Технико-экономические показатели работы двигателей

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Анализ рабочего цикла

1.1 Исходные данные

Основной целью анализа является определение технико-экономических показателей дизеля, оценка их соответствия конкретному двигателю на заданном режиме работы и общим достижениям дизелестроения. При этом определяются:

Їпараметры рабочего цикла на линиях сжатия, сгорания, расширения;

Їэкономичность дизеля;

Їстроится теоретическая индикаторная диаграмма, производится её скругление и обработка.

Эффективная мощность Ne= 5000 кВт;

Частота вращения n=200 об/мин;

Количество цилиндров I = 8

Среднее эффективное давление двигателя

1,91 МПа,

где m - коэффициент тактности;

р--3,14;

D = 0,35 - диаметр поршня, м;

S = 1,05 - ход поршня, м.

Давление и температуру окружающей среды принимаем по данным эксплуатации РО = 0,1 МПа, ТО = 290 К.

Таблица 1

Показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре принимаем	nв = 1,6
Коэффициент избытка воздуха на сгорание принимаем	б = 2,2
Относительная доля потерянного хода поршня для двигателя составляет	s = 0,1
Действительную степень сжатия принимаем	= 13
Показатель политропы сжатия	n1 = 1,39
Максимальное давление сгорания	Рz = 12,6 МПа
Коэффициент использования тепла в точке z	z = 0,95
Показатель политропы расширения газов в цилиндре	n2 = 1,3
Коэффициент остаточных газов	R = 0,06
Температуру остаточных газов	ТR = 700 К
Механический КПД	м = 0,93

Характеристика топлива (для топлива среднего состава):

Ї содержание углерода С = 0,87 кг/кг;

водорода Н = 0,126 кг/кг;

кислорода О = 0,004 кг/кг;

серы S = 0 кг/кг;

воды W = 0 кг/кг;

Ї теплотворная способность Qн = 41868 кДж/кг.

1.2 Процесс наполнения

Давление в продувочном ресивере

Рs = Рк - ?Рхол = 0,33 МПа,

где ?Рхол - падение давления в холодильнике воздуха, МПа.

Давление в цилиндре в начале процесса сжатия

Ра = Рs а = 0,34 МПа,

где а = 0,96

Температура воздуха на выходе из компрессора

Тк = = 435 К.

Температура воздуха в продувочном ресивере

Тs = Тк - ?Тхол = 313 К,

где ?Тхол = 122 К - перепад температур на холодильнике, К.

Подогрев воздуха о стенки цилиндра принимаем в пределах ?Т =10 К.

Температура заряда в цилиндре в конце процесса наполнения

Та =(Тs + ?Т + R ТR)/(1+ R)= 345К.

Коэффициент наполнения, отнесенный к полному ходу поршня

0,81

1.3 Процесс сгорания

Давление в цилиндре в конце сжатия

Рс = Ра = 12 МПа.

Температура в цилиндре в конце сжатия

Тс = Та = 938 К

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива принимаем для топлива среднего состава равным Lо = 0,495 кмоль/кг.

Действительное количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

L = Lо = 1,1 кмоль/кг.

Химический коэффициент молекулярного изменения для топлива среднего состава равен

о = 1 + (8Н+О/32L) = 1,030

Действительный коэффициент молекулярного изменения

= (о + R) / (1 + R) = 1,028

Средняя мольная изохорная теплоёмкость воздуха в конце сжатия (точка С), при допущении что воздух - сухой

С'vc=19,26+0,00251Тс= 21,61 кДж/(кмоль град).

Средняя мольная изохорная теплоёмкость остаточных газов при температуре Тс (в точке С)

С"vc 22,62 кДж/(кмоль град).

Средняя мольная изохорная теплоёмкость смеси продуктов сгорания воздуха при температуре Тz

С"vz == 25,5 кДж/(кмоль град).

Это уравнение не решается относительно С"vz (так как Тz неизвестно), а в виде С"vz = a + bТz оно подставляется в формулу ниже и в уравнение сгорания.

Средняя мольная изобарная теплоемкость смеси газов при температуре Тz

С"pz = С"vz + 8,314 = 34,0 кДж/(кмоль град).

Степень повышения давления при сгорании

л = Pz / Pc =1,08

Температура рабочего тела в конце процесса сгорания (т. z)

z(1+R)С"pzТz=(zQн)/L+(С'vc+8,314л)Тc+R(С"vc+8,314л)Тс .

