Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

Филиал Санкт-Петербургского государственного морского

технического университета

СЕВМАШВТУЗ

В.А. Стенин

СГЭО. СУДОВЫЕ ДИЗЕЛИ

Методические указания к выполнению курсового проекта

Северодвинск

2005

УДК 621.431.74

Стенин В.А. СГЭО. Судовые дизели: Методические указания к выполнению курсового проекта. – Северодвинск: РИО Севмашвтуза, 2005. – 82 с.

Ответственный редактор профессор А.И. Лычаков

Рецензенты: ст. преподаватель каф. №7 В.Г. Пешков;

начальник бюро НТУ ФГУП «ПО Севмаш» В.Г. Дрондель.

В методических указаниях изложена методика теплового и динамического расчёта судового дизеля, расчёты на прочность основных деталей и узлов двигателя, приведены справочные данные для выполнения соответствующих расчётов при курсовом и дипломном проектировании.

Лицензия на издательскую деятельность

Код 221. Серия ИД. №01734 от 11 мая 2000 г.

ISBN 5-7723-0559-х	© Севмашвтуз, 2005 г.

Введение

Судовая энергетическая установка (СЭУ) предназначена для обеспечения движения судна и снабжения необходимой энергией всех судовых потребителей. От СЭУ существенно зависят экономические показатели транспортного судна, уровень его строительной стоимости и текущих эксплуатационных затрат по содержанию. Затраты на СЭУ в среднем составляют 20...35 % общей строительной стоимости судна и 40...60 % затрат на содержание судна на ходу. Кроме того, основные качества транспортных судов - безопасность плавания, мореходность и провозоспособность - в значительной мере обеспечиваются СЭУ. В связи с этим проектирование СЭУ является одним из важнейших этапов создания судна.

Механизмы и оборудование СЭУ, предназначенные для обеспечения движения судна, составляют главную энергетическую установку (ГЭУ). Основными элементами ГЭУ являются главный двигатель, валопровод и движитель.

Источники электроэнергии с первичными двигателями, преобразователями и передаточными трассами составляют электроэнергетическую установку.

Технические комплексы, обеспечивающие различные судовые нужды (опреснение воды, паровое отопление, кондиционирование воздуха и т.д.), относятся к вспомогательной установке.

Функционирование главной, вспомогательной и электроэнергетической установок обеспечивается различными системами, основными из которых являются топливные, масляные, охлаждения, сжатого воздуха, газоотвода и др.

Анализ состава мирового коммерческого флота показывает, что в качестве СЭУ на транспортных судах в основном используются дизельные установки с малооборотными и среднеоборотными дизелями. Основам теории и расчёта дизеля и посвящено данное пособие.

1. Организация проектирования. Оформление курсового проекта

Выполнение курсового проекта является важнейшим этапом обучения студентов по курсу "Судовые дизельные установки" и имеет своей целью систематизацию, закрепление и расширение теоретических знаний и практических навыков самостоятельной работы с технической литературой в ходе анализа и расчётов, приобретение творческих навыков при самостоятельном решении технических и технологических задач, подготовку к дипломному проектированию.

Разработка конструкторской и технологической документации курсового проекта включает в себя два этапа: оформление расчётно-пояснительной записки; выполнение чертежей. Первой страницей расчётно-пояснительной записки является титульный лист; второй - задание на курсовое проектирование, подписанное руководителем курсового проекта. Пояснительная записка выполняется на бумаге формата А4 (210297), объём записки 35...45 страниц.

Тема курсового проекта - главный двигатель СЭУ транспортного судна. Для выполнения этой работы исходным материалом может служить конструктивный прототип современного двигателя, рабочие параметры и конструкция которого близка к указанным в задании.

Расчётно-пояснительная записка должна содержать:

- титульный лист;

- задание на курсовой проект;

- оглавление записки с указанием страниц;

-краткое описание ГЭУ и систем, обеспечивающих работу главного двигателя;

- определение суммарной мощности главных двигателей;

- выбор конструктивного прототипа и основных параметров двигателя;

- расчёт рабочего цикла;

- построение расчётной индикаторной диаграммы;

-динамический расчёт, включающий силовой анализ, определение степени неравномерности вращения вала двигателя, построение диаграмм движущих и касательных усилий;

- определение махового момента и главных размеров маховика;

- расчёт прочности деталей двигателя, включающий расчёты коленчатого вала, шатуна и деталей поршневой группы;

- расчёт системы СДЭУ;

В графическую часть проекта входят следующие чертежи, выполняемые на трех листах формата А1:

- разрез дизеля;

- принципиальные схемы систем, обеспечивающих работу дизеля;

- расчетные диаграммы;

- чертежи отдельных узлов и деталей в соответствии с заданием.

Дополнительные диаграммы и графики изображаются на миллиметровой бумаге формата А4 и составляют часть пояснительной записки.

Расчёты и оформление графического материала производятся в соответствии с системой СИ, ГОСТов и ЕСКД.

2. Выбор главных двигателей и основных параметров

1. Определение суммарной мощности главных двигателей

Мощность главных двигателей, необходимая для движения судна, определяется сопротивлением R, которое оказывает окружающая среда (вода, воздух), и заданной скоростью движения. Мощность, которую необходимо затратить на создание упора, преодолевающего силы сопротивления, принято называть буксировочнойN_R. Буксировочная мощность равна [1]:

_,(1)

где R - сопротивление движению судна, Н;

v_S- скорость судна, м/с.

Валовая мощность определяется следующим образом :

, (2)

где - пропульсивный КПД;

- КПД валопровода.

Мощность на фланцах главных двигателей или агрегатов в случае работы прямо на винт N_e = N_В. При наличии в составе ГЭУ передач, одинаковых на всех гребных валах

, (3)

где - КПД передачи.

Ориентировочно значение эффективной мощности N_eможно получить при помощи обратного адмиралтейского коэффициента:

, (4)

где D_В- водоизмещение судна, Т; 1/C– обратный адмиральский коэффициент;- скорость судна в узлах.

В приближённых расчётах, пренебрегающих формулой корпуса и КПД передачи, этим выражением пользуются для оценки суммарной мощности главных двигателей.

Значение N_e можно определить при помощи коэффициента энергонасыщенности:

_{. т} (5)

Примерные значения коэффициента энергонасыщенности _Мприведены для судов некоторых типов в таблице 1.

Таблица 1

Энергонасыщенность судов некоторых типов

Тип судна	М, кВт/т	1/С
Танкеры и суда для навалочных грузов	0,1...0,4	1/270…1/370
Универсальные сухогрузы	0,3...0,9	1/180…1/300
Скоростные контейнерные	1...1,5
Крупные пассажирские	0,8...1,5	1/180…1/250
Ледоколы	1,3...2,5

2.2. Выбор основных параметров дизеля

Одна из основных задач проектирования - правильный выбор типа главного двигателя. Исходными данными для этого служит тип и назначение судна, районы плавания, режимы работы установок, условия размещения двигателей, требования к массогабаритным показаниям установки, а также требования Регистра.

Малооборотные ДВС (МОД), как правило, используются в установках с прямой передачей. Они обладают высокой цилиндровой мощностью (до 3000 кВт) и большим ресурсом (до 100000 час), однако значительно уступают другим типам ДВС по массогабаритным показателям.

Тяжёлое топливо, стоимость которого по отношению к лёгкому дизельному топливу ниже в среднем в 2 раза, применяется в МОД и СОД.

