Заглавная страница
Избранные статьи
Случайная статья
Познавательные статьи
Новые добавления
Обратная связь

ТОП 10 на сайте

Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации

Техника нижней прямой подачи мяча.

Франко-прусская война (причины и последствия)

Организация работы процедурного кабинета

Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний

Коммуникативные барьеры и пути их преодоления

Обработка изделий медицинского назначения многократного применения

Образцы текста публицистического стиля

Четыре типа изменения баланса

Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву

Мы поможем в написании ваших работ!

ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Влияние общества на человека

Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации

Практические работы по географии для 6 класса

Организация работы процедурного кабинета

Изменения в неживой природе осенью

Уборка процедурного кабинета

Сольфеджио. Все правила по сольфеджио

Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления

Главная Избранные Случайная статья Познавательные Новые добавления Обратная связь FAQ

Имени адмирала С. О. Макарова». Имени адмирала С. О

Стр 1 из 6Следующая ⇒

Имени адмирала С.О. Макарова»

Колледж ГУМРФ

Методические указания по выполнению выпускной квалификационной работы

Для обучающихся по профессиональному модулю

ПМ.01 Эксплуатация, техническое обслуживание и ремонт судового энергетического оборудования

МДК.01.01 Основы эксплуатации, технического обслуживания и ремонта судового энергетического оборудования

По специальности 26.02.05 Эксплуатация судовых энергетических усатновок

Санкт-Петербург

2017

ОДОБРЕНО на заседании ЦК профессионального учебного цикла специальности 26.02.05 Протокол № __ от «___» _________ 2021г. Председатель ЦК ________________А.В. Бухалев

УТВЕРЖДАЮ Зам. директора по УМР ______________С.У. Мансуров «___»_____________2021 г.

Авторы:

Смирнов А.С., преподаватель Колледжа ГУМРФ специальности 26.02.05 Эксплуатация СЭУ

Оглавление

ВВЕДЕНИЕ. 3

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ. 4

1.1. Порядок курсового проектирования. 4

3.1. Параметры процесса наполнения. 7

3.2. Параметры процесса сжатия. 10

3.3. Параметры процесса сгорания. 10

3.4. Параметры процесса расширения. 12

3.5. Параметры процесса выпуска. 12

3.6. Энергетические и экономические показатели двигателя. 13

3.7. Построение теоретической индикаторной диаграммы. 14

4.1. Расчет поршня. 17

4.2. Расчет шатуна. 22

4.2.1. Расчет стержня и верхней головки шатуна. 24

4.2.2. Расчет нижней головки шатуна. 25

4.3. Расчет втулки цилиндра. 28

4.4. Расчет коленчатого вала. 31

5.1. Процесс наполнения. 36

5.2. Процесс сжатия. 38

5.3. Процесс сгорания. 39

5.4. Процесс расширения. 40

5.5. Параметры газа в выпускном тракте. 41

5.6. Энергетические и экономические показатели. 42

5.7. Построение теоретической индикаторной диаграммы. 43

ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Выпускная квалификационная работа (ВКР) в форме защиты дипломной работы. является видом ГИА выпускников специальности 26.02.05 Эксплуатация судовых энергетических установок

Тематика выпускной квалификационной работы по специальности

Эксплуатация судовых энергетических установок

Для обучающихся по заочной форме обучения

В 2020 – 2021 учебном году

«РАСЧЕТ И АНАЛИЗ СУДОВОЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ

СУДОВ РАЗЛИЧНЫХ ПРОЕКТОВ С ЦЕЛЬЮ ПОВЫШЕНИЯ

НАДЕЖНОСТИ И ЭФФЕКТИВНОСТИ МОРСКИХ (РЕЧНЫХ)

ПЕРЕВОЗОК»

Подготовка и защита ВКР способствует систематизации, расширению освоенных во время обучения знаний обучающихся по общепрофессиональным дисциплинам, профессиональным модулям и закреплению знаний выпускника по специальности при решении разрабатываемых в выпускной квалификационной работе конкретных задач, а также выяснению уровня подготовки выпускника к самостоятельной работе.