Величина z приблизительно равна действительному коэффициенту молекулярного изменения z ? ? 1,032 кмоль/кг.

z(1+R)С"pzТz = 73189

К

К

Степень предварительного расширения

с = (z Тz ) / (л Тc)= 1,98.

1.4 Процесс расширения

Степень последующего расширения

д = е / с = 6,6

Давление в цилиндре в конце расширения

Рв = Рz / дn2= 1,08 МПа.

Температура газов в конце расширения

Тв = Тz / дn2-1 = 1071 К.

1.5 Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла

Среднее индикаторное давление, отнесенное к полезному ходу поршня

Рiт=Рс /(е - 1)[л(с - 1)+лс/(n2-1)(1-Tв/Тz)-1/(n1 - 1)(1-Ta/Tc)]= 2,39 МПа.

Среднее индикаторное давление скругленного цикла, отнесённое к полному ходу поршня

Рi = Рiт (1 - s) = 2,1 МПа,

где =0,94ч0,96Їкоэффициент скругления, принимаемый в зависимости от характера газообмена.

Среднее эффективное давление

Ре = Рi м = 1,95 МПа.

Расхождение реального и полученного в результате расчета значений среднего эффективного давления

дPe=(Рен - Ре )/ Рен100 % = 2,01%

Удельный индикаторный расход топлива

gi = ( 433 н Рs ) / ( L Рi Тs ) = 0,17

Удельный эффективный расход топлива

gе = gi / м= 0,18кг/(кВт ? ч).

Индикаторный кпд

i = 3600 / (gi Qн ) = 0,5

Эффективный кпд

е = i ? м = 0,47

1.6 Отклонение мощности двигателя

Рабочий объем цилиндра

Vs = ( DІ/4) S = 0,101 м3

Индикаторная мощность цилиндра

Niц=(Рi Vs nн) / 0,06 m= 707 кВт.

Расчётная индикаторная мощность двигателя

Ni = Niц i = 5656 кВт.

Расчётная эффективная мощность двигателя

Nep = Ni м = 5206 кВт.

Полезный ход поршня

1.7 Построение расчетной индикаторной диаграммы

S? = S(1 - шs) = 0,945 м.

Высота камеры сжатия

hc = S?/(е - 1) =0,079 м.

Площадь поршня

Fп = рDІ/4 = 0,096 мІ.

Полезный объём цилиндра

V?s = S? Fп = 0,09 мі.

Объёмы цилиндра в точках c,z,a цикла и в нижней мёртвой точке (точке m)

Vc = hc Fп = 0,0075 мі,

Vz = Vc с = 0,015 мі,

Va = V?s + Vc = 0,098 мі,

Vm = Vs + Vc = 0,109мі.

Масштаб оси абсцисс расчётной диаграммы в размерности линейных размеров двигателя

МR = 0,05 м /см.

Масштаб оси абсцисс в размерности объёма

Мv = МR Fп = 0,0048 мі/см.

Абсциссы индикаторной диаграммы, соответствующие объёмам в точках c,z,a,m цикла

=Vc/Mv = 1,58 см,

=Vz/Mv = 3,12 см,

= Va/Mv = 20,5 см,

= Vm/Mv = 22,7 см.

Масштаб оси ординат

Мр = 0,5 МПа/см.

Промежуточные значения давления (таблица 1):

Ї на линии сжатия

Р?х = Ра (Va/Vх)?№ ,

Ї на линии расширения

Р??х = Рв (Va/Vх)?І.

Таблица 1ЇОпределение давления на линиях сжатия и расширения

	Vx , м3	Vx, см	Px', МПа	Px", МПа
1	0,098	20,50	0,34	1,08
1,5	0,065	13,70	0,60	1,84
2	0,049	10,25	0,89	2,66
3	0,033	6,83	1,54	4,45
4	0,025	5,13	2,27	6,38
5	0,020	4,10	3,10	8,52
6	0,016	3,42	4,22	11,39
7	0,014	2,93	5,08	13,55
8	0,012	2,56	6,30	16,56
10	0,010	2,05	8,12	20,99
12	0,008	1,71	11,07	28,05

Строим расчётный цикл в выборном масштабе Мр, Мv на рисунке 2.

Ход поршня от ВМТ до момента начала газовыпуска.

Sв=R[(1+Cosцв)+(1-Cos2цв)]= 0,67 м,

где R = 0,525 Ї радиус кривошипа, м;

л=Їотношение радиуса кривошипа к длине шатуна (L = 1,38 м);

цв = 79 Їугол предварения газовыпуска, пкв до НМТ.