Использование среднеоборотного дизеля (СОД) вместо МОД такой же мощности обеспечивает уменьшение массы установки в 1,5...2 раза и сокращение занимаемого ею объёма в 1,4...1,7 раза.

Быстроходные ДВС (ВОД) устанавливают главным образом на судах на подводных крыльях и воздушной подушке.

По агрегатной мощности N_e судовые дизели можно условно разделить на четыре группы. (см. таблицу 2).

Таблица 2

Мощность дизеля.

Наименование	Ne , л.с.
Маломощные	 200
Средней мощности	200...2000
Мощные	2000...20000
Сверхмощные	20000...40000

Цилиндровая мощность изменяется в широких пределах в зависимости от D, s, n и р_е.

Частота вращения и средняя скорость поршня.

При непосредственном соединении дизеля с винтом задаётся частота вращения n_Bвинта. Частота вращения nдизелей, работающих через редукторную передачу, может быть выбрана повышенной, поэтому при непосредственном соединении с винтом обычно применяют МОД, а при редукторной передаче СОД и ВОД.

Главным критерием быстроходности дизеля является средняя скорость поршня

.(6)

Зная агрегатную и цилиндровую мощность, число оборотов, принимают диаметр цилиндра Dи ход поршняS. Выбор этих величин необходимо согласовать с размерами рекомендуемого нормального ряда диаметров [3]: 60, 65, 70, 75, 85, 95, 105, 120, 130, 135, 150, 165, 170, 180, 190, 200, 210, 230, 240, 250, 275, 300, 310, 340, 360, 390, 430, 470, 500, 530, 600, 660, 740, 840 мм.

Выбранные значения DиS, их отношение и средняя скорость поршнядолжны соответствовать классу проектируемого двигателя (см. таблицу 3).

Таблица 3

Частота вращения и средняя скорость поршня.

Класс	n об/мин	S/D	, м/с
МОД	60…300	1,4…3,0	4,5…7
СОД	300…750	1,0…1,8	7…10

Число цилиндров.

Если в задании не указано число цилиндров i, то оно выбирается исходя из допускаемой цилиндровой мощности с учётом уровня форсирования и тактности двигателя.

Так для четырёхтактных судовых реверсивных двигателей принимают при рядном расположении – 5, 8, 10 цилиндров, при V – образном и двухрядном – 12, 16, 20 цилиндров. Для двухтактных судовых реверсивных двигателей при рядном расположении – 5, 6, 7, 8, 9, 10, 12 цилиндров, при сложном расположении – 12, 16, 18, 20 цилиндров.

Габариты ДВС.

Определяющим габаритом для ДВС является его длина. В первом приближении длина рядного двигателя на фундаментальной раме равна:

- для четырёхтактных и двухтактных тронковых ДВС

. (7)

- для двухтактных крейцкопфных МОД

, (8)

где i- число цилиндров;а- расстояние между осями, выраженное в количестве диаметров цилиндра,D(см. табл. 4).

Ширина двигателя на фундаментальной раме:

, (9)

где b- коэффициент, равный 2,3...2,6 для МОД и 2,1...2,4 для СОД и ВОД;

S- ход поршня двигателя.

Таблица 4

Высота двигателя от оси коленчатого вала до крайней верхней точки:

Тип двигателя	А
Четырёхтактные МОД Четырёхтактные СОД и ВОД Двухтактные МОД Двухтактные СОД и ВОД	1,6...1,8 1,2...1,4 1,6...2,5 1,4...1,6

,(10)

где b₁- коэффициент, равный для тронковых ДВС 4,6...5 и крейцкопфных 5...6

Расстояние по высоте от оси коленчатого вала до нижней точки:

, (11)

где в₂- коэффициент, равный 1,25...2.

Общая высота двигателя:

. (12)

Массу двигателя можно определить через удельную массу g_{д :}

. (13)

Величину g_днайдём из таблицы 5.

Таблица 5

Удельная массадвигателя.

Тип ДВС	g , кг/кВт
Двухтактные крейцкопфные МОД Двухтактные тронковые МОД Двух- и четырёхтактные СОД Двух- и четырёхтактные ВОД	40...60 27...34 10...20 3,5...6,25

Зная массу двигателя G_д, можно определить и массу установки [1]:

. (14)

После принятия решения о размере двигателя следует оценить ожидаемое значение среднего эффективного давления Р_e(МПа) по формуле [2]:

, (15)

где N_e- эффективная мощность двигателя, кВт;

D- диаметр поршня, м ;

S - ход поршня, м ;

z- коэффициент тактности равен 0,5 для четырёхтактного и 1 - для двухтактного двигателя.

i- число цилиндров.

Полученное значение Р_eсравнивается со значениями средних эффективных давлений у действующих двигателей аналогичного класса и делается вывод о возможности достижения в проектном решении величины N_e.

3. Тепловой расчёт двс

3.1. Теплота сгорания топлива

Важнейшей характеристикой топлива служит теплота сгорания топлива — количество теплоты, выделяющееся при полном сгорании 1 кг топлива. Она зависит от элементарного состава топлива (см. табл. 6).

В таблице 6 представлен элементарный состав жидких топлив, применяемых в ДВС.

Низшую теплоту сгорания жидкого топлива можно определить по формуле Д.И. Менделеева [4]:

(16)

Таблица 6

Количество теплоты, выделяющееся при полном сгорании 1 кг топлива.

Составляющие топлива	Содержание %
Углерод Водород Кислород Сера	84...87 11...15 0,1...2,5 0,01...4

где Q_н- низшая теплота сгорания рабочего топлива, МДж/кг;

С,Н,О,S и W - массовые доли углерода, водорода, кислорода, серы и воды в топливе.

2. Процесс наполнения

Основными параметрами, характеризующими процесс наполнения, являются :

_н- коэффициент наполнения;

_г- коэффициент остаточных газов;

Р_а- давление в конце наполнения;

Т_а- температура рабочей смеси;

Р_г-давление остаточных газов;

Т_г- температура остаточных газов.

Расчёт процесса наполнения заключается в определении значений этих параметров.

Давление в конце наполнения:

, Па, (17)

где С₂- наибольшая скорость протекания свежего заряда при открытии выпускных клапанов;

 - коэффициент скорости истечения, учитывающий вредные сопротивления при протекании воздуха через клапаны (= 0,6...0,7 для ДВС без наддува;= 0,7...0,85 - с наддувом)

Т₀- температура окружающей среды, К

Для определения С₂необходимо знать среднюю скорость С_mпоршня и скорости поступающего заряда С₁через живые сечения клапана. С_mопределяется по формуле (6), а С₁найдём:

, (18)

где F- площадь поршня;

f - площадь сечения полностью открытых впускных клапанов.

Величину к =F /fнайдём из таблицы 7

Табицла 7

Величина к = F /f

Тип двигателя	F/f
Быстроходные Средней быстроходности Тихоходные	4,5...6 6...9 9...12

Наибольшая скорость протекания свежего заряда через выпускной клапан:

. (19)

Коэффициент остаточных газов определяется по формуле [7]:

. (20)

Для расчёта двухтактных и четырёхтактных двигателей с наддувом:

, (21)

повышение температуры воздуха t в следствие нагрева его в системе двигателя составляет по опытным данным для дизелей 10...20⁰С, причём четырёхтактных без наддува 15..20⁰С, четырёхтактных с наддувом и двухтактных 5..10⁰С.

В случае расчёта четырёхтактных двигателей с наддувом и двухтактных двигателей должно быть учтено повышение температуры заряда t₁в следствии сжатия в нагнетательном или продувочном насосе:

, (22)

где n - показатель политропы сжатия в нагнетателе или насосе.

