Расчет нижней головки шатуна.

Определяем размеры нижней головки шатуна по таблице 5.

Таблица 5.

№ п.п	Параметр	Дизели
		малооборотные	высокооборотные
Отъемная нижняя головка
1.	Толщина пятки шатуна h1	(0,2 ÷ 0,3) d	-
2.	Высота верхней половинки головки шатуна h2	(0,5 ÷ 0,75) d	-
3.	Высота нижней половинки головки шатуна h3	(0,5 ÷ 0,65) d	-
4.	Высота центрирующего выступа	(0,6 ÷ 0,1) d	-
5.	Диаметр центрирующего выступа	(0,3 ÷ 0,4) d	-
Неотъемная нижняя головка
1.	Высота верхней части (до опорной поверхности гайки)	-	(0,55 ÷ 0,65) d
2.	Высота крышки мотылевого подшипника	-	(0,55 ÷ 0,65) d
3.	Расстояние между шатунными болтами lш и ширина нижней головки l1: а) при двух болтах: lш l1 б) при четырех болтах: lш l1	(1,2 ÷ 1,25) d (1,5 ÷ 1,6) d (1,15 ÷ 1,2) d (1,3 ÷ 1,4) d
4.	Толщина компрессионной прокладки δ	5 ÷ 15 мм
5.	Толщина вкладыша	(0,06 ÷ 0,1) d	2 ÷ 3 мм
6.	Продольный разбег	2 ÷ 5 мм	1 ÷ 2 мм
7.	Диаметр шатунных болтов четырехтактных ДВС: а) при двух болтах - dш; б) при четырех болтах - dш; Диаметр шатунных болтов двухтактных ДВС, dш	(0,18 ÷ 0,25) d (1,3 ÷ 1,6) d (0,13 ÷ 0,16) d
d – диаметр кривошипной шейки; м h4 – толщина крышки мотылевого подшипника, определяется из расчета l2 – длина нижней головки берется из расчета коленчатого вала или прототипа.

 

рис. 4 Нижняя головка шатуна.

Определяем толщину опасного сечения h₄ из уравнения прочности (рис.4), от силы заедания поршня:

 [σ_из], МПа

, Н м – изгибающий момент в опасном сечении;

 =, м³ – момент сопротивления опасного сечения;

[σ_из]  65 МПа – для литых стальных крышек;

[σ_из]  100 МПа – для стальных кованных крышек.

, м

Расчет шатунных болтов производим на растяжение от силы заедания поршня – Р_в с учетом предварительной затяжки болтов, которая составляет 1,35 Р_в:

 [σ_р], МПа

где: Р_в - сила заедания поршня;

d_ш – наименьший диаметр резьбы шатунных болтов, м

[σ_р]= (60 ÷ 90) МПа – для углеродистой стали;

[σ_р]= (90 ÷ 130) МПа – для легированной стали;

i – число шатунных болтов.

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
		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, dk	(0,6 ÷ 0,75) D	(0,57 ÷ 0,68) D
3.	Диаметр рамовой шейки, dp	(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) dk	(0,50 ÷ 1,0) dk
6.	Длина рамовой шейки, l	(0,4 ÷ 1,0) dp	(0,35 ÷ 1,0) dp
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
	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
	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.