Курсовая работа (т): Розрахунок суднового двигуна типу 6L275ІІІPN

Рисунок 4.1 - Розрахункова схема поршня

Напруга в матеріалі за вказаних умов є більшою, ніж в реальному випадку закріплення плити по краях [8].

Небезпечний перетин I - I розташовано по діаметру. Розглянемо умови рівноваги будь-якої половини плити. Рівнодіючий тиск Pzстановитиме:

 (4.1)

а для половини плити вона складе і буде прикладена в центрі тяжкості півкола на відстані х від перетину I - I. Рівнодіюча опорного тиску (реакція) по величині також рівна, але направлена в протилежну сторону і прикладена в центрі тяжіння півкола на відстані у від небезпечного перетину.

Таким чином, в діаметральному перетині діє пара сил, що створює момент вигину:

 (4.2)

 а

Момент опору вигину Wв припущенні, що днище плоске:

 (4.3)

 (4.4)

Для створення додаткового запасу міцності в розрахунках приймають= D, де D - діаметр циліндра.

Окрім механічної напруги від сили рzв днищі виникає теплова напруга  величину якої підраховують за формулою, МПа:

 (4.5)

деа - коефіцієнт пропорційності, рівний для чавуну 0,00835, для сталі 0,02, для алюмінієвих сплавів 0,00547; - товщина днища, м; q - питоме теплове навантаження, Дж/(м2·с), рівнеq= (0,071...0,186)·n·pi; п - частота обертання колінчастого валу, с-1; pi- середній індикаторний тиск, Н/м2.

Сумарна напруга в днище поршня, МПа:

 (4.6)

не повинна перевищувати для чавунних поршнів 200 МПа, для сталевих 400 МПа, для алюмінієвих 150 МПа. З останньої формули виходить, що із збільшенням товщини днища поршня механічна напруга знижується, а теплові зростають.

Таким чином, якщо підставити в приведені формули всі відомі значення, отримаємо:

Таким чином запас міцності забезпечений.

РОЗДІЛ 5

РОЗРАХУНОК ПАЛИВНОЇ СИСТЕМИ ДВИГУНА

Розрахунок систем паливоподачі у першу чергу стосується вибору основних геометричних розмірів паливного насоса високого тиску, соплового апарата форсунки й паливного кулачка, що забезпечують одержання заданих параметрів упорскування [8].

Нижче приводиться скорочений спосіб визначення основних конструктивних елементів паливної апаратури.

Головне в розрахунку форсунки - визначення діаметра соплових отворів. Вихідним для розрахунку є вираз, що встановлює кількість палива, що доводиться на одну циклову подачу, г/цикл:

 (5.1)

де  - номінальна потужність циліндра двигуна, що обслуговується однією форсункою; - питома витрата палива; - номінальна частота обертання розподільного вала.

Таким чином при

одержимо:

Об’єм цієї кількості палива, см3/цикл:

 (5.2)

де  = 0,85…0,90 - густина палива, г/см3.

Об’єм палива, який повинен пройти через соплові отвори форсунки й потрапити в камеру стиснення за певний заданий проміжок часу й з відповідною швидкістю.

Така умова визначиться рівнянням нерозривності потоку:

 (5.3)

 (5.4)

де  - сумарна площа прохідного перетину всіх соплових отворів розпилювача;

- швидкість витікання палива;

- час упорскування, де - кут упорскування (поворот кривошипа за період витікання палива з форсунки);

 - частота обертання колінчастого вала;

 - коефіцієнт витікання з соплового отвору. Приймаємо  = 0,75.

У двигунах з однокамерним сумішоутворенням можна прийняти. Вибір кута  залежить від способу сумішоутворення, швидкохідності й інших факторів. У даному випадку п.к.в., тоді:

Визначивши з рівняння величину і маючи на увазі, що, , де  - площа прохідного перетину одного соплового отвору;

 - число соплових отворів.

Остаточно отримаємо:

Діаметр соплових отворів у побудованих двигунах становить. Кут між осями отворів перебуває в межах 70...45°. Його вибирають залежно від форми камери згоряння.

Розміри паливного насоса визначають виходячи з величини.

Якщо враховувати стискальність палива, втрати палива через нещільності рухливих частин паливного насоса й інші фактори, то продуктивність насоса зазвичай приймають з запасом у 1,5…2 рази.

Таким чином, об’єм палива, що повинен розміститися в надплунжерному просторі становитиме:

 (4.6)

Основні розміри насоса можуть бути визначені з виразу:

де  - діаметр плунжера;

- активний хід плунжера.

Практикою вироблені оптимальні відносини

Для тихохідних дизелів . Приймаємо .

Підставивши обрані значення, одержимо:

Істотним для роботи двигуна є закон подачі палива. Подача відбувається на відрізку кривої наростання швидкості. Отже, величина  повинна становити приблизно одну третину повного робочого ходу плунжера.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Возницкий И.В. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Том1. СПб.: Моркнига, 2007.

. Возницкий И.В., Пунда А.С. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Том2. СПб.: Моркнига, 2008.

. Возницкий И.В. Современные двухтактные малооборотные двигатели. СПб.: Моркнига, 2006.

. Возницкий И.В. Современные судовые среднеоборотные двигатели. СПб.: Моркнига, 2005.

. Румб В.К., Медведев В.В. Прочность судового оборудования. ЧастьI. Конструирование, расчеты прочности судовых двигателей внутреннего сгорания: Учебник, СПбМГУ. - СПб.: 2006.

. Судовые энергетические установки. Румб В.К., Яковлев, Г.В., Шаров Г.И. и др. ЧастьI. Судовые дизельные энергетические установки: Учебник, СПбМГУ. - СПб.: 2007.

. Возницкий И.В., Михеев Е.Г. "Судовые дизели и их эксплуатация". М.: Транспорт- 1990.

. Возницкий И.В., Камкин С.В., Шмелев В.П., Осташенков В.Ф. «Рабочие процессысудовых дизелей» М.: Транспорт. - 1985.

. Самсонов В.И., Худов Н.Н., Мирющенко А.А. «Судовые двигатели внутреннегосгорания», М.: - Транспорт. - 1981.

. Портнов Д.А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспламенением от сжатия. М.: Машгиз. - 1963.

. Лебедев О.Н., Сомов В.А., Калашников С.А. Двигатели внутреннего сгорания речныхсудов. М.: Транспорт. - 1990.

. Ваншейдт В.А. Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей: - Л.: «Судостроение». - 1989.

. Гогин А.Ф., Кивалкин Е.Ф., Богданов А.А. Судовые дизели. - М.: Транспорт. - 1988.

. Дизели. Справочник под ред. В.А.Ваншейдта- М-Л.: - Машгиз. -1964.

. Конструкция и расчет комбинированных двигателей/ Орлин А.С., Вырубов Д.Н., и др. - М.: «Машиностроение». - 1984.