Величина показателя политропы сжатия для поршневых насосов 1,4...1,6; для ротационных нагнетателей 1,5...1,7; для центробежных нагнетателей 1,7...2,0.

Коэффициент - степени сжатия может быть определён по таблице 8.

Таблица 8

Коэффициент степени сжатия

Тип двигателя	
Тихоходные Средней быстроходности Быстроходные С наддувом	13...14 14...15 15...18 11...13

Значение температуры Т_гостаточных газов приведены в таблице 9.

Таблица 9

Значение температуры остаточных газов

Тип двигателя	Тг , К
Двухтактные Четырёхтактные тихоходные быстроходные	700...750 700...770 770...850

При расчёте принимается давление остаточных газов Р_г = 1,02...1,06 кг/см²для тихоходных двигателей и

Р_г = 1,05...1,15 кг/см² для быстроходных.

Температура смеси в конце наполнения определяется по уравнению:

. (23)

При расчёте четырёхтактного двигателя с наддувом:

. (24)

Коэффициент наполнения через коэффициент остаточных газов определяется следующим образом:

, (25)

где - степень сжатия;

Т₀ - температура окружающей среды;

Т_а- температура конца наполнения;

Р_а- давление в конце всасывания;

Р_г- давление остаточных газов.

3. Процесс сжатия

Основными параметрами, определяющими процесс сжатия, являются:

Р_а- давление начала сжатия;

Т_а- температура начала сжатия;

 - степень сжатия;

n₁ - показатель политропы сжатия;

Т_с- температура конца сжатия;

Р_с- давление конца сжатия.

Так как процесс сжатия политропный, то величины, характеризующие начало и окончание его, связаны уравнениями:

. (26)

. (27)

На основании таблицы 10 выбирается показатель политропы n₁

Таблица 10

Показатель политропы

Тип двигателей	n1
Быстроходные дизели Тихоходные дизели	1.38...1.42 1.34...1.37

4. Процесс сгорания

Прежде всего необходимо определить количество воздуха, теоретически необходимого для сгорания 1кг топлива:

,. (28)

Отношение количества воздуха, поступившего в цилиндр, к количеству воздуха, теоретически необходимому, называется коэффициентом избытка воздуха при горении и обозначается .

Действительное количество воздуха:

_.(29)

Величина для различных типов двигателей принимаемая из таблицы11

Таблица 11

Коэффициент избытка воздуха

Тип двигателя	
МОД без наддува ВОД без наддува МОД с наддувом ВОД с наддувом	1,8...2,2 1,3...2,1 2,0...2,3 1,5...1,9

Мольное количество смеси воздуха и остаточных газов, находящихся в цилиндре до горения:

_.(30)

Количество молей продуктов сгорания

( 31)

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

_.(32)

Приближённые значения средних мольных теплоносителей Дж/кмоль∙К по опытным данным могут быть подсчитаны по следующим формулам:

1. при постоянном объёме

- для азота

, (33)

- для кислорода

, (34)

- для водорода

, (35)

- для окиси углерода

, (36)

- для водяного пара

, (37)

- для воздуха

, (38)

- для углекислого газа

. (39)

при постоянном давлении :

- для азота

, (40)

- для кислорода

, (41)

- для водорода

, (42)

- для окиси углерода

, (43)

- для водяного пара

, (44)

- для воздуха

, (45)

- для углекислого газа

. (46)

Приведённые формулы теплоёмкостей могут быть использованы в пределах температур от 273 до 2300 К.

Теплоёмкости смеси газов определяют по формулам:

, (47)

, (48)

где r_i- мольная концентрация отдельных газов;

(^.С_v) и (^.С_p)_i- мольные теплоёмкости отдельных газов при постоянных объёмах и давлениях.

Уравнение сгорания для смешанного цикла имеет вид:

(49)

где - коэффициент использования тепла;

 - степень повышения давления.

Коэффициент использования тепла учитывает потери тепла, связанные с догоранием части топлива в процессе расширения, теплообмен со стенками камеры сгорания, диссоциацию.

Его значение следует взять из таблицы 12

Таблица 12

Коэффициент использования тепла

Тип двигателя
ВОД СОД МОД	0,6...0,85 0,75...0,92 0,8...0,95

У судовых дизелей значение степени повышения давления находится в следующих пределах [8]: малооборотные 1,1...1,35; средне- и высокооборотные 1,35...1,55.

Степень предварительного расширения определяется зависимостью:

. (50)

Степень последующего расширения

. (51)

По опытным данным значения идля цикла смешанного сгорания находятся в пределах= 1,4...1,7 и= 8...11.

3.5. Процесс расширения

Основными параметрами определяющими процесс расширения, являются:

Т_z- температура начала расширения;

P_z- давление начала расширения;

n₂- показатель политропы расширения;

T_e- температура конца расширения;

P_e - давление конца расширения.

Давление начала расширения равно:

. (52)

Давление конца расширения:

. (53)

Температура конца расширения:

. (54)

У выполненных МОД и СОД при работе на номинальных режимах показатель политропы расширения n₂=1,2...1,3, у ВОД - n₂ = 1,15...1,25.

3.6. Процесс выпуска

В связи с тем, что в момент открытия выпускного клапана давление в цилиндре сравнительно высокое, приходится выпускной клапан открывать с некоторым опережением, несколько ранее прихода поршня в н.м.т., чтобы избежать большого противодавления на поршень и, кроме того, чтобы ускорить и улучшить очистку цилиндра от остаточных газов.

Ввиду того, что характер колебаний давления газов при выпуске не поддаётся точному теоретическому подсчёту, в расчётах обычно вместо переменного давления используют среднее постоянное давление газов в период выпуска Р_г.

Это давление выше давления в выпускной трубе Р'_г. По практическим данным можно принять [4]

Р_г= 0,103...,0123 Мн/м²и Р'_г= 0,101...0,108 Мн/м². Меньшие значения относятся к тихоходным двигателям, а большие - к быстроходным. Средняя температура отработавших газов для четырёхтактных ДВС - 350...600⁰С, для двухтактных ДВС - 250...500⁰С.

7. Построение расчётной индикаторной диаграммы

Теоретическую диаграмму строят по параметрам расчётного цикла, поэтому её называют также расчётной или проектной.

Построение диаграммы начинают с выбора масштабов Р и V. По оси абсцисс откладывают объёмы (м³), а по оси ординат - давление (Мн/м²).

Обозначим

. (55)

где А- объём в точкеа, выраженный в мм.

Значения V_cи V_sнайдём как

. (56)

Для нормальных соотношений длины высоты диаграмм следует принять величину V_s / P_z(в масштабе) в пределах:

Далее проводят ось давлений, атмосферную линию и линию выпуска.

Политропу сжатия можно построить аналитическим или графическим способом. Аналитический способ основан на использовании уравнения политропы сжатия:

,

отсюда

Рис. 1. Теоретическая диаграмма четырёхтактного ДВС.

.

Если принять объём V_a = 1, то давлениеР[Мн/м²]:

.

Изменяя значения Vв пределах от 0 до 1, можно вычислить ряд значенийP.Значения давлений в масштабе, т.е. ординаты Р^/вычисляют по формуле:

, (57)

где в- масштаб давлений, мм/ (Мн/м²)

Р^/ - давление, мм.

Длину V_a делят на 10 равных частей и, отложив соответствующую ординату Р^/, находим политропы сжатия. Координаты последней точки политропы (V_c ;в^.р_с).

