Определение параметров дизеля 6ЧНСП 18/22 в условиях эксплуатации

Содержание

Стр.

1. Задание………………………………………………………………………

2. Тепловой расчет…………………………………………………………….

3. Динамический расчет……………………………………………………...

4. Расчет коленчатого вала…………………………………………………...

5. Расчет шатуна и шатунных болтов……………………………………….

6. Расчет поршня……………………………………………………………...

7. Расчет поршневого пальца………………………………………………...

8. Заключение…………………………………………………………………

Список использованной литературы………………………………………..

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

1.Задание

Тема проекта: «Определение параметров дизеля 6ЧНСП 18/22 в условиях эксплуатации»

1.1 Параметры заданного режима работы дизеля

Общие:

- условия окружающей атмосферы:

давление, мм. рт. ст., 750; температура, ºС , 22; относительная влажность, %, 60;

- частота вращения, об/мин, 750;

- давление наддува, избыточное, кгс/см², 0.55;

- температура наддувочного воздуха, ºС, 40;

- диаметр распыливающих отверстий форсунки, d _р.о., мм, 0.35;

- число распыливающих отверстий форсунки, z _р.о., 8.

Параметры заданного режима по отдельным цилиндрам приведены в таблице 1.

                                                                                                     Таблица 1

Параметры по цилиндрам

где,  φ_оп  - угол опережения подачи топлива по форсунке, град;

p_c - отклонение максимального давления сжатия от номинального значения, %;

b_ц - доля цикловой подачи от номинального значения.

1.2 Применяемое топливо – дизельное, средний состав, цетановое число = 48.

1.3 Особые указания

Построить параллелограммы разложения сил в КШМ при  -22 и 122 углах п.к.в.

2.Тепловой расчет

Паспортные данные дизеля:

- эффективная мощность, P_e – 165 кВт;

- частота вращения,n – 750 об/мин;

- диаметр цилиндра, D – 180 мм;

- ход поршня, S – 220 мм;

- число цилиндров – 6;

- давление наддува, P_int - 0,55 кгс/см²;

- температура надувочного воздуха, t_int - 40 ºС;

- действительный угол опережения подачи топлива - (-17º);

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

- удельный эффективный расход топлива, b_e - 224 г/кВт∙ч;

- степень сжатия - 12,1;

- угол закрытия всасывающего клапана до ВМТ процесса сжатия (-135) градусов;

- угол открытия выпускного клапана после ВМТ процесса сжатия - 140 градусов;

- длина шатуна - 410 мм;

- диаметр распыливающих отверстий форсунки - 0,35 мм;

- число распыливающих отверстий форсунки - 8.

Параметры, принятые в тепловом расчете:

- коэффициенты Вибе для номинального режима: m_d=0,55; m_k=2; φ_zd=70; φ_zk=12;        k_кин=0,15;

- плотность топлива – 840 кг/м³;

- кинематическая вязкость топлива - 4∙10^-6 м²/с;

- коэффициент поверхностного натяжения топлива – 0,02740 Н/м;

- содержание элементов в топливе, в долях единицы: C=0,870; H=0,126; O=0,004; S= 0,000;

- температура остаточных газов – 800 К;

- средняя температура поверхности камеры сгорания – 454,8 К;

- подогрев воздушного заряда от стенок цилиндра – 8,0 К.

Результаты теплового расчета сведены в таблицы 2 и 3, где представлены давления и скорости выделения теплоты при сгорании впрыснутого в цилиндр топлива в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Последние только для одного цилиндра, в данном расчете – для третьего. Компьютерная программа теплового расчета выдает скорости выделения теплоты, исходя из безразмерной характеристики тепловыделения (по И.И. Вибе). Эти значения необходимо пересчитать в естественные единицы скорости, т.е. в кДж/град п.к.в. Для этого необходимы низшая теплота сгорания топлива, Q_н и его количество, впрыснутое в цилиндр за один раз (цикловая подача топлива, кг., b_ц).

