок 30Х, 45Х, 18ХН, 20ХН3А, 30ХМА, а также из модифицированного чугуна марки СЧ 38-60. Механические характеристики марок сталей, применяемых для изготовления коленчатых валов

Материал коленчатого вала – сталь 18ХН

sр=60ё65кг/мм2 – предел прочности при растяжении

sт=34ё35кг/мм2 – предел текучести

2. Диаметр коленчатого вала:



Где: D=390мм – диаметр цилиндра

S=470мм – ход поршня

L=3042мм – расстояние между центрами рамовых подшипников

А=51.7

В=82

С=1.19

- безразмерный коэффициент.

3. Диаметр шатунный (dш) и рамовой (dр) шейки:

dш=250мм; dр=240мм – принимаем, в соответствии с двигателем прототипом.

4. Толщина щеки:

tі0,56Чdш=0.15м.

5. Ширина щеки:

hі1,33Чdш=0.34м.

6. Длина шатунной шейки:

lш=(0,65...1)Чdш=0.7Ч0.25=0.175м.

7. Длина рамовой шейки:

lр=(0,85...1)Чdр=0.9 Ч0.24=0.216м.

8. Расстояние между осями коренной и шатунной шеек R, между средним слоем щеки и серединой рамового подшипника а2, между серединами рамовых шеек а1:

R=0.235м; а2=0.180м; а1=0.640м – принимаем в соответствии с прототипом.

9. Радиусы закруглений:

- у мотылевой шейки: r1і0,07dш=20мм

- у рамовой шейки: r2і0,5dр=120мм

- у фланца: r3і0,125dр=30мм

10. Размеры вала проверяют для двух опасных положений:

- в ВМТ, когда на мотыль действуют наибольшая радиальная сила и касательная сила, передаваемая от цилиндров, расположенных впереди;

- при повороте мотыля на угол, соответствующий максимальному касательному усилию (угол a2).

11. Значение углов (абсцисс), ординаты которых подлежат суммированию в первом опасном положении, соответствуют: 0, 0+a0, 0+a01,.... (число углов равно числу цилиндров i). a0 - угол между двумя последующими вспышками равен:

a0=720/i=720/6=120°

12. Значения углов, ординаты которых подлежат суммированию в первом опасном положении: 0°, 120°, 240°, 360°, 480°, 600°.

Значения углов, ординаты которых подлежат суммированию во втором опасном положении: 19°, 159°, 259°, 379°, 499°, 619°.

13. Определение наиболее нагруженного мотыля в 1 опасном положении (заполнение таблицы производят в порядке последовательности вспышек):

Значения Рр и Рк при разных углах поворота мотыля для 1 опасного положения:



Угол b можно найти из уравнения:


Таблица 3

№

мотыля

Pp и

Pk [Мн/]

 Угол поворота мотыля, град.

порядок

вспышек


0

720

 120 240 360 480 600
1. Pk 0 0.745 -0.832 0 1.015 -0.724 1.

Pp -1.645 -0.683 0.763 2.432 -0.93 0.683
2. Pk -0.832 0 1.015 -0.724 0 0.745 5.

∑ Pk -0.832 0.745 0.183 -0.724 1.015 0.021

Pp
2.432




3. Pk 1.015 -0.724 0 0.745 -0.832 0 3.

∑ Pk 0.183 0.021 0.183 0.021 0.183 0.021

Pp




2.432
4. Pk 0.745 -0.832 0 1.015 -0.724 0 6.

∑ Pk 0.928 -0.811 0.183 1.036 -0.541 0.021

Pp

2.432



5. Pk -0.724 0 0.745 -0.832 0 1.015 2.

∑ Pk 0.204 -0.811 0.928 0.204 -0.541 1.036

Pp



2.432

6. Pk 0 1.015 -0.724 0 0.745 -0.832 4.

∑ Pk 0.204 0.204 0.204 0.204 0.204 0.204

Pp 2.432






Произведя суммирование Рк цилиндров, расположенных впереди, т.е. значений Рк, вписанных в таблицу выше строки данного мотыля, находят мотыль, передающий наибольшее касательное усилие. Из таблицы видно, что при максимальном значении Рр=2.432 МН/м2 наибольшее касательное усилие от других цилиндров, равное SРк=1.015МН/м2, передаёт мотыль четвёртого цилиндра. Таким образом, в первом опасном положении следует рассчитывать мотыль четвёртого цилиндра, как передающий наибольшее касательное усилие от цилиндров, расположенных впереди.

14. Определения наиболее нагруженного мотыля во втором опасном сечении: суммируем ординаты кривой касательных усилий для угла поворота a1 с учётом последовательности вспышек. Вносимое значение Рр может быть определено как:


.


Из полученной таблицы находят наиболее неблагоприятное сечение радиальной и касательной сил.


Таблица 4

№

мотыля

Pp и

Pk [Мн/]

 Угол поворота мотыля, град. порядок вспышек


21.6 141.6 261.6 381.6 501.6 621.6
1. Pk -0.648 0.557 -0.950 1.726 0.670 -0.648 1.