При построении диаграммы цикла смешанного сгорания положение точки z^/определяется координатами (V_c ;в^.р_z).

Абсцисса точки z может быть определена из равенства:

. (58)

Кривую расширения строят аналогично кривой сжатия. Принимая , из уравнения политропы расширение получают:

. (59)

Вычислив ряд значений , строим кривую политропы расширения.

Далее, выбрав Р_r, откладываем его в масштабе и проводим линию выпуска.

Спланиметрировав участок acz^/zвa диаграммы, получим её площадьF, по которой найдём среднее теоретическое индикаторное давление:

, МПа . (60)

Аналитически определим среднее теоретическое индикаторное давление для цикла смешанного сгорания:

(61)

Сопоставляем значения , вычисленные по формулам (60) и (61). Расхождение не должно превышать 4%.

Среднее индикаторное давление с учётом поправки на полноту диаграммы :

, (62)

где принимаем 0,95...0,98.

Построение теоретической диаграммы двухтактного двигателя имеет свои особенности (см. рис. 2).

Обозначим отношение объёма, занятого выпускными окнами V_hк объёму хода поршняV_sчерез_h

Значения _hможно принять в соответствии с [3] следующими:

контурная поперечная система - 0,16...0,25;

. (63)

контурная петлевая система продувки - 0,18...0,3;

прямоточно-щелевая - 0,2...0,25.

Рис. 2. Индикаторная диаграмма безкомпрессорного двигателя.

, (64)

, (65)

. (66)

Кривые расширения и сжатия строят так же, как и для четырёхтактных двигателей.

Значения определяются так же, как и для четырёхтактных двигателей.

8. Параметры, характеризующие рабочий цикл

К параметрам, характеризующим действительный рабочий цикл двигателя, относятся давление в конце сжатия, давление в конце горения, среднее индикаторное давление, среднее эффективное давление Р_eэффективный расход топливаg_e, эффективный КПД_e, а также приводятся диаметр цилиндраDи ход поршня.

Среднее эффективное давление Р_eнайдём так:

. (67)

Согласно опытным данным, механический КПД при работе на номинальной мощности для судовых ДВС равен:

- двухтактные МОД - 0,88...0,93;

- четырёхтактные СОД - 0,89...0,91;

- четырёхтактные ВОД - 0,8...0,85.

Удельный индикаторный расход топлива определим следующим образом:

, кг/кВт^.ч. (68)

. кг/кВт^.ч. (69)

Удельный эффективный расход топлива:

. (70)

Индикаторный КПД:

. (71)

Эффективный КПД:

. (72)

Диаметр цилиндра определим по формуле:

. (73)

Диаметр цилиндра принимаем в соответствии с рекомендуемым нормальным рядом.

Ход поршня:

.

Проверяем отношение S/D. Оно должно находиться в пределах, нормируемых ГОСТ.

4. Динамический расчёт двигателя Диаграмма движущих усилий

Удельные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме (КШМ) и отнесённые к единице площади поршня Р(Н/м²), можно подразделить на четыре группы:

- удельные силы, образующиеся от давления газов на поршень P_г;

- удельные силы тяжести движущихся частей Р_в;

- удельные силы инерции поступательно движущихся частей I_п;

- удельные силы трения в механизме двигателя Р_Т ;

Давление газов на поршень P_г- величина переменная и при любом положении мотыля может быть определена по развёрнутой индикаторной диаграмме.

Силу тяжести Р_вможем определить по формуле:

, (74)

где m- масса поступательно движущихся частей (определяется по опытным данным);

F- площадь поршня.

Удельные силы инерции поступательно движущихся масс определяют как произведение удельной массы поступательно движущихся частей, отнесённой к единице пощади поршня (кг/м²) на их ускорениеа(м/с²).

, (75)

где I_n- удельная сила инерции поступательно движущихся частей, Н/м².

Удельные значения массы поступательно движущихся частей для предварительных расчётов можно принять по таблице 13[4].

Таблица 13.

Значения массы поступательно движущихся частей

Тип двигателя		Тактность	mn, кг/м2
тронковый	ВОД, СОД МОД	4 2 4 2	300...800 400...1000 1000...3000 1000...2500
крейцкопфный	ВОД, СОД МОД	4 2 4 2	3500...5000 2000...3000 5000...8000 9000...10000

При построении диаграммы движущих усилий в качестве оси абсцисс принимают атмосферную линию и строят развёрнутую индикаторную диаграмму (рис3, кривая 1)

Рис. 3. Диаграмма движущих усилий.

Вниз от атмосферной линии откладывают удельную силу тяжести движущихся частей и проводят пунктирную линию.

Вычислив по формуле (75) ряд значений I_n, откладывают их от пунктирной линии с сохранением направления, т.е. при направлении силы удельной инерции вверх, ординатуI_nтакже откладывают вверх, и наоборот. Соединив концы ординат, получим кривую сил инерции (кривая 2).

С достаточной степенью точности кривую удельных сил инерции можно построить по способу Толле, для чего следует отложить расстояние АВ (смотри рис.4) в масштабе абсцисс развёрнутой индикаторной диаграммы, а затем из точки А в масштабе ординат развёрнутой диаграммы отложить удельную силу инерции в ВМТ (верхней мёртвой точке) I_noравную:

.

Здесь R - радиус мотыля;

 =R/L, где L - длина шатуна.

Величина находится в пределах 1/3,5 ... 1/5,5.

Средняя угловая скорость вращения коленчатого вала равна:

,

где n - число оборотов в минуту.

В том же масштабе из точки В вниз откладывают удельную силу инерции в НМТ:

. (76)

Рис. 4. Построение кривой удельных сил инерции.

Точки C и D соединяют прямой. Из точки пересечения CD с АВ откладывают вниз в принятом масштабе ординат величину EF, равную:

. (77)

Точку F соединяют прямыми с точками C и D. Линии CF и FD делят на одинаковое число равных частей и соединяют точки одного и того же номера

прямыми. Через точки C и D по касательным и прямым, соединяющим одинаковые номера, проводят главную огибающую линию, которая и будет кривой удельных сил инерции.

4.2. Диаграмма касательных усилий

Удельная сила, действующая на 1 м²площади поршня, будет равна соответствующей ординате из диаграммы движущих сил, умноженной на масштаб ординат.

Удельную силу Р раскладывают на две составляющие (смотри рис.5) - нормальную Р_ни по оси шатуна Р_ш:

, (78)

. (79)

Удельную силу, действующую по оси шатуна, так же раскладывают на две составляющие: радиальную Р_ри касательную Р_к:

, (80)

(81)

Объединив формулы (80), (81) и (79) получим:

, (82)

. (83)

Значение величины sin(+)/cosдля различных углов поворота мотыляи отношений R/L=представлены в таблице 14.

При построении диаграммы касательных усилий по оси абсцисс откладывают углы поворота радиуса мотыля, а по оси ординат значения Р_к, соответствующим этим углам.

Рис. 5. К аналитическому определению касательных усилий.

Отрезок, равный основанию диаграммы движущих усилий, разбивают на участки по 15⁰. Для учёта поправки Брилса берут отрезок АВ, равный одному

ходу поршня в масштабе чертежа развёрнутой индикаторной диаграммы (рис.6). Проводят полуокружность радиусом R и вправо от центра О откладывают поправку Брилса:

Рис. 6. Определение положения поршня с учётом поправки Брилса.