В табл. 3 представлены уже пересчитанные значения скорости. Количество точек в этой таблице сокращено против того, что выдает компьютер; оставлены только те точки, которые достаточны для построения графика на рисунке 2.

;

где    Q_н – низшая теплота сгорания топлива

Q_н = 42426 кДж/кг

b_ц – цикловая подача топлива

b_ц =

СТД.КП.06.00.01.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                                          Таблица 2

Расчетная развернутая индикаторная диаграмма, кПа

                                                                                                                   Таблица 3

Скорости выделения теплоты при кинетическом и диффузионном сгорании

(для 6-го цилиндра)

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                            Продолжение таблицы 3

В конце теплового расчета программа выдает общие для всего дизеля параметры на расчетном режиме:

- эффективная мощность дизеля на заданном режиме, кВт – 165,2;

- удельный эффективный расход топлива, г/кВт∙ч – 226,4;

- часовой расход топлива, кг/ч – 37,393;

- механический КПД – 0,811.

Общие для всего дизеля рассчитанные параметры:

- атмосферное давление, кПа – 100,03;

- температура атмосферного воздуха, К – 295;

- среднее давление впрыскиваемого топлива, мПа – 40;

- давление наддува, кПа – 154,0;

- температура надувочного воздуха, К – 313,1;

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

- коэффициент остаточных газов – 0,030;

- угол, в течение которого впрыскивается топливо, ºп.к.в. – 10,4;

- среднеобъемный диаметр капель топлива, мкм – 25,5;

- низшая теплота сгорания топлива, вычисленная по формуле Д.И. Менделеева, кДж/кг – 42426.

Параметры, рассчитанные для отдельных цилиндров, приведены в таблице 4.

                                                                                                          Таблица 4

Результаты теплового расчета по цилиндрам

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Развернутая индикаторная диаграмма 6-го цилиндра приведена на рисунке 1  (по данным таблицы 2).

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Диаграмма скорости выделения теплоты при кинетическом и диффузионном          сгорании приведена на рисунке 2 (по данным таблицы 3).

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Свернутая индикаторная диаграмма  строится также по данным таблицы 2 , но в зависимости от объема цилиндра, который вычисляется на компьютере по формуле:

,

Для определения объема камеры сгорания необходимо рабочий объем цилиндра разделить на степень сжатия без единицы. Рабочий объем вычисляется по формуле:

,

V_h=5,6 л.

V_c=5,6/(12,100-1)=0,504 л.

Площадь поршня равняется πd²/4 и составляет 2,54 дм².

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна равно 110/410=0,2683.

Объемы цилиндра в зависимости от угла поворота коленчатого вала  приведены в таблице 5.

                                                                               Таблица 5

Объемы цилиндра, л

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Свернутая индикаторная диаграмма  приведена на рисунке 3.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

3.Динамический расчет

К началу динамического расчета конструкция кривошипно-шатунного механизма дизеля должна быть известна, должны иметься чертежи поршневого комплекта, коленчатого вала и шатуна.

В динамическом расчете определяются  силы, действующих в кривошипно-шатунном механизме дизеля и используемые  в расчетах  прочности.

Силы инерции поступательно движущихся масс КШМ, приведенных к площади поршня определяются по формуле  (1). Складываются с силой давления газа на поршень  по формуле (2) и затем передаются через шатун на коленчатый вал.

,         (1)

где    M_п.д. - масса поступательно движущихся частей, кг;

F_п=πd²/4 - площадь поршня, м²;

R  - радиус кривошипа, м;

ω=πn/30 - угловая скорость коленчатого вала, сек^-1;

n -  частота вращения, об/мин;

λ_ш  - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

,                                              (2)

где p - абсолютное давление газа в цилиндре (принимается по развернутой     индикаторной диаграмме), кПа;

p_a  - атмосферное давление, кПа;

p_j   - cила инерции поступательно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма, приведенная к площади поршня, кПа.