Определяем истинный объём цилиндра в момент начала газовыпуска

Vвu = Vc + (рDІ/4) · Sв = 0,072 мі.

Определяем истинное давление в цилиндре в момент начала газовыпуска

Рвu = Рz/(Vвu /Vz)?І = 1,64 МПа.

Выполняем от руки скругление индикаторной диаграммы, чтобы вид её был возможно ближе к реальному.

С помощью планиметра определяем площадь скруглённой индикаторной диаграммы Fi = 89,08 см2 (рисунок 1) .

Рассчитываем среднее индикаторное давление по индикаторной диаграмме

Рig=(Fi / S) ·МR •Mр= 2,12 МПа.

Расхождение среднего индикаторного давления, найденного по индикаторной диаграмме, и расчётного значения Рi

дРi = (Рig - Рi)/ Рi · 100% = 0,95 %.

Выводы по результатам расчёта:

1) уровень форсировки двигателя по параметрам Рк, Рz, Рi достаточно высок;

2) итоги расчёта рабочего цикла в большой степени приближены к реальным данным при эксплуатации двигателя. Расхождения расчётных величин с действительными не превышают 2,5%;

3) для обеспечения требуемой мощности ГД Ne= 5000 кВтЇ требуемое давление наддува Pk= 0,3 МПа;

4) эффективный к.п.д. по данным расчёта (е = 0,47 ) значительно меньше паспортного значения. Это определяется погрешностями, заложенными в методику расчёта по Гриневецкому-Мазингу.

2.Оценка параметров газообмена и наддува

2.1 Определение располагаемого время сечения

дизель индикаторный газообмен

Основной целью настоящего подраздела является оценка условий протекания газообмена в цилиндре дизеля, а также оценка достаточности энергии газов для организации наддува.

Таблица 2. Размеры органов газообмена:

количество окон……………………….............................	i = 21
высота окон……………………………............................	hi = 0,105 м
ширина окон……………………………………………...	0,033 м
угол наклона окон к оси цилиндра……………………...	вi = 90 град
угол наклона окон к радиусу цилиндра………………...	гi = 15 град
количество клапанов…………………………………….	к = 1
средний диметр клапана…………………………………	dкл = 0,49 м
максимальная высота подъёма клапана………………...	hкл = 0,16 м
наклон посадочного пояса клапана к оси…………………………………………………………	б = 45
потерянный ход поршня по выпускным органам……...	hsb = 0,011 м
потерянный ход поршня по продувочным окнам……...	hsпр = 0,011 м
Диаметр распределительного вала……………………...	dр.в.= 91 мм
Диаметр начальной окружности………………………..	dн.о.= 182 мм
Диаметр ролика привода клапана………………………	dр= 45,5 мм

Максимальная площадь проходных сечений органов газообмена

Їокон продувочных

Fпр= i bi hi Sin вi Cos гi = 0,074 м2;

Ївыпускного клапана

Fкл = р dкл Sinб hкл /4 = 0,043 м2.

Масштаб линейных размеров двигателя и масштаб открытия клапана принимаем:

MR = 0,05 [];

MRкл = 0,025 [].

Масштабы площадей продувочных окон и клапанов:

MFпр = MR Fпр / hi = 0,4 ;

MFкл=MRкл к р dкл Cosб=0,05 .

дизель индикаторный газообмен

Масштаб оси абсцисс диаграммы угол-сечение принимаем

Mц = 10 пкв/(см черт).

Масштаб времени оси абсцисс

Мф = = 0,08 сек/см.

Масштаб площадей диаграммы время-сечение:

Їпродувки

МFпр-ф = МFпр? Мф = 0,032 м2 с/см2;

Їоткрытия клапанов

МFкл-ф = МFкл?? Мф = 0,004 м2 с/см2.

Поправка Брикса на конечную длину шатуна

ОО1 = R2/(2L) = 0,31 м.

Линейные размеры двигателя в масштабе чертежа:

Їрадиус кривошипа

= R/MR= 10,5 см;

Їпоправка Брикса

= OO1/ MR= 6,2 см;

Ївысота окон

пр= hпр/МR= 2,1 см;

Їпотерянный ход поршня по окнам

sпр= hsпр/МR= 0,22 см.

Строим на рисунке 3 схему кулака и определяем закон движения клапана. Строим диаграмму время-сечение на рисунке 2 .

Определяем площади диаграммы время-сечение:

Їсвободного выпуска FI = 34,4 см2;

Їпринужденного выпуска FII = 149,6 см2;

Їпродувки FIII = 20 см2.

