Конструктивный расчет деталей дизеля

Для определения размеров деталей выполняется ксерокопия поперечного разреза дизеля в увеличенном масштабе, определяется масштаб чертежа и выполняется эскиз детали в масштабе, учитывая, что диаметр рабочего цилиндра имеется в задании на курсовую работу.

При определении размеров деталей также используют эмпирические соотношения из таблиц конструктивных соотношений. По возможности сопоставляют полученные размеры с размерами деталей, существующих дизелей.

По расчетным формулам, согласно предварительного эскиза детали в масштабе, производятся проверочные расчеты и уточняются размеры, затем делаются заключения.

Для выполнения полного динамического расчета необходимо знать величину движущей силы от совместного действия сил давления газов Р_z и сил инерции поступательно движущихся масс Р_н кривошипно-шатунного механизма, т.е. необходимо иметь развернутую индикаторную диаграмму и диаграмму сил инерции поступательно движущихся частей.

Расчет поршня.

Поршни судовых двигателей изготавливаются из чугуна марок СЧ32, СЧ24,СЧ28 и из алюминиевых сплавов марок АЛ -1, АК - 2, АК - 4, литейного жаропрочного сплава АЛ - 19.

Конструктивные соотношения элементов поршня, поршневых пальцев и колец выбираем из табл. I

Конструктивные соотношения элементов поршня, поршневых пальцев и колец.

Поршень двигателя 6чсп12/14 чугунный , охлаждаемый , двигатель быстроходный

№ п.п.	Параметры	Дизели
		быстроходный
1	Толщина днища поршня Охлаждаемого (чугунного, алюминиевого, стального)	96мм
2.	Зазор между тронком и втулкой цилиндра (Д-Д,)	0,12мм

3.	Длина поршня L: четырехтактного	240мм
4.	Длина тронковой части LТ четырехтактного	165мм
5.	Зазор между цилиндром и головкой поршня (Д-Дз)	2,16мм
6.	Расстояние С от верхней кромки поршня до первого кольца	18мм
7.	Расстояние от нижней кромки тронка до оси поршневого пальца L,	144мм
8.	Толщина стенки головки поршня, s4	26мм
9.	Толщина стенки тронка, S1	1,8мм
10.	Число уплотнительных колец	4
11.	Радиальная толщина кольца, В	6
12.	Высота кольца, h	7,14
13.	Ширина перемычки между канавками, hi	8мм
14.	Диаметральный зазор между кольцом и канавкой поршня,	1мм
15.	Тепловой зазор на высоте кольца, S3	0,1мм
16.	Число маслосъемных колец	2
17.	Диаметр поршневого пальца, d	42мм
18.	Диаметр внутреннего отверстия пальца, do	37,6мм
19.	Длина пальца, С	40мм
20.	Расстояние между внутренними торцами бобышек, l1	39,8мм
21.	Длина опорной поверхности в бобышке lδ	20,5мм
22.	Расстояние между центрами бобышек l0	60мм
Д - диаметр цилиндра, S - ход поршня

Сущность проверочного расчета деталей на прочность заключается к определении рабочего напряжения в опасном сечении. Если рабочее напряжение не превосходит допускаемого, то прочность в данном сечении обеспечена. В противном случае, исходя из конкретных условий, необходимо принять меры, устраняющие перегрузку детали.

Снижение механических напряжений возможно за счет увеличения сечения, изменение формы детали (постановка подкрепляющих ребер, подбор более рациональных форм сечений и т.п.). Перенапряжение можно устранить заменой данного материала более прочным, повышением его механических характеристик термообработкой и т.д. В этих условиях повышается допускаемое напряжение. Принимаемые меры должны быть экономически целесообразными.

Весьма важно обеспечить жесткость деталей, которая гарантируется при повышенных коэффициентах запаса прочности, т.е. при пониженных опускаемых напряжениях, приводимых в учебно-справочной литературе.

Проверка на удельное давление позволяет судить об ограничении износа трущихся поверхностей. Если рабочее удельное давление превосходит допускаемое, то возможно выжимание масла, вследствие чего происходит повышенный износ и нагрев деталей, вызывающий повреждение рабочих поверхностей.

Приступая к расчету поршня поясним, что точно рассчитать прочность днища сложно, так как необходимо учитывать его не плоскую форму, упругую заделку по контуру, тепловые напряжения.