Динамический расчет ведется для каждого цилиндра на компьютере по специальной программе и для двух заданных положений - проверочный.

Определяются нормальные (N) силы, действующие по нормали к стенке цилиндра, радиальные (Z) действующие вдоль кривошипа коленчатого вала и касательные (T), действующие перпендикулярно кривошипу.

Все геометрические параметры, а также массы некоторых деталей берутся из соответствующих чертежей.

Масса поршневого комплекта складывается из массы поршня - 14,9 кг, массы поршневого пальца - 3,850 кг, массы поршневых колец:

компрессионные - (0,1645∙4=0,658 кг);

массы стопорных колец, которая определяется из их объема, см³

,

 где s – толщина кольца, см;

d_внеш – внешний диаметр кольца, см;

d_вн – внутренний диаметр кольца, см .

и умножается на плотность материала (7,85 г/см³) и на их количество (2) и составляет 0,025 кг.

Таким образом, поршневой комплект весит 19,45 кг.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Масса шатуна берется из  справочника  и составляет 19,5 кг.

Масса поступательно движущихся частей складывается из массы комплекта поршня и примерно 1/3 массы шатуна. Силы инерции рассчитываются на компьютер

Размеры, относящиеся к коленчатому валу, берутся из его чертежа. Расчёт его отдельных частей и положений центров масс приведён в разделе 4.

Исходные данные для динамического расчета сгруппированы в таблице 6.

                                                                                                        Таблица 6

Исходные данные к динамическому расчету

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Результаты расчета сил N,Z,T для наиболее нагруженного по максимальному давлению цилиндра представлены в таблице 7. Диаграммы сил N,Z,T представлены на рисунке 4.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                                     Таблица 7

Нормальные, радиальные и касательные усилия для 6-го цилиндра, приведённые к площади поршня, кН/м².

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                        Продолжение таблицы 7

Далее строится диаграмма разложения сил в КШМ для двух положений коленчатого вала ( - 25) и ( + 100) градусов угла поворота коленчатого вала, считая от ВМТ процесса сжатия (рисунок 5). Для построения этой диаграммы требуется вычисление сила инерции по формуле (1). При этом вычисляются:

 м²;

 с^-1.

Для угла (-25) сила инерции, кН/м², будет равна:

;

для другого положения коленчатого вала (+100)º:

.

Тогда по формуле (2)  с учетом данных табл. 2 для 3-го цилиндра и для угла 

(- 25º ) получим действующую силу, кН/м²:

;

для угла 100º:

.

Полученные графически значения сил соответствуют расчетным значениям (таблица 7 и рисунок 5).

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Порядок работы дизеля: 1-5-3-6-2-4. Поскольку крутящие моменты набегают от переднего конца коленчатого вала, а номера цилиндров считаются от маховика, порядок работы цилиндров представляют, начиная с 6-го цилиндра - 6‑2‑4‑1‑5‑3. Угол заклинки кривошипов составляет 120º, поэтому рабочий процесс каждого из последующих по порядку работы цилиндров отстаёт от предыдущего на этот угол. В соответствии с этим порядком, если принять что первый цилиндр находится в ВМТ процесса выпуска, получаются следующие углы сдвига: в 1-ом цилиндре - 0º п.к.в., во 2-ом -  240º, в 3-ем - 480º,  в 4-ом -  120º, в 5-ом -  600º, в 6-ом -  360º.

                                                                                                                   Таблица 8

Приведенные к площади поршня набегающие  усилия на коренных шейках, кН/м².

Наиболее нагруженной по крутящему моменту оказалась 3-ая коренная шейка.

                                                                                                                        Таблица 9

Приведенные к площади поршня набегающие усилия на шатунных шейках, кН/м².

Наиболее нагруженной по крутящему моменту оказалась 3-ая шатунная шейка.