Определяем располагаемое время-сечение:

A1 = F1 МFкл-ф = 0,029 м2с;

A2 = F2 МFкл-ф = 0,0112 м2с;

A3 = F3 МFпр-ф = 0,0183 м2с.

2.2 Определение теоретического необходимого время-сечения

Параметры газа в момент открытия выпускного клапана (точка В):

Їдавление Рв = 1,08 МПа;

Їобъём Vв = 0,098 м3;

Їтемпература Тв=Tz/(Vв/Vz)n2-1= 1074 К.

Объём цилиндра в момент открытия продувочных окон

Vd = Vc+Vs? (1-шп) = 0,098 м3.

Давление в выпускном коллекторе (перед газовой турбиной):

РТ = 0,29 МПа.

Коэффициент расхода при истечении газа за фазы:

Ї свободного выпуска м1= 0,85

Ї принуждённого выпуска м2= 0,75

Ї продувки м3=0,75

Давление в цилиндре в конце фазы свободного выпуска Рн = 0,32 МПа.

Средний объём цилиндра за фазу свободного выпуска

Vср= 0,5(Vв+ Vd) = 0,098 м3.

Расчётное давление в цилиндре:

Pd = 0,102PT /[(+0,59+0,09ln)()0,115 - 0,496]= 0,40

Время сечение свободного выпуска, обеспечивающее снижение давления до величины Рн:

J1 = ((0,496 +0,102)()0,115-0,59-0,09ln)= 0,009 [м2 с].

Объём цилиндра в момент конца фазы свободного выпуска находим помощью диаграммы время-сечение.

Vн = 0,085 м3.

Температура газов в цилиндре в конце фазы свободного выпуска

Тн = Тв ?(Рн/Рв)(m-1)/m = 811 K,

где m = 1,3Ї показатель адиабаты истечения газов.

Вес газов, вытекающих из цилиндра за фазу свободного выпуска

G1=()•103= 0,21 кг,

где R = 0,287 Ї удельная газовая постоянная, кДж/(кг К).

Весовой коэффициент избытка продувочного воздуха принимаем

цв= 1,12

Коэффициент продувки

ца = цв/зн = 1,38

Геометрический коэффициент избытка продувочного воздуха

цГ = цв = 4,22

Удельный объём воздуха при параметрах Ро, То

хо = R To/ (Ро 103) = 0,83 [м3/кг].

Вес воздуха, поступающий в цилиндр за цикл

G3 = = 0,51 кг.

Вес газов и воздуха, вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска и продувки

G2 = G3 - G1 = 0,30 кг.

Средняя температура газов в цилиндре в период принуждённого выпуска

Функция перепада давления в цилиндре и выпускном коллекторе

1,35

где g = 9,8Ї ускорение свободного падения, м/с2;

к = 1,41Ї показатель политропы.

Теоретически необходимое время-сечение принуждённого выпуска

J2= 0,00111 [м2с].

Функция перепада давления в продувочном ресивере и в цилиндре

1,42

где к = 1,41 Ї показатель политропы.

Удельный объем воздуха в продувочном ресивере:

хs = = 0,272 [м3/кг].

Теоретически необходимое время-сечение продувки:

J3 = 0,00138 [м2 с].

2.3 Проверка достаточности проходных сечений органов газообмена

Условные скорости истечения газов за фазы:

Їсвободного выпуска

W1 = = 512 [м/с];

Їпринуждённого выпуска

W2 == 143 [м/с];

Їпродувки

W3 = = 135 [м/с].

Отношение располагаемых и теоретически необходимых время- сечений:

1,3

1,2

1,5

Для судовых 2-х тактных дизелей условные скорости истечения газов и отношения располагаемых и теоретически необходимых время-сечений должны находиться в пределах:

W1 = 180 ч 600 м/с;

W2 = 40 ч 150 м/с;

W3 = 60 ч 140 м/с;

А1/J1=1,0 ч 1,5;

А2/J2=1,3 ч 1,6;

А3/J3=1,1 ч 1,4.

Сравнивая полученные результаты с этими пределами видно, что

достаточность проходных сечений органов газообмена обеспечена.

2.4 Расчет энергетического баланса системы наддува

Наддув двигателя газотурбинный, при постоянном давлении в выпускном коллекторе. Количество ГТН Ї 1 ед., электровоздуходувокЇ 2 ед.

