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:
dn = (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)dn = 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 pz - максимальное давление цикла, МПа,
dп - 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 pz - максимальное давление цикла, МПа,
dn - 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 dn.
su = 
a = d0/dn=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 = dn/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 sи и tтах 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