В результате динамического расчета выдаются также данные об изгибающем моменте в районе отверстия для смазки на шатунных шейках коленчатого вала, индикаторной мощности в каждом цилиндре. При расчете коленчатого вала понадобятся экстремальные значения радиальных сил, которые выписываются из таблиц нормальных, радиальных и касательных сил для всех цилиндров (таблица 6). Все эти данные сгруппированы в таблице 10.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                      Таблица 10

Экстремальные значения изгибающих моментов в районе отверстия для смазки и радиальных сил на шатунных шейках

4.Расчет коленчатого вала

Коленчатый вал представляет собой сложную по форме неразрезную балку, лежащую на опорах, которые имеют некоторую податливость. Методика, учитывающая податливость опор очень сложна, поэтому вал рассчитывается приближенно, как разрезная балка (“разрезы” по центрам коренных шеек).

Коленчатый вал работает в условиях знакопеременных нагрузок, поэтому он рассчитывается на усталость. Материал вала дизеля 6ЧНСП18/22 – сталь 45 ГОСТ 1050-74. Эскиз вала представлен на рисунке 6.

Так как нагрузки в цилиндрах неодинаковы, на некоторых шатунных шейках может оказаться небольшой набегающий крутящий момент, но большой изгибающий момент от сил давления газов. Поэтому рассчитываются все шатунные шейки. Расчет производится на компьютере.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Исходные данные для расчета, общие для всего вала приведены в таблице 11. Часть необходимых данных приведена в динамическом расчете (таблица 6).

                                                                                                        Таблица 11

Исходные данные к расчету коленчатого вала.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                               Продолжение таблицы 11

Размеры коленчатого вала берутся из его эскиза (рисунок 6).

Массы отдельных частей коленчатого вала и центры их масс определяются по известным формулам механики.

Щека выделяется из чертежа коленчатого вала и разбивается на несколько объёмов, которые заменяются простыми геометрическими телами (рисунок 7). Объем каждого такого тела должен быть равен действительному объёму заменяемой им части щеки. Размеры полученных элементов, их объёмы, а так же вспомогательные расчёты  сгруппированы в таблице 12.

Координаты центра массы щеки определяются по формулам:

                          , где i – номер элементарного участка щеки;

x_i, y_i , V_i - координаты центров масс и объёмы элементов щеки;

N – число элементарных участков.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                                            Таблица 12

Элементарные объёмы щеки коленчатого вала

Используя данные таблицы 12, получаем: x_щ=43.82 мм, y_щ=22.41 мм, масса щеки  14,33 кг.

Для определения массы шатунной шейки находим её объём,V_щ, см³, определяемый по формуле

, где R - радиус шатунной шейки, см;

l - длина шатунной шейки, см.

, и умножаем его на плотность материала(7,85 г/см³). Масса шатунной шейки составляет 7.99 кг.

Коэффициенты, необходимые при расчёте коленчатого вала определяются с помощью методических указаний [3].

Коэффициент концентрации напряжений в галтелях коренной шейки при кручении определяется по формуле (19) [3]

                        ,                                (3)

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

где (k_τ)₀ - коэффициент, определяемый по графику на рисунке 4 [3] в зависимости от r/d_к (рисунок 8);

(β_τ)_b, (β_τ)_h, (β_τ)_Δ - коэффициенты, определяемые по графику на рисунке 6 [3] в зависимости от b/d_к,h/d_к и Δ/d_к соответственно (рисунок 8);

(α_τ)_e - коэффициент, определяемый по графику на рисунке 5 [3];

- коэффициент, вводимый при наличии бочкообразных отверстий в шейках вала, =1 (при отсутствии бочкообразных отверстий).

Предварительно вычисляются       

r/d_к=8/135=0,0592; d₁/d=0/135=0 ,откуда (k_τ)₀=1,78;

b/d_к=135/82=1,65,откуда (β_τ)_b=1,265;

h/d_к=48/135=0,36, откуда (β_τ) _h=0,97;

Δ/d_к=15/135=0,11.