. (84)

Значение величины sin(+)/cos для различных углов поворота мотыля  и отношений R/L=

Таблица 14

Угол о		Отношение R/L=
0	360	0	0	0	0	0	0	0
15	345	0,33	0,327	0,321	0,317	0,315	0,309	0,304
30	330	0,625	0,618	0,608	0,598	0,596	0,585	0,578
45	315	0,853	0,845	0,832	0,825	0,819	0,808	0,798
60	300	0,994	0,986	0,975	0,969	0,964	0,954	0,945
75	285	1,04	1,036	1,029	1,026	1,023	1,021	1,012
90	270	1	1	1	1	1	1	1
105	255	0,892	0,896	0,902	0,906	0,91	0,915	0,919
120	240	0,738	0,746	0,755	0,763	0,767	0,78	0,785
135	225	0,561	0,569	0,58	0,589	0,595	0,605	0,616
150	210	0,375	0,382	0,391	0,396	0,404	0,415	0,422
165	195	0,187	0,191	0,196	0,201	0,203	0,208	0,214
180		0	0	0	0	0	0	0

Из точки O’ через каждые 15⁰проводят прямые до пересечения с 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, 45⁰и т.д.

По формуле (83) вычисляют значения Р_ки откладывают их в масштабе по вертикали на отрезке оси ОХ (смотри рис.7) из точек, соответствующих тем же углам поворота радиуса мотыля.

Рис. 7. Диаграмма касательных усилий четырёхтактного двигателя.

Ординату наивысшей точки диаграммы, соответствующей концу горения, определяют следующим образом. Из точки Z (рис.8) опускают перпендикуляр на ось абсцисс, который продолжают до пересечения с полуокружностью. Затем точку М соединяют с центром O’ и измеряют угол ₁. Далее значение Р_кдля угла₁определяют обычным способом. Для дизелей наибольшее значение Р_кдостигает при₁=18...26⁰за ВМТ.

Соединив концы отмеченных ординат плавной кривой, получим диаграмму удельных касательных усилий, показанную на рис.7. Знак удельной силы Р_ксчитается положительным, если направление Р_ксовпадает с направлением движения поршня, и отрицательным , если Р_кнаправлена в сторону, противоположную его перемещению. При положительном значении Р_ксилы, действующие в механизме, будут являться движущими, а при отрицательном - силами сопротивления.

Рис. 8. К определению наивысшей точки диаграммы

касательных усилий.

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.

4.3. 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 ₀- угол поворота радиуса мотыля между двумя последовательными вспышками.

Угол ₀из условия равномерности вращения коленчатого вала принимается для четырёхтактных двигателей равным 720⁰/i; для двухтактных двигателей 360⁰/i(гдеi- число цилиндров).

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 (смотри рис.7).

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. Диаграмма суммарных касательных усилий (для всех цилиндров) показана на рис.9.

На суммарную диаграмму касательных усилий наносят линию сопротивления приводимого в действие агрегата (гребной винт, электрогенератор). Постоянная удельная сила сопротивления t_cнаходится из уравнения:

, (85)

, (86)

Рис. 9. Суммарная диаграмма касательных усилий.

где P_i- среднее индикаторное давление

Формула (85) используется для расчёта двухтактного ДВС, а (86) - для четырёхтактного ДВС.

Значение t_cможно найти так же, как отношение разности положительных и отрицательных площадок суммарной диаграммы касательных усилий рабочих цилиндров к длине диаграммы.

4.4 Определение мохового 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:

, (87)

где _max- максимальная угловая скорость за цикл, 1/с;

_min- минимальная угловая скорость за цикл, 1/с;

_ср- средняя угловая скорость, равная:

. (88)

Рекомендуемые значения при номинальном режиме работы двигателей лежат в следующих пределах: ДВС, работающие на гребной винт, 1/22...1/30; дизель-генераторы постоянного и переменного тока, 1/100...1/200 [8].

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

, (89)

где G - вес маховика, кг;

D_м- диаметр окружности, проходящий через центр тяжести моховика;

J_м- момент инерции вращения моховика.

, (90)

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

J_ДВ- момент инерции массы движущихся частей двигателя.

Значение J может быть определено из выражения:

, (91)

где V_s- объём, описываемый поршнем за один ход и равный:

, (92)

где F_{д max}, F_{д min}- наибольшее и наименьшее действительное значение алгебраической суммы отрицательных и положительных площадок суммарной диаграммы касательных усилий.

Значения F_{д max}и F_{д min}определяются с учётом анализа полученных сумм на рис.9 (-f₁; -f₁+f₂; -f₁+f₂-f₃; -f₁+f₂-f₃+f₄; -f₁+f₂-f₃+f₄-f₅) и масштаба диаграммы.

Момент инерции массы движущихся частей двигателя оценивается следующим образом:

, (93)

где - масса поступательно движущих частей всех цилиндров, кг;

R - радиус мотыля.

Диаметр D_мопределяется из уравнения:

. (94)

Диаметр должен быть выбран из расчёта, чтобы окружная скорость

. (95)

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:

. (96)

Вес обода:

. (97)

Полный вес моховика:

. (98)

5. Расчёт прочности деталей двигателя

5.1 Детали поршневой группы Расчёт поршня.

1. Диаметр головки поршня:

. (99)

2. Диаметр юбки поршня:

. (100)

3. Толщина днища:

. (101)

4. Расстояние от первого кольца до кромок днища:

. (102)

5. Толщина цилиндрической стенки головки:

. (103)

6. Толщина направляющей части юбки:

. (104)

7. Длина направляющей части юбки:

- для тихоходных ДВС:

. (105)

- для быстроходных ДВС:

. (106)

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

- для тихоходных ДВС:

. (107)

- для быстроходных ДВС:

. (108)

9. Полная длина поршня тихоходных ДВС тронкового типа L=(1,1...1,7)S; быстроходных ДВС тронкового типа L=(1,05...1,3)S; четырёхтактных крейцкопфных ДВС L=(0,25...0,4)S; двухтактных крейцкопфных ДВС L=(1,3...1,4)S.

Необходимую длину направляющей части поршня L_нопределяют, исходя из допустимого удельного давления на площадь проекции боковой поверхности поршня:

, (109)

где

Таблица 15

Nmax=0,07Рz	при			=1/5,5
Nmax=0,08Рz		при	=1/5
Nmax=0,09Рz	при			=1/4,5
Nmax=0,1Рz	при			=1/4
Nmax=0,11Рz	при			=1/3,5

К - допустимое удельное давление на 1 м²площади проекции боковой поверхности поршня в Н/м², принимаемое равным: (200...400)10³Н/м²для тихоходных ДВС и (400...700)10³Н/м²для быстроходных ДВС;

Р_z- сила, действующая на поршень в конце сгорания топлива.

11. Днище поршня рассчитывается на изгиб. В случае плоского днища условие прочности имеет вид:

, (110)

где - толщина днища;

=(0,08...0,15)D - для чугунных неохлаждаемых поршней;

=(0,07...0,1)D - для чугунных охлаждаемых поршней;

=(0,06...0,08)D - для стальных охлаждаемых поршней;

=(0,1...0,12)D - для алюминиевых поршней;

[]_из- допускаемое напряжение на изгиб.

Эквивалентные допускаемые напряжения на изгиб для поршней должны быть: для чугунных

для стальных;для поршней из лёгких сплавов.

При сложной форме днища поршня следует определить для каждой из частей сложной формы моменты инерции сечения J_{0 0}, а величина_изнайдётся как:

,

где - результирующий изгибающий момент, действующий на днище поршня;

- ордината центра тяжести всего сечения.