Коэффициент потерь давления в газовоздушном тракте:

Їв фильтре компрессора жф = 0,97

Їв воздухоохладителе жS = 0,97

Їпри продувке цилиндра жп = 0,95

Їв выпускном трубопроводе (до турбины) жт = 0,97

Їв выпускном трубопроводе (после турбины) жR = 0,97

Степень повышения давления в компрессорах

рk = = 0,011

Давление газов за турбиной

PR = P0/жR = 0,103 МПа.

Степень снижения давления газов в турбине

рT = = 2,73

Часовой расход топлива

G = Ne ge = 875 кг/час.

Расход воздуха на двигатель

Gs= цa б L0' G/3600 = 10,5 кг/с.

Расход газов через турбину

GT = GS+G/3600 = 10,74 кг/с.

Средняя температура газов за фазу выпуска

939 K

Средняя мольная теплоёмкость газов за фазу свободного выпуска

1985 ;

28,164 .

Средняя мольная теплоёмкость газов за фазу принуждённого выпуска

 19,98 ;

28,294 .

Средняя мольная теплоёмкость воздуха за фазу принуждённого выпуска

28,85 .

Количество воздуха, вытекающего из цилиндра за фазу принужденного выпуска

0,14 кг.

Количество отработавших газов, вытекающих из цилиндра при принуждённом выпуске

0,16 кг

Средняя температура газов перед турбиной

684 K.

Адиабатная работа сжатия 1кг воздуха в компрессоре

Hk = 111 ,

где k = 1,4 Ї показатель адиабаты сжатия воздуха.

Располагаемая работа газов перед турбиной

178 ,

где k1 = 1,34 Ї показатель адиабаты расширения газов в турбине;

RГ = 0,286 Ї газовая постоянная, кДж/(кг К).

Адиабатный кпд компрессора зk = 0,82

Кпд турбины зт = 0,80.

Коэффициент импульсности Ке=1, так как наддув при постоянном давлении.

Мощность, требуемая для привода компрессора

1445 кВт.

Располагаемая мощность газовой турбины

NT = GT HT зт Ке = 1581 кВт.

Сравнение потребной мощности компрессора и располагаемой мощности газовой турбины с точки зрения выполнения условия

NT > Nk

Баланс мощности между турбиной и компрессором обеспечен.

Выводы об эффективности принятой схемы газообмена и наддува:

1) принятые размеры органов газообмена и параметры газораспределения обеспечивают качественное протекание процессов очистки и зарядки цилиндров свежим воздухом;

2) фаза свободного выпуска имеет небольшой заброс газов в продувочный ресивер А1/J1<1, что однако характерно для двигателей ряда МС;

3) требуемое давление продувочного воздуха обеспечивается потребной мощностью компрессора Nk= 1445 кВт;

4) выбранные параметры газообмена обеспечивают располагаемую мощность газовой турбины NT= 1581 кВт, что гарантирует баланс мощности между турбиной и компрессором.

3. Проверка прочности основных деталей двигателя

Целью подраздела является дать представление об особенностях нагружения основных деталей ДВС и о требованиях, предъявляемых к этим деталям с точки зрения прочности.

3.1 Расчёт шатуна

Материал шатуна: легированная сталь

Площадь поперечного сечения стержня шатуна

fш = Пd2ш / 4 = 0,03 м2,

где dш = 0,18 м диаметр шатуна.

Момент инерции расчётного сечения шатуна

Jш = Пd4ш / 64 = 5,15·10-4 м4.

Радиус инерции сечения шатуна:

i = = 0,04 м.

Степень гибкости шатуна

= 34,5

где L = 1,38 Ї длина шатуна, м.

Момент сопротивления сечения шатуна на расстоянии 0,577 от головного подшипника

Wш = 0,1?dш3 = 5,8·10-4 м3.

Критическая сила, ломающая шатун

= 11,7 МН.

Степень надежности стержня шатуна при продольном изгибе

= 7,8

Напряжения сжатия в стержне

= 40,32 МПа.

Максимальная сила инерции, действующая на единицу длины шатуна при работе дизеля

= 54177 Н/м,

где = 7800 Ї плотность материала шатуна, кг/м3;

Максимальный изгибающий момент, действующий на стержень шатуна

= 6448·10-6 МНм.

Максимальное напряжение изгиба в стержне

= 11,12 МПа.

Суммарное условное напряжение в стержне шатуна

= 51,4 МПа.

Выводы по результатам расчёта шатуна: степень надёжности шатуна составляет , что удовлетворяет требованиям к МОД (е=4ч6,5). Суммарное условное напряжение в стержне шатуна составляет 51,4 МПа. Допустимое напряжение составляет 100 МПа.