На рисунке 6 [3] для определения коэффициента (β_τ)_Δ необходимо сначала вычислить произведение коэффициентов (β_τ)_b и (β_τ)_h.

(β_τ)_b·(β_τ) _h =1,265·0,97=1,23.

Применяя линейную интерполяцию, определяется коэффициент (β_τ)_Δ, равный 0,99.

Поскольку обе шейки изготовлены сплошными, коэффициент (α_τ)_e равен 1.

.

Коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии цикла нагрузки при кручении для углеродистой стали при σ_в=700 равен нулю (таблица 1 [3]).

Масштабный фактор для коренной шейки при кручении равен 0,68(таблица 4[3]).

Коэффициент динамического усиления, учитывающий возможность крутильных колебаний равен 1,28 (таблица 6 [3]).

Коэффициент концентрации напряжений в районе смазочного отверстия на коренной шейке равен 1,8 (таблица 3 [3]).

Коэффициент концентрации напряжений в галтелях шатунной шейки при кручении также определяются по формуле (3).

r/d_ш=8/120=0,067; d₁/d=72/120=0,6; (k_τ)₀=1,57

b/d_ш=240/120=2, (β_τ)_b =1,165

h/d_ш=48/120=0,4, (β_τ) _h=0,97

Δ/d_ш=15/120=0,125; (β_τ)_b·(β_τ) _h =1,165·0,97=1,13, (β_τ)_Δ=0,97.

.

Коэффициент концентрации напряжений в районе смазочного отверстия на шатунной шейке при кручении равен 1,8 (таблица 3 [3]).

Масштабный фактор для шатунной шейки при кручении 0,68 (таблица 4 [3]).

Коэффициент концентрации напряжений в галтелях шатунной шейки при изгибе, а также коэффициент концентрации напряжений при изгибе щеки определяются по формуле (21) [3], а графики для определения коэффициентов этой формулы берутся из [4].

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

,

r/h=8/48=0.17, =2,77;

b/d=240/120=2, =1,12;

, =1;

h/d=48/120=0,4, ;

Δ/d=15/120=0,125; ,=0,97.

.

Коэффициент концентрации напряжений в районе смазочного отверстия на этой шейке при изгибе равен 2,05 (таблица 3 [3]).

Масштабный фактор для этой шейки при изгибе  - 0,68 (таблица 4 [3]).

Коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии цикла нагрузки при изгибе равен 0,05 (таблица 1 [3]).

Масштабный фактор для щеки равен 0,6 (таблица 4 [3]).

Результаты расчета коленчатого вала:

Запас прочности в коренной шейке по галтели = 5,33.

Запас прочности в коренной шейке по отверстию для смазки = 6,20.

Запас прочности в шатунной шейке на кручение по галтели = 5,46.

Запас прочности в шатунной шейке на кручение по отверстию для смазки  = 4.71.

Запас прочности на изгиб в шатунной шейке по галтели = 2,66.

Запас прочности на изгиб в шатунной шейке по отверстию для смазки =  7,32.

Запас прочности в правой щеке для точки 1: 1,68.

Запас прочности в правой щеке для точки 2: 2,05.

                                                                                                Таблица 13

Результаты расчета суммарных запасов прочности с учетом коэффициента динамического усиления

Сначала рассчитывалась 3 – ья коренная шейка как наиболее нагруженная по крутящему моменту, оказалось, что она выдерживает нагрузку. Но с учётом того, что на 3-ей шатунной шейке наибольший изгибающий момент, проверяем и её. Оказалось, что запас прочности для неё оказался равным 1,9, что  входит в пределы допускаемого(1,7-3,0), у щеки запас прочности 1,2, а допускаемые приделы 1,2-2,0. Коленчатый вал  выдерживает заданные нагрузки.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

5.Расчет шатуна и шатунных болтов

Материал шатуна – сталь 40 ГОСТ 1050-74, шатунных болтов – сталь 40ХН2МА ГОСТ 4543-71. Эскиз шатуна со всеми необходимыми для расчета размерами показан на рисунке 8, эскиз шатунного болта – на рисунке 9. При расчете шатуна рассчитываются отдельно верхняя (поршневая), нижняя (кривошипная) головки и стержень (веретено).

