Расчет на прочность поперечины крейцкопфа

 

 

     Поперечина крйцкопфа служит для передачи сил давления газов от поршня к шатуну КШМ.

     Для облегчения массы поперечины имеют внутреннее сверление.

     Размеры поперечины определяются по соотношениям в зависимости от диаметра поршня (цилиндра). Для двухтактных СДВС расчет ведут на наиболее опасном сечении, сочленении поршневого штока и крейцкопфного подшипника (главное соединение).

Внешний диаметр поперечины равняется:

 

                                d_n = (0,3 5...0,5)d = 0,35*820 = 287 мм,

 

где d - диаметр поршня, мм,

 

     Диаметр внутреннего отверстия поперечины

 

                         d₀ = (0,4...0,7)d_n = 0,5 * 287 = 143,5 мм;

 

     Длина опорной части поперечины l ₀ приближенно может быть приравнена удвоенной величине части бобышки, на которую опирается поперечина l ₆. То есть l ₀ l _ш или l ₀  2 l ₆, откуда l ₆ = l ₀/2 = 143,5 мм;

               

     Для поперечины

 

                         l _Ш =(0,33...0,45)d= 0,35*820= 287 мм;

 

     Расстояние между серединами опорных частей бобышек будет равно

 

                           l = l _ш + l _б = 287 + 143,5 = 430,5 мм

 

     Общая длина поперечины определится как

 

                                      l _п= l _ш+2 l _б 2 l ₀ 2 l _ш

                        l _п = 287 + 2*143,5 = 574 мм

 

 

или

 

                      l _п = (0,8...0,87)d = 0,8*820= 656 мм

 

     Поперечина изгибается как балка, лежащая на двух опорах, подвергается деформации сдвига, а его сечение может приобрести форму овала (овализация).

     При выполнении расчетов вначале определяется давление на опорные поверхности крейцкопфных подшипников.

 

                          

 

где p_z - максимальное давление цикла, МПа,

d_п - внешний диаметр поперечины, мм,

l ₀ - длина опорной части паоперечины, мм

d - диаметр поршня в мм.

 

     Расчет поперечины на изгиб проводят, рассматривая поперечину как балку, лежащую на двух опорах, нагруженную равномерно распределенной нагрузкой на длине l _Ш.

     В данном случае в мало и среднеоборотных дизелях напряжения изгиба в опасном сечении определятся по уравнению

                                      

 

где p_z - максимальное давление цикла, МПа,

d_n - внешний диаметр поперечины, см;

l - расстояние между серединами опор поперечины, см;

l _Ш - длина поперечины под шатунной втулкой, см;

d - диаметр поршня, см;

а - отношение внутреннего диаметра поперечины d₀ к внешнему диаметру d_n.

 

                       s_u =

 

                                     a = d₀/d_n=143,5/287 = 0,5

 

     Напряжение поперечины от среза определяют по уравнению

 

                           

 

где f - площадь поперечного сечения поперечины, см²,

 

                                     f = pr₁² – pr₂² = p (r₁² – r₂²)

 

                               f = 3,14(14,35² – 7,18²) = 484,5 см²

 

                               r₁ = d_n/2 = 28,7/2 = 14,35 см

 

                                  r₂ = d₀/2 = 14,35/2 = 7,18 см

 

     Наибольшее касательное напряжение на нейтральной оси определяют по уравнению

 

 

     Допускаемые напряжения для легированной стали равняются 98...196 МПа. Анализ поломок поперечин крейчкопфа в различных сечениях показывает, что, кроме напряжений s_и и t_тах необходимо определять напряжения s₀ от овализации, возникающие на внутренней поверхности сечения поперечины.

 

              

 

 

        Коэффициент А учитывает влияние на деформацию жесткости и определяется по уравнению

 

                    А = (1,5 – 15(а – 0,4)³) = (1,5 – 15(0,5 – 0,4)³) = 1,485

 

 

     Деформация овализации рассчитывается по уравнению

 

       

 

Заключение

     Курсовой проект выполнен в соответствии с заданием на основе методической и учебной технической литературы.

     Рассчитанные показатели рабочего цикла, размеров, кинематики и динамики проектируемого двигателя отличаются от прототипа эффективностью на 5%, а число оборотов коленчатого вала на 1%.

    В целом из выполненного проекта следуют выводы:

     1. Обоснованы исходные данные для проектирования эффективного двигателя по заданию с учетом прототипа и методических рекомендаций.

     2. Рассчитаны рабочий цикл и размеры двигателя, его удельные мощности и топливные показатели, кинематика и динамика. Проектируемый двигатель отличается повышенной мощностью.

     3. Получены навыки расчета и опыт оформления материалов по проектированию судового двигателя, отвечающего современным техническим требованиям.

     Техническая характеристика спроектированного двигателя

 

Диаметр цилиндра, мм	D = 820
Ход поршня, мм	S = 3375
Число цилиндров	Z = 7
Порядок работы цилиндров	1-6-3-4-5-2-7
Индикаторная мощность двигателя, кВт	Ni = 39085
Эффективная мощность двигателя, кВт	Nэф  = 33222
Частота вращения двигателя, об/мин	n = 81
Угловая скорость вращения вала двигателя	8,48 1/с
Площадь поршня, м2	pД2/4 = 0,5278
Радиус кривошипа коленчатого вала двигателя, м	R = 1,688
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна	l = 0,25
Поправка Брикса. мм	001 = 210,94
Среднее индикаторное давление, МПа	Pi = 1,75
Средняя скорость поршня, м/с	Сm = 9,1
Угол заклинки кривошипов, град	jo = 51,4о
Масштаб ординат индикатор диаграммы, мм/МПа	Мр = 15
Масштаб абсцисс индикатор диаграммы, мм/мм	Мv = 18,2729

 

 

ЛИТЕРАТУРА

1. Методические указания к выполнению курсового проекта…Херсон, 2014

 

2. А.Г.Миклос, Н.Г.Чернявская и др. «Судовые двигатели внутреннего сгорания», Л., Судостроение, 1986.

 

3. Возницкий И.В., Камкин СВ., Шмелев В.П., Осташенков В.Ф. «Рабочие процессы судовых дизелей» М.: Транспорт. - 1985.

 

4. Самсонов В.И., Худое Н.Н., Мирющенко А.А. «Судовые двигатели внутреннего сгорания», М.: - Транспорт. - 1981.

 

5. Ваншейдт ВА. Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей: -Л.: «Судостроение». - 1989.

 

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

 

7. Дизели. Справочник под ред. ВА.Ваншейдта - М-Л.: - Машгиз. -1964