Тематика ВКР разрабатывается преподавателями цикловой комиссии профессионального учебного цикла специальности в соответствии с содержанием профессионального модуля, обсуждается на заседании цикловой комиссии и согласовывается с представителями работодателей.

Выбор темы ВКР осуществляется обучающимися до начала производственной (преддипломной) практики в целях своевременного сбора практического материала для подготовки ВКР.

Руководитель ВКР совместно с обучающимися разрабатывает индивидуальные задания на каждую тему ВКР, которые рассматриваются цикловой комиссией, подписываются руководителем ВКР и утверждаются заместителем директора по УМР.

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Задания на курсовое проектирование выдаётся индивидуально.

Предлагается примерная тематика курсовых проектов по судовым двигателям внутреннего сгорания:

1. Расчёт теоретического рабочего цикла дизеля с построением индикаторных диаграмм в P V и Р φ координатах.

2. Проведение прочностных расчётов отдельных узлов двигателя с выполнением рабочего эскиза.

3. Анализ показателей двигателя при изменении внешних условий.

Параметры процесса сжатия.

Давление в конце процесса сжатия определяются уравнением политропы сжатия – p_c= p_a εⁿ¹ (Па), где n1 – средний показатель политропы сжатия в цилиндре (по опытным данным данным имеет следующие значения: для мало и среднеоборотных двигателей – 1,34-1,38; высокооборотных – 1,38-1,4).

Температура в конце процесса сжатия (в °К) Т_с = T_a ε^n-1

Параметры процесса сгорания

Максимальное давление цикла (Па) P_z = λP_c, где λ – степень повышения давления λ= P_с, которая находится в пределах: у малооборотных двигателей λ= 1,2-1,35, среднеоборотных - λ= 1,35-1,55. Чем выше λ, тем экономичнее работа двигателя, но вместе с этим возрастают механические напряжения на детали двигателя (двигатель работает жёстко).

Максимальная температура цикла T_z определяется из уравнения сгорания + (C_v´ + 8.315 λT_c)=β_z C_p´´ T_z

где ξz – коэффициент использования теплоты к моменту начала расширения (в точке z). При смещении процесса сгорания топлива на линию расширения значение коэффициента использования теплоты уменьшается и для судовых дизелей лежит в пределах: малооборотных – 0,80 – 0,86, среднеоборотных – 0,70 – 0,80;

Q_н – низшая теплота сгорания (низшая теплотворная способность), определяется по таб. 11.

L₀ – количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг топлива (кмоль/кг)

L₀ = ;

где: С,H,S,O – элементарный состав топлива. Определяется по таб. 11.

α – коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива. Значение α – зависит от типа двигателя, способа смесеобразования, режима работы.

Для малооборотных двигателей α колеблется в пределах 1,8-2,2, среднеоборотных 1,5-2, высокооборотных 1,3-1,5.

C_v´ – средняя молярная теплоёмкость сухого воздуха, равная:

C_v´ = 19,27+0,0025T_с.кДж/(кмоль*К)

C_p´´ – средняя молярная изобарная теплоёмкость смеси «чистых» продуктов сгорания с оставшимися в цилиндре после сгорания избыточным воздухом и остаточных газов в точке z.

C_p´´ = + T_z + 8.315;

βz – действительный коэффициент молекулярного изменения.

βz = (β₀ + ϒ_r)/(1+ ϒ_r),

где β₀ – теоретический коэффициент молекулярного изменения, равный 1+0,064/ α. Коэффициент молекулярного изменения лежит в пределах 1,03 – 1,04.

β₀= 1+(8H+O)/(32*α*L₀)

Численные значения, принятые и подсчитанные, подставляют в уравнение сгорания, которое приводят к виду:

АT_z²+BT_z– C =0

Решая квадратное уравнение, получим:

T_z =

Параметры процесса выпуска.