Расчет шатуна проводится на усталость с конечным результатом в виде расчетных запасов прочности, которые не должны быть менее допустимых. При этом считается, что в шатуне нет опасных концентраторов напряжений (коэффициент концентрации напряжений и масштабный фактор равны единице).

Напряжение в поршневой головке рассчитываются от действия растягивающей силы инерции поршневого комплекта, максимальное значение которой получается в ВМТ, и сжимающей силы от действия давления газов. Напряжения определяются по уравнениям расчета кривого бруса. При этом принимается, что брус защемлен в месте перехода головки в стержень (сечение С-С на рисунке 8), примерно 123^о. Поперечное сечение головки в этом месте можно заменить прямоугольным, равным по площади действительному и имеющим такую же длину вдоль оси поршневого подшипника. При расчёте поршневой головки учитываются напряжения от запрессовки втулки подшипника и нагрева до температуры 100-150^о, который возникает при общем нагреве дизеля на номинальном режиме. Кроме этого, проверяется жесткость головки, так как чрезмерная её деформация, даже в приделах упругости, может привести к недопустимому увеличению зазора в поршневом подшипнике.

Компьютерная программа рассчитывает напряжения вдоль всей окружности поршневой головки. Наибольшие напряжения (и наименьший запас прочности) выбираются автоматически и сравниваются с допустимыми. Точка наибольших напряжений обычно оказывается в области заделки.

Рис.10. Сечение поршневой головки

Момент инерции в сечении С-С, J, см⁴ ,определяется по  формуле

J=bh³/12=7,4 * 1,05³/12=35,5.

Кривошипная головка шатуна рассчитывается аналогично поршневой. Также выбирается сечение заделки (защемления) (сечение А-А на рисунке 10) (123^о). Но в отличие от расчёта поршневой головки принимается, что крышка шатунного подшипника всегда делается достаточно жесткой для обеспечения его нормальной работы.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Проверка напряжений в кривошипной головке проводится только в районе стыка крышки со стержнем шатуна, где трудно обеспечить необходимое сечение, так как внешний габарит  шатуна в этом сечении ограничивается  диаметром цилиндра (шатун должен выходить через цилиндр при разборке КШМ). Напряжения здесь оказываются большими, чем во всех остальных сечениях. Расчёт по этому сечению делается на изгиб от силы инерции массы поршневого комплекта и всей массы  шатуна за исключением крышки подшипника, а так же от сжимающей силы  шатунных болтов.

Для расчёта на изгиб необходимо определить момент сопротивления в этом сечении. Сечение разбивается на простые  геометрические фигуры (рисунок 11), для которых определяются моменты инерции вокруг собственных нейтральных осей, проходящих через  центры масс; затем определяется общий момент инерции относительно оси x-x, проходящей через центр шатунного подшипника. Момент сопротивления рассчитывается для наиболее удаленного от этой оси внешнего волокна сечения.

Сечение по разъему кривошипной головки шатуна представлено на рисунке 11.

Данные по расчету момента инерции данного сечения сгруппированы в таблице 14.

В таблице обозначены для каждого участка

F - площадь участка,

a - расстояние от центра массы до оси x-x,

I_соб - момент инерции относительно собственной нейтральной оси,

I_x- момент инерции относительно оси x-x.

Моменты инерции относительно оси x-x определяются по формуле

I_x = I_соб+a²F.