Расчёт поршневого пальца

1. Диаметр пальца:

. (111)

Рис 10. Конструктивные размеры поршня.

2. Длина вкладыша головного подшипника:

. (112)

3. Внутренний диаметр пальца:

. (113)

Рис. 11. Расчетная схема поршневого кольца

Длина пальца:

. (114)

5. Расстояние между серединами опор пальца:

. (115)

Длина опорной части бобышки:

. (116)

7. Напряжение изгиба, возникающее в момент действия силы:

. (117)

8. Напряжение среза:

. (118)

9. ;

Допускается напряжение изгиба []_издля углеродистой стали_из=(80...120)10⁶Н/м²; для легированной_из=(150...180)10⁶Н/м².

Допускаемое напряжение среза []_срможет быть принято_ср=5010⁶Н/м².

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

11. , (119)

.

Модуль упругости материала Е следует принять для чугуна , стали, а алюминиевых сплавов -.

11. Удельное давление в подшипнике скольжения:

. (120)

Допускается давление [K]_пдля вкладыша залитого баббитом -, для вкладыша, выполненного из бронзы -

, для игольчатых подшипников -.

12. Удельное давление на гнездо бобышки:

. (121)

Допускаемое давление [K]_бдля бобышек из чугуна -, из алюминиевого сплава -.

5.2. Расчёт 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, приведены в таблице 15.

2. Диаметр коленчатого вала d, мм:

, (122)

где D - диаметр цилиндра в мм;

S - ход поршня в мм;

L - расстояние между центрами рамовых подшипников, мм;

А и В - безразмерные коэффициенты, зависящие от Р_i(среднее индикаторное давление) и Р_яи принимаемые по таблицам 16 и 17;

С - безразмерный коэффициент, зависящий от числа цилиндров и тактности (таблица 18);

К - безразмерный коэффициент, вычисляемый:

. (123)

Таблица 15

Механические характеристики марок сталей

Марка стали	Предел прочности при растяжении р, кг/мм2	Предел текучести т, кг/мм2
45Х	105	85
30Х	95	75
18ХН	115	90
35ХМ	100	85
35	52	30
45	60...65	34...35
65Г	130	110

Таблица 16

Безразмерные коэффициенты, зависящие от Р_i

3	9,15	5,5	30,5
3,5	12,3	6	36,2
4	16	6,5	42
4,5	20,45	7	46,7
5	25	7,5 и более	51,7

Таблица 17

Безразмерные коэффициенты, зависящие от Р_я

Pz, кг/см2	В	Pz, кг/см2	В
21 25 30 35 40 45	32,3 28,4 46,2 53,8 61,5 69	50 55 60 65 70 75	77 84 92 100 108 115

Таблица 18

Значение коэффициента С.

Число цилиндров	ДВС		Число цилиндров	ДВС
	4-х	2-х		4-х	2-х
1	1	1	7	1,22	1,34
2	0,96	0,96	8	1,24	1,37
3	1,02	1,05	9	1,25	1,39
4	1,09	1,18	10	1,25	1,41
5	1,14	1,25	11	1,26	1,42
6	1,19	1,3	12	1,27	1,44

3. Диаметр шатунной d_ши рамовой d_ршейки принимаются в соответствии с прототипом, но не менее расчётного значения d.

3. Толщина щели:

. (124)

5. Ширина щеки:

. (125)

6. Длина шатунной шейки:

. (126)

7. Длина рамовой шейки:

. (127)

8. Расстояние между осями коренной и шатунной шеек R, между средним слоем щеки и серединой рамового подшипника a₂, между серединами рамовых шеек a₁, принимается в соответствии с прототипом. К примеру, для двигателя 6С275Л R=180мм, а₂=130мм, а₁=520мм.

9. Радиусы закруглений:

—	у мотылёвой шейки
—	у рамовой шейки
—	у фланца

8. 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 ₂).

8. Значение углов (абсцисс), ординаты которых подлежат суммированию в первом опасном положении, соответствуют: 0, 0+₀, 0+₀₁,.... (число углов равно числу цилиндров i).₀- угол между двумя последующими вспышками равен:

.

12. Значения углов (абсцисс), ординаты которых подлежат суммированию во втором опасном положении, соответствуют: ₁,₁+₀,₁+2₀,.... (число значений равно числу цилиндров i).

12. Из диаграммы касательных усилий определяем значение Р_кдля соответствующих углов заклинивания мотылей (для ДВС 6С275Л это 120⁰, 240⁰, 360⁰, 480⁰, 600⁰и 720⁰) и вписывают их в таблицу 19 в строку первого мотыля.

Дальнейшее заполнение таблицы производят в порядке последовательности вспышек, т.е. после заполнения первой строки заполняют пятую, затем третью и т.д. Значения Р_ри Р_кпри заполнении каждой строки смещают на одну клетку вправо. При таком порядке заполнения таблицы окажется, что в вертикальные графы вписаны значения Р_кдля всех мотылей в момент прохождения одного из них через ВМТ.

Значения Р_ри Р_копределяют с помощью формул (82) и (83). Уголможно найти из уравнения:

. (128)

Произведя суммирование Р_кцилиндров, расположенных впереди, т.е. значений Р_к, вписанных в таблицу выше строки данного мотыля, находят мотыль, передающий наибольшее касательное усилие. Из таблицы 19 видно, что при максимальном значении Р_р=4,85 МН/м²наибольшее касательное усилие от других цилиндров, равноеР_к=+0,23 МН/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.

Рис. 12 Эскиз коленчатого вала.

Таблица 19

Значения Р_р и Р_к при разных углах поворота мотыля

№ мотыля	Рри РкМН/м2	Углы поворота мотыля, град						Порядок вспышек
		0 720	120	240	360	480	600
1	Рк	0	+0,15	-0,27	0	+0,5	-0,23	1
	Рр	0	+0,15	-0,27	4,85	+0,5	-0,23
2	Рк	-0,27	0	0,5	-0,23	0	0,15	5
	Рк		+0,15
	Рр		4,85
3	Рк	0,5	-0,23	0	+0,15	-0,27	0	3
	Рк						-0,08
	Рр						4,85
4	Рк	0,15	-0,27	0	0,5	-0,23	0	6
	Рк			0,23
	Рр			4,85
5	Рк	-0,23	0	0,15	-0,27	0	0,5	2
	Рк					0
	Рр					4,85
6	Рк	0	0,5	-0,23	0	0,15	-0,27	4
	Рк	0,15
	Рр	4,85

12. Для определения наиболее нагруженного мотыля во втором опасном сечении суммируют ординаты кривой касательных усилий для угла поворота ₁с учётом последовательности вспышек. В этом случае заполнение таблицы осуществляется точно также, как и таблицы 19. Вносимое значение Р_рможет быть определено как:

. (129)

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

Первое опасное положение Расчёт шатунной шейки

15. Сила давления в конце горения (рис.13):

. (130)

Момент, изгибающий шатунную шейку:

. (131)

Напряжение изгиба:

, (132)

где W_из- осевой момент сопротивления [м³] для сплошной шейки равен W=0,1d³; для пустотелой:

. (133)

18. Наибольшее касательное усилие от расположенных впереди цилиндров:

. (134)

19. Момент, скручивающий мотылёвую шейку:

. (135)

20. Напряжение кручения:

. (136)

21. Эквивалентное напряжение в шейке:

. (137)

22. Условие прочности выполняется, если , где- допускаемое напряжение до 100 МН/м², а в валах из легированной стали до 120 МН/м².