Среднее давление газов за выпускными органами цилиндров

p_г = p_s ξ_n

где ξ_n = 0,88-0,96 – коэффициент потери давления при продувке во впускных и выпускных органах (меньшие значения относятся к прямоточно-клапанной системе газообмена).

Среднее давление газов перед турбиной;

p_т = p_г ξ_г

где ξ_г = 0,97-0,99 – коэффициент потери давления в выпускном тракте от цилиндра до турбины. В современных малооборотных двигателях отношение p_sк p_тв пределах 1,15 - 1,3, следовательно, можно принять

p_т p_s/1.22 q_г

Средняя температура газов перед турбиной:

где q_г= 0,4 - 0,45 – относительная потеря теплоты с выпускными газами перед турбинами (большие значения относятся к двигателям с прямоточно-клапанной продувкой); ȹ_а – коэффициент продувки (для четырёхтактных двигателей с низким наддувом составляет 1,15 – 1,25; для двухтактных двигателей с ТК – 1,6 – 1,65; G₀– масса воздуха, теоретически необходимая для полного сгорания 1 кг топлива (в кг/кг);

G₀= L₀μ_b

Где μ_b = 28,97 кг/кмоль – масса 1 кг воздуха; С^г = 1,05 – 1,09 – средняя изобарная теплоёмкость газов кДж/(кмоль*К°).

Расчет поршня.

Поршни судовых дизелей изготавливают из СЧ 32, СЧ 24, СЧ 28 и алюминиевых жаропрочных сплавов марок АЛ-1, АК-2, АК-4, литейного жаропрочного сплава АЛ-19.

Конструктивные соотношения элементов поршня, поршневых пальцев и колец выбираем из табл. 2

Таблица 2.

№

Параметры и формулы

Дизели

Низкооборотные

Высокооборотные

Толщина днища поршня неохлаждаемого (чугунного или алюминиевого) (δ) Охлаждаемого (чугунного, алюминиевого, стального)

(0,08 ÷ 0,2) D

(0,05 ÷ 0,1) D

(0,1 ÷ 0,2) D

Зазор между тронком и втулкой цилиндра (D - D₁)

чугунные – 0,001 D

алюминиевые - (0,0015 ÷ 0,0025) D

Длина поршня, L: четырехтактного двухтактного

(1,0 ÷ 1,77) D

(1,4 ÷ 1,5) D

(0,6 ÷ 1,0) D

Длина тронковой части L_т: четырехтактного двухтактного

(1,0 ÷ 1,77) S

Зазор между цилиндром и головкой поршня (D-D₂)

чугунные – (0,006 ÷ 0,009) D

алюминиевые – (0,009 ÷ 0,014) D

Расстояние С от верхней кромки поршня до первого кольца

(0,6 ÷ 2,0) δ

(0,8 ÷ 1,5) δ

Расстояние от нижней кромки тронка до оси поршневого пальца L₁

(0,65 ÷ 0,9) D

(0,35 ÷ 0,45) L

Толщина стенки головки поршня S₄

(0,05 ÷ 0,08) D

(0,06 ÷ 0,12) D

Толщина стенки тронка, S₁

(0,33 ÷ 0,5) S₄

(0,02 ÷ 0,03) D

10.

Число уплотнительных колец

4 ÷ 6

3 ÷ 4

11.

Радиальная толщина кольца, b

(0,05 ÷ 0,028) D

12.

Высота кольца, h

(0,5 ÷ 1,0) b

(0,3 ÷ 0,6) b

13.

Ширина перемычки между канавками, h₁

h₁≥ h

14.

Диаметральный зазор между кольцом и канавкой поршня, S₂

S₂=0,5 ÷ 1,0

15.

Тепловой зазор на высоте кольца, S₃

S₃=0,05 ÷ 1,12

16.

Число маслосъемных колец

1 ÷ 3

17.

Диаметр поршневого пальца, d

(0,35 ÷ 0,5) D

(0,3 ÷ 0,5) D

18.

Диаметр внутреннего отверстия пальца, d₀

(0,4 ÷ 0,7) d

(0,6 ÷ 0,8) d

19.