                                                                               Таблица 14

Расчет момента инерции для опасного сечения кривошипной головки шатуна

Общий момент инерции сечения  с учётом того, что рассматривалась только одна половина сечения, равен

11,78*2=23,56.

Момент сопротивления , W, равен

W=23,56/3,243=7,27.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Стержень шатуна рассчитывается на устойчивость (продольный изгиб) и на сжатие. Определим параметры опасного сечения (В-В на рисунке 8). Вид этого сечения представлен на рисунке 12, а численные величины – в таблице 15. Обозначения в таблице 15 аналогичны таблице 14.

                                                                                                             Таблица 15

Расчёт моментов инерции опасного сечения стержня шатуна.

Суммируя полученные данные, получаем общие для всего сечения параметры:

площадь сечения  - 17,8 см²;

момент инерции относительно оси x-x  - 69,85 см⁴;

момент инерции относительно оси y-y  - 23,48 см⁴.

Шатунные болты являются ответственными соединениями. Обрыв шатунного болта или раскрытие стягиваемого им стыка приводит к  аварии двигателя с очень тяжёлыми последствиями.

Болты работают в условиях динамических нагрузок, поэтому они рассчитываются на усталость. Расчётный эскиз болта представлен на рисунке 9.

Расчет шатуна проводится на компьютере для цилиндра, где достигается наибольшее давление сгорания; все необходимые для этого данные сгруппированы в таблице 16. Некоторая часть исходных данных приведена в предыдущих разделах.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                    Таблица 16

Исходные данные для расчета шатуна и шатунных болтов

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                Продолжение таблицы 16

Результаты расчета шатуна:

Поршневая головка

Запас прочности на усталость min (от min 1 и min 2) = 10,840. Это значение не должно быть меньше:

для многооборотных двигателей = 2,5 - 5;

для судовых и стационарных двигателей = 5-7.

Деформация поршневой головки = 0,00028 мм.

Эта величина не должна превышать половины минимального зазора в головном подшипнике.

Давление в головном подшипнике = 34,1 мПа.

Эта величина не должна превышать 50 - 90 мПа.

Кривошипная головка

Напряжение по стыку = 90,2 мПа.

Эта величина не должна превышать 100 - 250 мПа.

Деформация кривошипной головки = 0,004315 мм.

Эта величина не должна превышать половины минимального зазора в шатунном подшипнике(0,1/2=0,05 мм).

Стержень шатуна

Максимальное напряжение в плоскости качания = 103,7 мПа.

Максимальное напряжение перпендикулярно плоскости качания = 99,3 мПа.

Эти величины не должны превышать допускаемых значений:

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

для судовых и тепловозных двигателей - 80 - 180 мПа;

для дизелей повышенной форсировки - 200 - 400 мПа.

Меньшие значения для углеродистых сталей, большие - для легированных.

Запас прочности на усталость в плоскости качания = 6,0 мПа.

Запас прочности на усталость поперек плоскости качания = 6,3 мПа.

Эти значения для высокооборотных двигателей должны быть больше 2 – 3, для больших нефорсированных двигателей - больше 4 - 7.

Шатунный болт

Запас статической прочности по пластическим деформациям = 12,499.

Запас прочности резьбы на усталость = 27,029.

Последние две величины не должны быть меньше 1,5 – 3 и 2,5 – 5, соответственно.

Шатун 3-ого цилиндра выдерживает приложенную нагрузку. Остальные шатуны нагружены в меньшей степени.

6.Расчет поршня

Проверочный расчет поршня прост, поэтому он проводиться без применения компьютера. Проверяются напряжения в минимальном сечении по уровню маслосъемного кольца и давления поршня на боковую поверхность цилиндра. Рассчитывается поршень наиболее нагруженного по максимальному давлению  3-ого цилиндра. Материал поршня – чугун СЧ 24-44 ГОСТ 1412‑70. Эскиз поршня представлен на рисунке 13.