Значение даны в таблице 20.

Таблица 20

Отношение R/L

	Отношение
	1/3,5	1/3,7	1/4	1/4,3	1/4,5	1/5	1/5,5
0 360	1	1	1	1	1	1	1
15 345	0,947	0,948	0,949	0,95	0,951	0,952	0,954
30 330	0,794	0,798	0,803	0,802	0,81	0,816	0,82
45 315	0,561	0,569	0,58	0,589	0,595	0,606	0,616
60 300	0,279	0,291	0,308	0,322	0,332	0,348	0,362
75 285	0,018	0,002	0,018	0,036	0,048	0,069	0,086
90 270	-0,298	-0,281	-0,258	-0,239	-0,228	-0,204	-0,18
105 255	-0,536	-0,52	-0,499	-0,481	-0,47	-0,449	-0,432
120 240	-0,721	-0,788	-0,692	-0,678	-0,668	-0,652	-0,637
135 225	-0,853	-0,845	-0,834	-0,825	-0,819	-0,808	-0,8
150 210	-0,938	-0,934	-0,929	-0,919	-0,921	-0,916	-0,911
165 195	-0,985	-0,984	-0,983	-0,981	-0,981	-0,979	-0,978
180	-1	-1	-1	-1	-1	-1	-1

Расчёт рамовой шейки

23. Изгибающий момент (рис.14):

(138)

Рис. 13. Изгиб мотылёвой шейки в первом опасном положении.

Рис. 14 Изгиб рамовой шейки в первом опасном положении.

24. Напряжение изгиба:

. (139)

25. Напряжение кручения:

.

26. Эквивалентное напряжение:

.

27. Условие прочности выполняется, если .

Расчёт щеки

Изгибающий момент (смотри рис.15):

. (140)

29. Момент сопротивления на широкой стороне щеки:

. (141)

30. Напряжение изгиба:

31. Момент сопротивления на узкой стороне щеки:

. (142)

Рис. 15. Изгиб щеки в первом опасном положении.

32. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

.

Напряжение сжатия от силы Р_z/2:

. (143)

34. Суммарное напряжение:

. (144)

35. Условие прочности выполняется, если .

Второе опасное положение Расчёт шатунной шейки

36. Наибольшее касательное усилие одного цилиндра:

. (145)

37. Наибольшее радиальное усилие одного цилиндра:

. (146)

38. Изгибающий момент от наибольшего касательного усилия:

. (147)

39. Изгибающий момент от наибольшего радиального усилия:

. (148)

40. Напряжение изгиба от действия М_{из К}:

.

41. Напряжение изгиба от действия М_{из Р}:

,

где W₁=0,1d_ш³

42. Равнодействующее напряжение изгиба:

. (149)

43. Суммарное касательное усилие, передаваемое шейкой рамового подшипника:

. (150)

44. Касательное усилие от впереди расположенных цилиндров:

. (151)

45. Крутящий момент от касательной силы Р_кп:

. (152)

46. Крутящий момент от касательной силы одного цилиндра:

. (153)

47. Напряжения кручения от моментов М_{кр 1}и М_{кр п}:

. (154)

48. Суммарное напряжение кручения:

. (155)

Эквивалентное напряжение в шатунной шейке:

.

50. Условие прочности выполняется, если .

Расчёт щеки

51. Изгибающий момент на широкой стороне щеки:

.

52. Напряжение изгиба на широкой стороне щеки:

.

53. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

. (156)

54. Напряжение сжатия силой Р_р/2:

. ( 157)

55. Суммарное напряжение:

. (158)

56. Момент, скручивающий щеку:

.

57. Момент сопротивления кручению на середине широкой стороны щеки:

. (159)

58. Касательное напряжение на середине широкой стороны щеки:

.

59. Напряжение кручения на середине узкой стороны щеки:

. (160)

60. Равнодействующее напряжение на середине широкой стороны щеки:

. (161)

61. Равнодействующее напряжение на середине узкой стороны щеки:

. (162)

Расчёт рамовой шейки

62. Изгибающий момент силы Р_к:

. (163)

63. Изгибающий момент силы Р_р:

. (164)

64. Равнодействующий изгибающий момент:

. (165)

65. Напряжение изгиба:

.

66. Момент, скручивающий рамовую шейку:

.

67. Напряжение кручения:

.

68. Суммарное напряжение в рамовой шейке:

.

Условие прочности выполняется, если .

6. Определение уравновешенности двс

Под внешней неуравновешенностью ДВС понимается наличие в нём периодических сил или моментов сил, передающихся на фундамент. Причиной

внешней неуравновешенности ДВС являются силы инерции приведённых

поступательно движущихся масс (ПДМ) и неуравновешенных вращающихся масс КШМ всех цилиндров, а также опрокидывающие моменты (определяется характером диаграммы суммарных тангенциальных сил).

Рис. 16. Схема коленчатого вала двухтактного шестицилиндрового ДВС.

Порядок аналитического способа расчёта уравновешенности ДВС следующий:

1. Строится в произвольном масштабе схема вала, определяется центр тяжести ДВС и расстояния от центра тяжести до осей всех цилиндров. Обозначим условно массу одного цилиндра за 1. Координату центра масс Xможно определить из уравнения (смотри рис.16):

. (166)

2. Принимается величина условной центробежной силы Р_у=1 Н.

3. Находятся углы развала мотылей для всех цилиндров ДВС при положении мотыля первого цилиндра в ВМТ.

4. Строится схема мотылей, и каждый мотыль нагружается условной центробежной силой Р_у=1 Н.

5. Определяются силы инерции 1-го порядка, как составляющие условных центробежных сил инерции:

в вертикальной плоскости

Рис. 17. Схемы мотылей I и II порядков.

. (167)

в горизонтальной плоскости

. (168)

6. Определяется момент сил инерции относительно центра тяжести двигателя в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

, (169)

, (170)

где Р_у- условная центробежная сила;

 - угол развала мотылей;

h - расстояние от центра тяжести двигателя до оси соответствующего цилиндра.

Принято, что величина h имеет знак плюс, если расположена слева относительно центра тяжести, и знак минус, если расположена справа относительно центра тяжести. Знак момента определяется знаком h.

7. Находятся неуравновешенные силы и моменты сил инерции как алгебраическая сумма сил и моментов сил инерции всех цилиндров. Результаты сводятся в таблицу. Затем определяется:

, (171)

. (172)

Положение вектора моментов на диаграмме мотылей относительно мотыля первого цилиндра, расположенного в ВМТ, определяется углом ₁из выражения:

. (173)

8. Аналогично определяются неуравновешенные силы инерции и моменты сил инерции 2-го порядка:

строится схема мотылей 2-го порядка;

определяются угол 2, силы инерции 2-го порядка и моменты сил инерции 2-го порядка;

данные расчётов заносятся в таблицу;

определяются:

, (174)

, (175)

. (176)

9. Определяются неуравновешенные силы и моменты от системы сил вращающихся масс. Неуравновешенные силы и моменты сил инерции определяются при положении мотыля в ВМТ. Методика определения аналогична методике определения неуравновешенных сил и моментов инерции 1-го порядка. Строится схема мотыля 1-го порядка, определяются углы . Каждый мотыль нагружается условной центробежной силой Р_у=1 Н, которая переносится в точку О на оси коленчатого вала и каждая из перенесённых сил раскладывается на две составляющие, которые находятся по уравнениям:

, (177)

. (178)

Неуравновешенный момент в вертикальной и горизонтальной плоскостях находится по зависимостям:

, (179)

. (180)

Результаты расчётов заносятся в таблицу. Максимально неуравновешенный момент равен:

, (181)

. (182)

7. Особенности динамического расчета двухтактных двс

Все изложенное по определению сил, действующих на коленчатый вал четырехтактных двигателей, справедливо и для двухтактных двигателей, за исключением некоторых особенностей построения диаграммы расчетного цикла. В двухтактных двигателях объем, описываемый поршнем, равен:

, (183)

где ,—объем цилиндра, занятый выпускными окнами.