Длина пальца,

(0,33 ÷ 0,45) D

20.

Расстояние между внутренними торцами бобышек.

₁ 0,45D

(0,33 ÷ 0,45) D

21.

Длина опорной поверхности в бобышке,

_б

(0,2 ÷ 0,27) D

22.

Расстояние между центрами бобышек

D – диаметр цилиндра

S – ход поршня

После конструктивного определения толщины днища поршня находим рабочее напряжение изгиба от совместного действия механических и тепловых нагрузок (рис.1)

, МПа

где:

P_z – максимальное давление цикла, 62 МПа;

- диаметр заделки днища, м;

δ – толщина днища поршня, м;

= D₂– S₄

= 30 МПа – для чугунный поршней без ребер;

= 100 МПа – для чугунных поршней с ребрами;

= 15 МПа – для алюминиевых поршней без ребер;

= 50 МПа – для алюминиевых поршней с ребрами.

Рис. 1 Схема поршня.

После определения по табл. 1 длины тронка L_т проверяем ее на допустимое удельное давление (рис.1)

Р_т = Р_{н max}/(D L_т), МПа

Р_{н max} – наибольшая нормальная сила, Мн;

D – диаметр цилиндра, М;

L_т – длина тронковой части поршня, м.

Приближенно принимаем:

а) Р_{н max}= 0,08 P_z; при ;

б) Р_{н max}= 0,1 P_z; при

где: P_z = максимальное давление сгорания, МПа;

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

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

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

Р_т ≤ [Р_т] – условие работоспособности.

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

рис. 2 Расчет поршня с деталями

, МПа

[Р] = 40 МПа – для чугунных поршней;

[Р] = 40 МПа – для алюминиевых поршней.

Р ≤ [Р] – условие работоспособности.

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

, МПа

где: D – диаметр цилиндра, м

b – толщина кольца, м

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

Р = (0,03 ÷ 0,06) МПа – для тихоходных дизелей;

Р = (0,06 ÷ 0,2) МПа – для быстроходных дизелей;

[ = (80 ÷ 150) МПа – для тихоходных дизелей;

[ = (100 ÷ 200) МПа – для быстроходных дизелей

[ – условие прочности.

Поршневые кольца для судовых дизелей изготавливаются из чугунов марок СЧ18 – СЧ28.

После определения по табл. 1 размеров поршневого пальца рассматриваем его на изгиб как двух опорную балку (рис 2.).

Максимально изгибающий момент в среднем опасном сечении:

Момент сопротивления сечения пальца:

м³

Напряжение изгиба в пальце:

[σ_из] = 120МПа – для углеродистых сталей;

[σ_из] = 120МПа – для легированный сталей.

Поршневые кольца изготавливаются из стали 20, 15Х, 20Х, 12ХНЗА и других.

Проверяем принятые размеры на не выдавливание смазки из головного подшипника:

≤ к, МПа

где: к – наибольшее допустимое удельное давление в головном подшипнике. 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 и силам инерции поступательно движущихся частей. Принимая во внимание то, что в курсовой работе динамический расчет дизеля не производится, все расчеты деталей шатуна ведем на силу заедания поршня в цилиндре - Р_и

Производим проверку стержня шатуна на прочность от суммарного напряжения в среднем сечении (рис.3) по эмпирической формуле Навьс-Ренкина, используя принятые соотношения в табл.3

Таблица 3.

№ п.п

Параметры и расчетное соотношение

Дизели

тихоходные

быстроходные

Длина стержня шатуна, L

(2,8 ÷ 4,0) D

(2,15 ÷ 3,5) D

Диаметр стержня шатуна, d_ст

(0,25 ÷ 0,37) D

(0,25 ÷ 0,35) D

Диаметр внутреннего отверстия стержня, d₀

(0,25 ÷ 0,5) d_ст

(0,3 ÷ 0,7) d_ст

Среднее сечение двутаврового стержня (рис.3)