После конструктивного определения толщины днища S (по табл. 1) используем эмпирическую формулу Неймана и находим рабочее напряжение изгиба от совместного действия механических и тепловых нагрузок

где: Р_z- давление сгорания, МПа;

Дз - диаметр заделки днища, м;

δ- толщина днища поршня, м;

30МПа - для чугунных поршней без ребер;

100МПа с ребрами;

15МПа - для алюминиевых поршней без ребер;

50МПа с ребрами.

- условие прочности

Условия прочности соблюдены

После определения по табл. 3 длины тронка - Lт проверяем ее на допускаемое удельное давление (Рис. 1)

МПа, где:

Pн max - наибольшая нормальная сила, Мн;

Д - диаметр цилиндра, М;

Lт- длина тронковой части поршня, м

Приближенно принимаем:

а)Р_нmax = 0,08Pz; при

б)Р_нmax = 0,1Рz; при

где: P_z= , мПа - сила от давления газов.

P_z= =0,0062мПа

[P_Т] = 0,35 МПа для тихоходных с чугунными поршнями;

[Р_T] = 0,55 МПа для быстроходных с алюминиевыми поршнями;

[Р_T] = 1,0 МПа для быстроходных алюминиевых укороченных.

Рт < [Р_т] - условие работоспособности.

[0,06] < [0,35]

Условия работоспособности соблюдены

После определения по таблице 1 размеров бобышек проверяем их на допустимое удельное давление (рис.2)

,мПа

мПа

[р] = 40 МПа - для чугунных поршней;

[р] = 30 МПа - для алюминиевых поршней,

p <, [р]- условие работоспособности.

36,9 <[40]

Условия работоспособности соблюдены

После определения по таблице размеров кольца проверяем его изгиб (рис.2)

где: Д - диаметр цилиндра, м.

в - толщина кольца, м

Р - удельное давление кольца на стенку рабочей втулки; вызванное силами упругости, МПа

Р = (0,03 0,06) МПа - для тихоходных дизелей; (0,05мПа)

Р = (0,06 02) МПа - для быстроходных дизелей;

[ ] ⁼ (80 150) МПа - для тихоходных дизелей,

[ ] ⁼(80 200)МПа - для быстроходных дизелей.

[ ]- условие прочности.

108 [ ]

Условия работоспособности соблюдены

Поршневые кольца в судовых дизелях изготавливаются из чугунов марок СЧ18-СЧ28.

После определения по табл.1 размеров поршневого пальца рассматриваем его на изгиб как двухопорную балку

Максимально изгибающий момент в среднем опасном сечении

Мн*м

29,6 мПа

Момент сопротивления сечения пальца

, м³

м³

Напряжение изгиба в пальце

МПа

МПа

[ ]⁼ 120 МПа - для углеродистых сталей;

[ ] = 180 МПа - для легированных сталей

[ ]

42,2 [ ]

Поршневые пальцы изготавливаются из стали 20,15Х, 20Х, 12ХНЗА другие.

Проверяем принятые размеры на невыдавливание смазки из поршневого подшипника.

МПа

где: к - наибольшее допускаемое удельное давление в головном подшипнике, МПа;

к = (15 20) - для баббитовой заливки;

к = (25 50) - для бронзовых втулок.

При окончательном выборе размеров поршня их необходимо согласовать с размерами верхней головки шатуна.

Расчет шатуна.

Шатун подвергается действию силы от давления газов на поршень и cил инерции поступательно движущихся частей. Но в силу того, что в курсовой работе динамический расчет дизеля не производиться, все расчеты деталей шатуна ведем на силу заедания поршня в цилиндре – Р_н

Так как на речном флоте используется, в основном, среднеходовые и короткоходовые дизели ( ), проверку стержня шатуна на

продольную устойчивость не производят. Производим проверку стержня шатуна на прочность от суммарного напряжения в среднем сечении (рисЗ)^:по эмпирической формуле Навье-Ренкина, используя принятые соотношения таблицы 2

№	Параметры	Дизели
п.п.		тихоходные
1.	Длина стержня шатуна L	336
2.	Диаметр стержня шатуна dcr	30
3.	Диаметр внутреннего отверстия стержня do	7,5
4.	Среднее сечение двутаврового стержня (см. рисЗ)
	Высота Н	53,7
	Расстояние между полками h	37,5
	Толщина в	7,9
	Ширина В	39,7
5.	Внешний диаметр головки d1	67,2
6.	Длина втулки l1	из расчета пальца
7.	Толщина втулки δ	3,36
8.	Длина верхней головки l3	56
9.	Остальные размеры: S L2	11,5 58
Д - диаметр цилиндра; d - диаметр поршневого пальца