Рис18. Индикаторная диаграмма двухтактного дизеля

При построении диаграммы примем

V¢_s+V_c=А, (184)

Тогда

, (185)

. (186)

(187)

. (188)

, (189)

где — отношение высоты выпускных окон к ходу поршня известно из

расчета устройств продувки и выпуска двигателя.

Дальнейшее построение диаграммы совершенно аналогично построению диаграммы четырехтактных двигателей. Конец диаграммы bda, соответствующий периоду выпуска и продувки, зависит от типа последней и воспроизводится по образцу действительных индикаторных диаграмм.

Рис19. Диаграмма сил, действующих на поршень двухтактного дизеля

На рис. 19-21 изображены диаграммы сил, действующих на поршень, касательных сил от одного цилиндра и суммарная диаграмма касательных сил восьмицилиндрового двухтактного дизеля.

Если двигатель приводит в действие компрессор или поршневой продувочный насос, то для учета их влияния при построении суммарной диаграммы касательных сил алгебраически складывают ординаты диаграммы касательных сил рабочих и вспомогательных цилиндров при различных углах поворота мотыля.

Для определения средней ординаты суммарной диаграммы касательных сил в масштабе чертежа необходимо площадь между кривой и осью абсцисс

Рис. 20. Диаграмма касательных сил цилиндра двухтактного дизеля

на участке длиной поделить на длину этого участка диаграммы в сантиметрах. Если кривая суммарной диаграммы касательных сил пересекает ось абсцисс, то для определениянужно алгебраическую сумму площади между кривой и осью абсцисс разделить на длину участка диаграммы. Для проверки правильности построения всех рассмотренных диаграмм полученное значениеследует сравнить с ее значением, определяемым следующим образом.

При установившемся режиме двигателя без учета вспомогательных цилиндров работа сил сопротивлений за один оборот вала равна индикаторной работе:

. (190)

Отсюда

4, (191)

где (здесь— коэффициент тактности двигателя, равный для четырехтактных двигателей 0,5 и для двухтактных — единице;— число цилиндров двигателя);— среднее индикаторное давление (теоретическое среднее индикаторное давление).

Рис. 21 Суммарная диаграмма касательных сил двухтактного дизеля

8. Исходные данные к выполнению курсового проекта.

Таблица 24

Параметры для расчета судовой ДЭУ.

Вариант	Тип судна	Д т.т.	V, узлы	H	C	O
1	танкер	1	10	11	87	2	12
2	танкер	2	11	12	86	2	13
3	танкер	3	12	13	85	2	14
4	ледокол	4	13	14	84	2	15
5	ледокол	5	14	15	83	2	16
6	ледокол	1	12	11	88	1	17
7	сухогруз	1,4	13	12	87	1	18
8	сухогруз	1,6	14	13	86	1	12
9	сухогруз	1,8	15	14	85	1	13
0	сухогруз	2,4	16	15	84	1	14

ПРИМЕЧАНИЯ:1.Степень сжатия принимается по предпоследнему номеру зачетной книжки, а остальные параметры принимаются по последнему номеру зачетной книжки.

2.Для четного номера варианта принимается четырехтактный дизель, а для нечетного номера варианта - двухтактный дизель.

Таблица 25

Графическая часть проекта

Вариант	Лист 1	Лист 2	Лист 3
1	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Топливная система
2	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Топливная система
3	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Топливная система
4	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Система охлаждения
5	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Система охлаждения
6	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Система охлаждения
7	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Смазочная система
8	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Смазочная система
9	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Смазочная система
0	Диаграммы	Поперечный разрез дизеля	Топливная система

ПРИМЕЧАНИЕ:номер варианта принимается по последнему номеру зачетной книжки

Литература

1. Троицкий Б.Л. Основы проектирования СЭУ. Л.: Судостроение, 1980.

2. Беседин В.Н. Судовые ДВС. Л.: ЛКИ, 1988.

3. Ваншейдт В.А. Судовые ДВС. Л.: Судостроение, 1977.

4. Куприянов Д.Ф. Теория судовых ДВС. М.: Транспорт, 1965.

5. Овсянников М.К. Судовые дизельные установки. Л.: Судостроение, 1986.

6. Гальперович Л.Г. Системы впрыска топлива судовых дизелей. Л.: Судпромгиз, 1961.

7. Каминер А.А. Проектирование судовых ДВС. Л.: Судостроение, 1967.

8. Самсонов В.И. Двигатели внутреннего сгорания морских судов. М.: Транспорт, 1990.

Содержание

Введение 3

1 Организация проектирования. Оформление

курсового проекта 4

2 Выбор главных двигателей и основных параметров 5

2.1 Определение суммарной мощности ГД 5

2.2 Выбор основных параметров дизеля 7

3 Тепловой расчёт ДВС 12

3.1 Теплота сгорания топлива 12

3.2 Процесс наполнения 13

3.3 Процесс сжатия 16

3.4 Процесс сгорания 17

3.5 Процесс расширения 21

3.6 Процесс выпуска 21

3.7 Построение расчётной индикаторной диаграммы 22

3.8 Параметры, характеризующие рабочий цикл 27

4. Динамический расчет ДВС 28

4.1 Диаграмма движущих усилий 28

4.2 Диаграмма касательных усилий 32

4.3 Суммарная диаграмма касательных усилий 37

4.4 Определение мохового момента и главных

размеров моховика 39

5. Расчёт прочности деталей двигателя 41

5.1 Расчёт поршневой группы 41

5.2 Расчет коленчатого вала 48

6 Определение уравновешенности ДВС 64

7 Особенности динамического расчета двухтактных ДВС 69

8 Исходные данные к выполнению курсового проекта 74

Литература 76

Приложение 1 77

Приложение 2 79

Приложение 3 80

Для заметок

87

Стенин Валерий Александрович

СГЭО.Судовые дизели

Методические указания

К выполнеию курсового проекта

Компьютерный набор и верстка автора

Подготовка к печати Н.Н. Завернина

Сдано в производство 27.04.05 г. Подписано в печать 29.04.2005 г.

Уч.-изд. л. 1,4. Формат 84х108¹/₁₆. Усл.-печ. л. 5.

Изд. №730. Заказ №707.

Редакционно-издательский отдел Севмашвтуза

164500, г. Северодвинск, ул. Воронина, 6.

3

86

Для заметок

4

85

Для заметок

5

84

Для заметок

6

83

7

82

3

3

4

4

6

12

12

13

16

17

21

21

22

27

28

28

32

37

39

41

41

48

64

69

74

76

77

79

80

8

81

9

80

10

79

11

78

12

77

13

76

14

75

15

74

16

73

17

72

18

71

19

70

20

69

21

68

22

67

23

66

24

65

25

64

26

63

27

62

28

61

29

60

30

59

31

58

32

57

33

56

34

55

35

54

36

53

37

52

38

51

39

50

40

49

41

48

42

47

43

46

44

45