Высота, Н

(0,16 ÷ 0,18) L

Расстояние между полками, h

0,7 Н

Толщина, b

0,15 Н

Ширина, В

0,75 Н

Внешний диаметр головки, d₁

(1,6 ÷ 1,8) d

(1,3 ÷ 1,7) d

Длина втулки, l₁

из расчета пальца

Толщина втулки, δ

(0,08 ÷ 0,1) d

(0,05 ÷ 0,08) d

Длина верхней головки, l₃

(0,85 ÷ 1,15) d₁

Остальные размеры: S l₂

(0,25 ÷ 0,30) d

(1,4 ÷ 1,6) d

D – диаметр цилиндра d – диаметр поршневого пальца

рис. 3 Расчет шатуна с деталями.

Расчет втулки цилиндра.

Втулка испытывает напряжение от максимального давления газов P_z (рис. 6), нормальной силы P_н,а так же тепловые напряжения. Фланец (бурт) втулки испытывает дополнительные напряжения от затяжки крышки цилиндра.

Определяем предварительные размеры втулки по таблице 6.

Таблица 6.

№ п.п	Параметры	Размеры [м]
1.	Толщина втулки в верхней части, S	(0,06 ÷ 0,1) D
2.	Наибольший диаметр верхнего опорного бурта, D₁	D + 2g
3.	Толщина бурта, g	(0,15 ÷ 0,20) D
4.	Высота опорного бурта, е	(0,10 ÷ 0,15) D
5.	Ширина канавки под бурт крышки, b	(0,03 ÷ 0,05) D
6.	Глубина канавки под бурт крышки	3 ÷ 6 мм
7.	Ширина опорного бурта С	(0,02 ÷ 0,03) D
8.	Остальные размеры: d Df D₂	(0,02 ÷ 0,03) D D + g D₁- 2с
9.	Толщина втулки в нижней части (0,3)S	(0,2 ÷ 0,3) S
10.	Длина втулки для четырехтактных ДВС	(1,8 ÷ 3,0) D
	D – диаметр цилиндра

рис. 5 Расчет втулки рабочего цилиндра.

После определения конструктивных размеров, рассчитываем опасное сечение x - x, для этого изобразим расчетную схему втулки в масштабе (рис. 5)

Толщину стенки проверяем на суммарное напряжение от растяжения

МПа;

где: – напряжение от растяжения по направлению радиуса, МПа

– напряжение от тепловой нагрузки (растяжение внешней стенки), МПа

МПа;

где: Р_z – максимальное давление сгорания, МПа

D – диаметр цилиндра, м

S – толщина втулки, м

МПа;

где: q – удельная тепловая нагрузка, Дж/м²с

;

n – частота вращения коленчатого вала, 115 об/мин;

P_i – среднее индикаторное давление, Па;

a – коэффициент пропорциональности, для чугуна а= 0,00835, для стали а= 0,02:

S – толщина стенки втулки, м.

[σ] = 100 ÷ 150 МПа – для чугунных втулок;

[σ] = 250 МПа – для стальных втулок.

Фланец втулки проверяем на напряжение изгиба, растяжения и скалывания, возникающие от силы затяжки шпилек (приложение, рис. 5) Р_f в сечении х- х:

, Мн

где:1,25 – коэффициент затяжки шпилек;

P_z – максимальное давление сгорания, МПа;

D_f – средний диаметр уплотнительной канавки, м.

Напряжение изгиба от действия пары сил Р_f,a₁:

, МПа

где: W= - момент сопротивления сечения х - х, м;

- напряжение растяжения от нормальной силы Р_н;МПа

– нормальная сила, МН

где: а₁ – определяется из масштаба чертежа, м;

D₀ – из масштаба чертежа, м;

h = 0.0526 м – из масштаба чертежа.

– площадь сечения х - х, м²;

Напряжение скалывания от касательной силы Р_s:

, МПа

где: – касательная сила, Мн

Суммарное напряжение в сечении x - x:

[σ], МПа

[σ] = 30 ÷ 50 МПа – для чугунных втулок;

[σ] = 60 ÷ 80 МПа – для стальных втулок.