Напряжение сжатия в минимальном сечении определяется по формуле:

, где  P_z - максимальная сила, мН;

F_min  - минимальная площадь поперечного сечения поршня, м².

Максимальная сила, действующая на поршень, определяется из максимального давления в цилиндре (таблица 2) по формуле:

, где p_z - максимальное давление в цилиндре, мПа.

мН.

Минимальная площадь поперечного сечения поршня

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

, где d₁ - диаметр по проточке для поршневого кольца, м;

d₂ - внутренний диаметр поршня, м.

 м².

мН/м.

Напряжение сжатия оказалось  меньше допустимого (60-80 мН/м²).

Боковое давление:

, где  N_max - максимальная нормальная сила, приведенная к площади поршня, мН/м² (таблица 7);

L_юб - длина юбки поршня, м (рисунок 13).

мН/м².

Боковое давление в пределах допустимого (0,2 – 0,4 мН/м²).

Вывод : поршень 3-ого цилиндра в данном режиме будет работать нормально. Поршни остальных цилиндров менее нагружены.

7.Расчет поршневого пальца

Материал пальца – сталь 20Х ГОСТ 4543-71. За расчетную нагрузку, действующую на поршневой палец, принимают максимальную радиальную силу P_z. Действие этой нагрузки вызывает напряжение изгиба, среза и деформации (овализации) пальца как криволинейного бруса прямоугольного сечения (кольца). Напряжения от овализации имеют максимальные значения на середине длины пальца и на внешних и внутренних волокнах в особых точках. Они показаны на рисунке 14. Также проверяются деформация пальца, давление его на поршневой подшипник шатуна и бобышки поршня. Исходные данные берутся из эскизов поршневого пальца и поршня (рисунки 13 и 14). Часть данных берётся из предыдущих разделов. Они приведены в таблице 17. Расчет производится на компьютере.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

                                                                                                 Таблице 17

Исходные данные для расчетапоршневого пальца

Результаты расчета поршневого пальца:

Напряжение на изгиб = 67,88 мН/м².

Напряжение на срез = 24,56 мН/м².

Напряжение в точке 1 = 19,57 мН/м².

Напряжение в точке 2 = - 142,36 мН/м².

Напряжение в точке 3 = - 84,75 мН/м².

Напряжение в точке 4 = 63,55 мН/м².

Поперечная деформация пальца = 0,0204 мм.

Зазор между бобышками и пальцем в рабочем (горячем) состоянии =0,0750 мм.

Удельное давление в головном подшипнике = 29,06 мН/м².

Удельное давление в бобышках = 29,76 мН/м².

Допустимое давление в бобышках [35 – 40] мН/м².

Так как программа выводит результаты расчёта (напряжения), палец  выдерживает все нагрузки.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

8.Заключение

Для определения параметров дизеля 6ЧНСП 18/22 в условиях эксплуатации были произведены следующие расчеты: изучены параметры рабочего процесса, динамики и прочности основных деталей дизеля. После чего стало известно, что нагрузки дизель выдерживает. Это означает, что теоретически при таких параметрах дизеля его эксплуатация возможна.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата

Список использованной литературы

1. Леонтьевский Е.С. Справочник механика и моториста теплохода – М.: Транспорт, 1981. -352с.

2. Шеромов Л.А. Определение параметров дизеля в условиях эксплуатации. – Новосибирск, НГАВТ, 1999, 67с.

3. Шеромов Л.А. Методические указания к расчету коленчатого вала судового дизеля. – Новосибирск, НГАВТ, 2002, 24с.

4. Дизели. Справочник, под ред. Ваншейдта В.А. – Л.: Машиностроение,1977.-480с.

5. Лебедев О.Н., Сомов В.А., Калашников С.А. Двигатели внутреннего сгорания речных судов. – М.: Транспорт, 1990 – 328с.

Лист

   Изм

Лист

№ докум.

Дата