Pp -1.278 -0.986 -0.398 3.405 -1.186 -0.271
2. Pk -0.950 1.726 0.670 -0.648 -0.648 0.557 5.

∑ Pk -1.598 2.283 -0.280 1.078 0.022 -0.091

Pp
3.405




3. Pk 0.670 -0.648 -0.648 0.557 -0.950 1.726 3.

∑ Pk -0.928 1.635 -0.928 1.635 -0.928 1.635

Pp




3.405
4. Pk 0.557 -0.950 1.726 0.670 -0.648 -0.648 6.

∑ Pk -0.371 0.685 0.798 2.305 -1.576 0.987

Pp

3.405



5. Pk -0.648 -0.648 0.557 -0.950 1.726 0.670 2.

∑ Pk -1.019 0.037 1.355 1.355 0.150 1.657

Pp



3.405

6. Pk 1.726 0.670 -0.648 -0.643 0.557 -0.950 4.

∑ Pk 0.707 0.707 0.707 0.707 0.707 0.707

Pp 3.405






Первое опасное положение.

Расчёт шатунной шейки.


Рис. 3 - Расчет шатунной шейки


15. Сила давления в конце горения:

16. Момент, изгибающий шатунную шейку:

17. Напряжение изгиба:

где Wиз - осевой момент сопротивления [м3] для сплошной шейки равен W=0,1d3.

18. Наибольшее касательное усилие от расположенных (выше) впереди цилиндров:

19. Момент, скручивающий мотылёвую шейку:

Мкр=РкЧR=155.6Ч0,125=19450 Нм

20. Напряжение кручения:

21. Эквивалентное напряжение в шейке:

22. Условие прочности выполняется, т.к.:

s =66.47МПа <[s]=120МПа.

Расчёт рамовой шейки.


Рис. 4 - Расчет рамовой шейки


23. Изгибающий момент:

24. Напряжение изгиба:

25. Напряжение кручения:

26. Эквивалентные напряжения:

27. Условие прочности выполняется:

s =32.24 МН/м2 < [s]=120 МН/м2.

Расчёт щеки.


Рис. 5 - Расчет щеки


28. Изгибающий момент:

29. Момент сопротивления на широкой стороне щеки:

м3

30. Напряжение изгиба:

,

31. Момент сопротивления на узкой стороне щеки:

м3

32. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

33. Напряжение сжатия от силы Pz/2:

34. Суммарное напряжение:

s =sиз.щ.+sиз.уз.+sсж.=17.7+30+6.2=53.9МПа

35. Условие прочности выполняется:

s =53.9 МН/м2 < [s]=120 МН/м2.

Второе опасное положение.

Расчёт шатунной шейки.

36. Наибольшее касательное усилие одного цилиндра:

37. Наибольшее радиальное усилие одного цилиндра:

38. Изгибающий момент от наибольшего касательного усилия:

39. Изгибающий момент от наибольшего радиального усилия:

40. Напряжение изгиба от действия Миз.к.:

41. Напряжение изгиба от действия Миз.r.:

42. Равнодействующее напряжение изгиба:

43. Суммарное касательное усилие, передаваемое шейкой рамового подшипника:

44. Касательное усилие от впереди расположенных цилиндров:

Ркп=Рk.max-Pk=0.2726-0.2=0.0726 МН

45. Крутящий момент от касательной силы Ркп:

Мкр.п=РкпЧR=72600Ч0.125=9 кН·м

46. Крутящий момент от касательной силы одного цилиндра:

Нм

47. Напряжение кручения от моментов Мкр1 и Мкр.п:

48. Суммарное напряжение кручения:

sкр=sкр1+sкр.п=6.88 МН/м2

49. Эквивалентное напряжение в шатунной шейке:

50. Условие прочности выполняется:

s =47.8 МН/м2 < [s]=120 МН/м2

Расчёт щеки.

51. Изгибающий момент на широкой стороне щеки:

Нм

52. Напряжение изгиба на широкой стороне щеки:

53. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

54. Напряжение сжатия силой Рr /2:

55. Суммарное напряжение:

s =sиз.щ+sиз.уз+sсж=29,14+36,098+48,24=113,478Н/м2

56. Момент, скручивающей щеки:

57. Момент сопротивления кручению на середине широкой стороны щеки:

58. Касательное напряжение на середине широкой стороны щеки:

59. Напряжение кручения на середине узкой стороны щеки:

60. Равнодействующее напряжение на середине широкой стороны щеки:

61. Равнодействующее напряжение на середине узкой стороны щеки:

Расчёт рамовой шейки.

62. Изгибающий момент силы Рк:

Нм

63. Изгибающий момент силы Pr :

Нм

64. Равнодействующий изгибающий момент:

Нм

65. Напряжение изгиба:

66. Момент, скручивающий рамовую шейку:

Мкр=РкЧR=200000Ч0.235=47000 Нм

67. Напряжение кручения: