СДВС для студентов ЗСМ / Судовые двигатели внутреннего сгорания

тяжения и скалывания, возникающие от затяжки

шпилек. Уси-

JtD?

лие затяжки принимают равным Pf =

1 , 2 5

г д

е Df — сред-

ний диаметр уплотнительной канавки;

1,25 —

коэффициент, учи-

ренесем в середину опасного сечения л; —л; в

точку О две

рав-

ные Pf и противоположно направленные силы

Pf и Р'{* Силу Pf

разложим на" две

составляющие

Ps и Рн (см. рис.

81). Опреде-

лим напряжения,

возникающие

в сечении х — х.

Pf

Напряжения изгиба от действия пары сил

Pfd:

сги з = -^г •

Напряжения растяжения от нормальной силы Рн : етР =

P*/F.

Напряжения сдвига от касательной силы Р5: т =

Ps/F.

Здесь F — nD0h — площадь сечения х-—ху

м2;

W =

где [а] — допустимое напряжение, равное для чугунных

30—60,

для стальных втулок 60—80 МПа.

Уплотнительная канавка шириной в проверяется на удельное

давление Pf/nDfb, которое должно быть меньше или

равно

Рис. 82. К определению основных

размеров поршня

(а) и поршневого кольца

(б).

конструктивных

соображений

(рис.

82): 6 = (0,06 ч-0,15)D;

с = (1 1,6)6;

Si =

(0,03 -г- 0,06)D; 5 3

= (0,02 -f- 0,05)D;

U

=

= (0,6-f-1,2)D\

L =

(1,05 ^

1,7)S — для

тронковых,

L=(0,25

-г- 0,4)5 — для четырехтактных

крейцкопфных, L = ( 1 , 3 ч-

1,4)5—

для двухтактных крейцкопфных дизелей. Здесь

5,

б — ход

поршня и наименьшая толщина днища

поршня.

Число поршневых колец составляет для тихоходных двига-

телей 4—8 шт., быстроходных 3—6 шт.

Основной нагруженный

элемент поршня — это днище,

в

ко-

НИИ X ~

2 D1

Равнодействующая реакций опоры половины

Зя

Р Р Р Р

плиты равна по

величине 0,5Р и

приложена на

расстоянии

у = D\/k

от опасного сечения.

Таким образом, в диаметральном сечении действует пара сил,

создающая изгибающий момент

М из

{ . „ - „ - ^ ( A - f b )

ИЛИ

т

М из — Pz 24 *

W = Di б2

Момент

сопротивления изгибу для

плоского днища

Отсюда напряжения изгиба

^из

Р2Щ

1 ^ г ,

кают тепловые aty определяемые по

формуле (32), в которой

а — коэффициент пропорциональности,

равный 0,00835 — для чу-

удельная

тепловая

нагрузка, Вт/м2, <7 =

(0,071—0,186со)крг,

со — частота

вращения, с- 1 ; pi — среднее индикаторное давле-

ние, Па;

к =

1,0 и

к — 1,7 — соответственно

для четырех- и

0 = в** + ot

не должно превышать для чугунных

поршней

200 МПа, для

стальных 400 МПа, для алюминиевых

150 МПа.

ка

поршня:

X) ^

г ,

MRtf (1 +

№ —т—•

4

где

М — масса головки

поршня,

включающая охлаждающую

жидкость,

кг; R — радиус

кривошипа,

м; со — угловая

скорость

вращения

коленчатого ^ала, с- 1 ; % =

R/L—отношение

радиуса

заедания поршня. Силу Р3, возникающую при заедании, условно

TtD2

принимаютР3 = (100 4- 150)-^—. Расчет на заедание выполняют

в том случае, если сила Р3 больше силы инерции.

Длину тронка LT предварительно определяют в зависимости

от величины хода поршня S. Для МОД LT = (1,34- 1,4)5,

для

ВОД LT = (0,8 4- 0,9) S. Принятое значение LT проверяется

на

удельное

давление

от

наибольшей

нормальной силы за

цикл

Pn, max» Н\

PN,

j

Р

max ^

г г

Ю6LTD

^

где D — диаметр цилиндра, м. С достаточной точностью прини-

мают

PN

m a x = (0,08 4-0,1) Р\

[р] =

0,2 4-0,4

МПа —для

МОД

и [р]

= 0,4 4- 0,7 МПа — для ВОД.

Расчет бобышек сводится к определению их длины I и внут-

реннего

диаметра

d

(рис.

84).

Предварительно

принимают

1 =

(0,2 4- 0,27)D и

d =

(0,35 4- 0,4)D. Эти

размеры

проверяют

на

допускаемое удельное

давление

0 5р

[pt], где

pi =

(35 -f-.

'6 ^ <

— 40)

МПа —для чугунного или стального

поршня при

закреп-

ленном

пальце

и p i = (20-^-35)

МПа — для . поршня

из

алюми-

ниевого сплава при плавающем пальце.

Поршневое

кольцо в опасном сечении

(рис. 85)

проверяют

на изгиб:

(D

{D-hy

1

где D — диаметр цилиндра,

м; h — толщина

кольца, м;

р —

удельное давление кольца на стенку рабочей втулки,

вызванное

силами упругости. Для МОД

р = 0,03 0,06

МПа,

для

ВОД

Рис. 84. К расчету бобышек порш-

Рис. 85.

Расчетная

схема

ня и поршневого

пальца.