Уплотнительную канавку, шириной b мм, проверяем на удельное давление:

40 ÷ 80, МПа

где: P_f – сила затяжки шпилек, Мн;

D₁ – наибольший диаметр бурта, м;

b – ширина канавки, 0,037 м

Опорный бурт, шириной С проверяем на смятие:

[σ_см], МПа

[σ_см] = 80 ÷ 100, МПа – для чугунных втулок.

В основном, втулки изготавливаются из чугуна марок СЧ 25 при диаметре 450 мм, иногда из чугуна марки СЧ 28. В редких случаях втулки изготавливают из стали 35ХМЮА, в основном, для высокооборотных и форсированных дизелей.

Расчет коленчатого вала

Коленчатые валы изготавливают из следующих материалов:

1. Низкооборотные дизели – сталь 35, 40, 45 и 50Г;

2. Высокооборотные дизели – сталь 40Х, 40ХН, 20 НВА.

Расчеты коленчатых валов показывают, что наиболее напряжены галтели сопряжения щек с шейками. Запасы прочности в этих местах имеют обычно минимальное значение. Однако, указанные напряжения не могут быть уменьшены только за счет увеличения радиуса галтелей.

На величину коэффициента концентрации напряжений в галтелях влияют также другие конструктивные параметры вала, например, величина перекрытия шеек, диаметр и смещение облегчающего отверстия, бочкообразность отверстия и крутильные колебания, возникающие в судовом валопроводе.

Произведем поверочный расчет коленчатого вала дизеля с однорядным расположением цилиндров по формулам Российского Морского Регистра.

Эскиз коленчатого вала, рисунок 6.

рис. 6 Расчет коленчатого вала.

Таблица 7.

№ п.п	Параметры	Двигатели
№ п.п	Параметры	низкооборотные	высокооборотные
1.	Расстояние между серединами рамовых шеек, L а) четырехтактные б) двухтактные	(1,6 ÷ 1,8) D (1,7 ÷ 1,8) D	(1,1 ÷ 1,5) D (1,3 ÷ 1,6) D
2.	Диаметр шейки кривошипа, d_k	(0,6 ÷ 0,75) D	(0,57 ÷ 0,68) D
3.	Диаметр рамовой шейки, d_p	(0,6 ÷ 0,8) D	(0,6 ÷ 1,0) D
4.	Диаметр сверления в шейке, d₀	(0,4 d)
5.	Длина шейки кривошипа, l₁	(0,55 ÷ 1,1) d_k	(0,50 ÷ 1,0) d_k
6.	Длина рамовой шейки, l	(0,4 ÷ 1,0) d_p	(0,35 ÷ 1,0) d_p
7.	Толщина шейки кривошипа, h	(0,3 ÷ 0,35) D	(0,16 ÷ 0,30) D
8.	Ширина шейки кривошипа, b	(0,9 ÷ 1,1) D	(0,9 ÷ 1,5) D
9.	Радиус галтели, r	(0,055 ÷ 0,07) d	(0,055 ÷ 0,07) d
d – диаметр рамовых и кривошипных шеек из расчета по формуле Регистра; D – диаметр цилиндра

Диаметр шеек коленчатого вала, согласно формул Регистра должен быть не менее:

, мм

где: К – коэффициент: ,

а – коэффициент;

а = 0,9 – с упрочнением поверхности коленчатого вала;

а = 0,95 – для кованных коленчатых валов;

а = 1,0 – коленчатый вал не подвергался упрочнению.