поршневого

кольца.

р = 0,064-0,2 МПа;

[аИз] = 80-т- 150 МПа —для

тихоходных

и

[аи з ] = ЮО -г- 200 МПа — для быстроходных

ДВС.

При надевании кольца на поршень также возникают напря-

жения изгиба:

1

f

<тиз =

3,5.

104

(#+0

/

где f — 8h — (бо — 6i) — деформация

кольца

при

надевании

на

поршень; 6o,Si — зазоры в замке в свободном и рабочем

состоя-

нии, б0 = (0,08 -г- 0,12) Д

6i = (0,006 -г- 0,0075) D. Высоту

кольца

принимают в пределах b — (0,75 ч- 1,2) h.

М из

JLA

2

JLIl

Р_

2

2

2 4

где U — расстояние

между

серединами

опор

пальца, м; /2 —

длина втулки верхней

головки

шатуна,

м; h

=

(0,38~0,51)£>,

тельно можно принять d = (0,35 4- 0,40) D\

d0

=

(0,4

0,5) d.

Напряжения изгиба в п а л ь ц е о т = ^ ^

^

[сгиз],

где [аи з ] =

= 120 МПа — для

углеродистых сталей,

«[сгиз]:=

180 МПа —

для легированных

сталей.

Принятые размеры пальца следует проверить на отсутствие

выдавливания смазки в головном соединении

•

р d ^

[Р<А- Здесь

0 р— A ~ B T < K W f ^ %

где

[сгСж] =

55

75 — для

тихоходных

дизелей

и

[аСж] =

= 75 4-120

МПа — для

быстроходных

дизелей;

/т щ — мини-

мальная площадь поперечного сечения, м;

акр — ломающее

кри-

тическое напряжение, МПа; Л, В — эмпирические

коэффициенты

для легированной

стали

А = 470 и

В =

2,3;

для

углеродистой

стали

Л = 335 и В = 0,62;

L — длина

шатуна,

м;

/ =

Л / - г

радиус инерции расчетного сечения шатуна, м

V

/ср

(/ — момент

инер-

_ я

- 4) и

;

Тср

4

dcp, do — диаметр расчетного

сечения

и

отверстия для подачи

смазки в головной подшипник, м;

dcp

= (0,25 4г 0,4)D} do =

= (0,2 4- 0,5) dcp; D — диаметр

цилиндра,

м,

155

где М„— масса поступательно

движущихся частей, кг;

X —

= R/L — относительная

длина кривошипа. Первое опасное се-

чение рассчитывают на

растяжение

0,5 Р

< K L

второе — на изгиб

106/3Л

Af,иэ

"из—

l06W

< К з ] .

Здесь [вр] =

30

60 МПа,

[ 0 И З ] = 60-f-90 МПа в зависимости

от качества

стали;

Миз

— изгибающий момент, равный

Pi

— ,

Рис.

86.

Расчетная схема шатуна (а) и его верхней го

ловки

(б).

Н - м ,

=

момент сопротивления сечения у — уу м3; Р —

большая из сил Рг и Ри , Н.

выбирают по конструктивным

Размеры

ft,

h (см. рис. 86)

соображениям:

h — (0,25 4- 0,3) d,

/2 = (1,4 ч- 1,6) d; / 3 = ( 0 , 9 - г

~ 1,0)/ь

5 =

(0,17 ч- 0,22) d; / ь d — см. рис. 86.

гг

—

Миз

Г- 1

а й з —

\ 0 6 w

^

где

Миз — изгибающий

момент

в

опасном

сечении,

Н-м:

Р1ш

W

момент

сопротивления сечения,

м3: W =

/4Л?

из

4

6

/ш — расстояние

между осями шатунных болтов, зависит от диа-

метра dK шейки кривошипа, м: /ш =

( 1,2 4- 1,3)dK

(при двух

бол-

тах),

/ш =

(1,1 4- 1,2)dK (при четырех

болтах).

где 1,35 — коэффициент, учитывающий

предварительную затяжку

болтов; Рр = Ри + Рц «

1,8РИ = 1,8AU?<d2(1 — %) — суммарная

сила

инерции, Н; Мл — масса поступательно движущихся

частей

кривошипно-шатунного механизма одного цилиндра,

кг;

dm, i —

наименьший диаметр резьбы и число болтов, м; [аР] =

60 4- 90 —

для

углеродистой и [ар] =

90 4- 130

МПа — для легированной

стали.

Если сила заедания Р3 поршня больше 1,8Р„, то

за

расчет-

ную силу следует принять Рэ , т. е. Рр =

Р3.

Рис. 88. Эскиз коленчатого вала.

эскиза

вала можно воспользоваться данными, приведенными

в табл.

8.

муле

з

d >

0,115/с д / я 2

У(10рг/,)2 +

(ф^)2 ,

где

к — величина,

зависящая

от

предела

прочности

материала

при

растяжении:

к = < \ / 2 о л - ш

;

П р И

и с п о л ь з о в а н и и

м а т е "

риала с

0в >

800

МПа

принимают

ав =

800

МПа,

к =

0,883;

D — диаметр

цилиндра,

см;

S — ход

поршня,

см;

рг—

макси-

мальное

давление

сгорания,

МПа; L — расстояние

между сере-

динами

рамовых шеек, см; ср — коэффициент, учитывающий тип

двигателя и

число

цилиндров

(табл. 9);

t — амплитуда

удель-