R_m – временное сопротивление материала при растяжении, 780 МПа

D – диаметр цилиндра, м

А – коэффициент для однорядных ДВС, А = 1;

В – коэффициент для однорядных ДВС, В = 1;

Р_z – давление сгорания, МПа;

L – расстояние между серединами коренных шеек, м;

φ – коэффициент (по таблице);

t – коэффициент, t = 0,85 + Р_i – для двухтактных ДВС:

t =0,85 + 0,75 Р_i – для четырехтактных ДВС;

P_i – среднее индикаторное давление, МПа;

S - ход поршня, м;

Значение коэффициента φ табл 8

Тип двигателя	Число цилиндров
Тип двигателя	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Двухтактный	4,8	4,8	5,14	5,47	5,81	0,14	6,48	6,82	7,15	7,48	7,82	8,15
Четырехтактный	4,8	1,8	5,08	5,37	5,67	5,95	6,24	6,53	6,81	7,1	7,39	7,68

Толщина щеки кривошипа вала должна быть не менее:

h = 0,105 К D , мм:

где: К – коэффициент учитывающий влияние материала вала и рассчитывается аналогично, как при определении диаметра шеек – d;

– коэффициенты определяются по табл. 8 и 9 (при определении коэффициента учитывается радиус галтели – r);

С – расстояние от середины рамового подшипника до средней плоскости щеки, мм;

b – ширина щеки, мм (размеры b и h берутся между кривошипной и рамовой шейками в плоскости, касательной к кривошипной шейке);

табл. 9 значение коэффициента

b / d	1,2	1,4	1,5	1,8	2,0	2,2
	0,92	0,95	1,0	1,08	1,16	1,27

табл. 10 значение коэффициента

r / h	e / h
r / h	0	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2
0,07	4,5	4,5	4,28	4,1	3,7	3,3	2,75
0,10	3,5	3,5	3,34	3,18	2,88	2,57	2,18
0,15	2,9	2,9	2,82	2,65	2,4	2,07	1,83
0,20	2,5	2,5	2,41	2,32	2,06	1,79	1,61
0,25	2,3	2,3	2,2	2,1	1,9	1,7	1,4
r – радиус галтели, мм е – абсолютное перекрытие, мм

Диаметры шеек коленчатого вала, полученные по формуле Регистра, проверяем на максимально допустимое удельное давление (на 1м² проекции шейки) по формулам:

1. Для кривошипных шеек

МПа;

2. Для рамовых шеек

, МПа;

где:

Р_z – максимальная сила давления газов, МПа;

d_k – диаметр шейки кривошипа, м;

d_p – диаметр рамовой шейки, м;

l₁ – длина шейки кривошипа, м;

l – длина рамовой шейки, м;

m – коэффициент, учитывающий влияние наиболее нагруженного соседнего кривошипа, m=1,25.

K_max 18 ÷ 12 МПа – для низкооборотных ДВС, заливка Б83;

K_max 12 ÷ 18 МПа – для среднеоборотных ДВС, заливка Б83;

K_max 35 МПа – для высокооборотных ДВС, заливка Бр.С30.

(Баббит Б83 используют при толщине заливки (0,03 ÷ 0,4) d, свинцовистую бронзу Бр.С30 используют в тонкостенных вкладышах с толщиной заливки 0,4 ÷ 0,6 мм).

5. ПРИМЕРЫ РАСЧЁТА РАБОЧЕГО ЦИКЛА И ПОСТРОЕНИЯ ИНДИКАТОРНЫХ ДИАГРАММ.

Процесс наполнения

Давление воздуха на входе в компрессор

р₀´ = р₀- ∆p_ф

р₀´ = 1.013*10⁵– 392 = 1,009*10⁵Па

Давление воздуха после компрессора

р_к = р_s- ∆p_х

р_к = 1,98*10⁵-1962=1,960*10⁵Па

Степень повышения давления в компрессоре

π_к = p_к/ р₀´

π_к = 1,960*10⁵/1,009*10⁵= 1,943

Давление в цилиндре в конце процесса наполнения

p_а= (0.96-1.05) р_к – для дизелей с наддувом

p_а= (0.96- 1.05) р_s – для дизелей без наддува

p_а= 1,05*10⁵*1,98*10⁵ = 2,079*10⁵ Па

Температура воздуха в машинном отделении в °К

Т₀^´ = 273 + t₀

Т₀^´ =273+20=293°К

Температура воздуха после компрессора

Т_к= Т₀^´* π_к^{(nк-1)/ nк}

Где n_{к –}показатель политропы сжатия в компрессоре (принято n_к =1,373)

Т_к= 293 * 1,943^0,373/1,373= 350,93 °К

Температура воздуха в ресивере

Т_s = 273 + t_зв+ (15-20 °С)

Т_s = 273+14+20=307 °К

Степень охлаждения воздуха

Е_x = (Т_к – Т_s) / (Т_к – Т₀)

Е_x =(350,93-307) / (350,93-293) = 0,758

Температура воздуха в рабочем цилиндре с учётом подогрева (∆t = 10°) от стенок камеры сгорания

Т_s^´ = Т_s+ ∆t

Т_s^´= 307 + 10 = 317 °К

Температура смеси воздуха и остаточных газов в конце процесса наполнения

Т_а = (Т_s^´+ ϒ_r* Т_г) / (1+ ϒ_r)

Где ϒ_r= 0,07 – коэффициент остаточных газов (принимается)

Т_r= 649 °К – температура остаточных газов (принимается)

Т_а = (317+0,07*649) / (1 + 0,07) = 338,72 °К

Коэффициент наполнения, отнесённый к полезному ходу поршня (действительный коэффициент наполнения)

Ƞ_н =

Ƞ_н = = 0,973

Коэффициент наполнения, отнесённый к полезному ходу поршня (условный коэффициент наполнения)

Ƞ_н ^´ = Ƞ_н * (1- ψ)

Где ψ = 0,09 - потеряная доля хода поршня на открытие и закрытие выпускных окон (принимается)

Ƞ_н ^´ = 0,973 * 0,91 = 0,885

Рабочий объём цилиндра

v ´_s= (πD²/4)*S

v ´_s= (3.14*0.9²)/4 * 1.8 = 1.145 м³

Плотность надувочного воздуха

v _s = p_s/ (RT_s)

v _s = 1.98 * 10⁶ / (287 * 307) = 2.25 кг/м³

Заряд воздуха, отнесённый к полному рабочему объёму цилиндра

G´_в = v ´_s* Ƞ_н ^´* v _{s *}

_{1,145*0,885*2,25*(1/(1+1,6*0,01) = 2,243 кг/цикл} _.

Где d =0,01– влагосодержание воздуха (принято по таб. 4)

Процесс сжатия

Давление в цилиндре в конце процесса сжатия

p_с = p_а εⁿ¹

p_с =2,079*10⁵*11.51^1.373= 59.52*10⁵ Па

Где n¹ = 1,373 – показатель политропы сжатия (принимается)

Температура воздуха в конце процесса сжатия

T_с = Та * ε^n1-1

T_с = 338,72*11.51^0.373 = 842,6 °К

Процесс сгорания

Максимальное давление сгорания

p_z = λ* p_c

p_z= 1.2 * 59.52*10⁵=71.42 *10⁵ Па

Где λ = 1,2 – степень повышения давления (принимается)

Максимальная температура цикла определяется из уравнения сгорания

+ (C_v´ + 8.315 λT_c)=β_z C_p´´ T_z

Где ξ _z= 0.86 (принято)

Теоретически необходимое количество воздуха, необходимое для полного сжигания 1 кг топлива

L₀ =

L₀ = = 0,489 кмоль/кг

Где С= 0,865; Н=0,122; S=0.008;O=0.005 (принято по таб.5)

Средняя мольная теплоёмкость заряда воздуха

С´ _v = 19.27+0.0025T_c

С´ _v = 19.27+0.0025*842,6 = 21.377 кДж/(кмоль*°К)

C_p´´ – средняя молярная изобарная теплоёмкость смеси «чистых» продуктов сгорания с оставшимися в цилиндре после сгорания избыточным воздухом и остаточных газов в точке z.

C_p´´ = + T_z + 8.315

C_p´´ =28,2+0,003T_zкДж/(кмоль*°К)

Действительный коэффициент молекулярного изменения

βz = (β₀ + ϒ_r)/(1+ ϒ_r),

βz = (1,0314+0,07 )/(1+ 0,07) = 1,028