3.2 Расчёт шатунных болтов

Количество шатунных болтов iб=2.

Диаметр шатунных болтов 0,07 м.

Материал: легированная сталь

Угол между плоскостью разъема мотылёвого подшипника и осью цилиндра 90? .

Сила инерции поступательно движущихся масс цилиндра в ВМТ

= 1,0 МН.

Сила инерции вращающейся части шатуна за вычетом нижней половины мотылёвого подшипника.

= 0,35 МН.

Суммарная сила инерции в ВМТ

= 1,35 МН.

Усилие затяга шатунных болтов

= 1,70 МН.

Усилие, возникающее в паре поршень-втулка при задире цилиндра

= 0,19 МН.

Расчётное усилие при оценке растягивающих напряжений в болтах (в качестве расчётного принимаем P3 как большее по сравнению с Рзад)

Рр= P3 = 1,70 МН.

Расчётное напряжение растяжения в шатунных болтах

= 56,7 МПа.

Выводы по результатам расчёта шатунных болтов: за расчётное усилие принято усилие затяга шатунных болтов Pз = 1,7. Расчётное напряжение в болтах меньше допустимого [ур] = 90,0 МПа, следовательно условие прочности выполнено.

3.3 Расчёт поршневого кольца

Размеры поршневого кольца:

Ї высота h = 0,98 см;

Ї толщина b = 1,09 см;

Ї диаметр в рабочем положении D = 35 см;

-- материал кольца сталь специальная

Зазор в замке кольца:

Ї в рабочем положении

S = 0,004 · D = 0,14 см;

Ї в свободном положении

l = 0,12 · D = 4,2 см.

Стрела прогиба кольца:

Ї при его сжатии до диаметра цилиндра

= 3,15 см;

Ї при его надевании на поршень

= 5,6 см.

Напряжения изгиба кольца:

Ї в рабочем состоянии

= 104 МПа;

Ї при надевании на поршень

= 185 МПа.

Давление кольца на стенку за счёт сил упругости:

= 0,098 МПа.

Выводы по результатам расчёта поршневого кольца: напряжения в кольце не превышают рекомендуемых значений [у']=160 170 МПа, [у''] = 175 185 МПа. Давление кольца на стенку цилиндра за счет сил упругости также меньше рекомендуемого значения Рц=0,1МПа.

3.4 Расчёт анкерной связи

Размеры анкерной связи:

Ї диаметр da= 7,2 см;

Ї длина La= 76 см.

Материал анкера: легированная сталь.

Усилие предварительного затяга анкерной связи

= 0,4 МН,

где = 1,35 Ї коэффициент предварительного затяга.

Усилие, воспринимаемое анкерной связью при работе двигателя

= 0,7 МН.

Максимальное напряжение в анкерной связи при работе двигателя

= 172 МПа.

Удлинение связи при ее затяжке

= 0,05 см.

Удлинение связи д должно постоянно контролироваться в процессе эксплуатации двигателя.

Выводы по результатам расчёта анкерной связи: условие прочности анкерной связи выполнено, т.к. расчётное напряжение не превышает допускаемого [уa]=180 200 МПа.

3.5 Расчет цилиндровой втулки

Толщина стенки

-- в верхней части =(0.06-0.1)*D=0.08*350= 28 мм ;

-- в нижней части 1=(0.04-0.06)*D=0.06*350= 21 мм ;

Материал: чугун СЧ25

Наибольший диаметр опорного бурта.

D1=(1.25-1.35)*D = 455 мм ;

Наружный диаметр пояса

D2=(1.15-1.2)*D = 420 мм ;

Длина втулки.

L=(1.7-2)*S = 2100 мм ;

Наибольшие нормальные напряжения растяжения в тангенциальном направлении на внутренней поверхности цилиндровой втулки.

МПа;

Напряжения сжатия на внутренней поверхности втулки.

МПа;

Эквивалентное напряжение.

МПа;

где: s=(0,25-0,3)-коэффициент характеризующий неодинаковость прочности чугуна на растяжение и сжатие.

Допускаемое эквивалентное напряжение - (30-60) МПа.

Наименьшие нормальные напряжения растяжения в тангенциальном направлении у наружной поверхности цилиндровой втулки

 МПа;

Эквивалентное напряжение на наружной поверхности.

МПа;

Допускаемое эквивалентное напряжение - (30-60) МПа.

Усилие от затяжки крышечных шпилек.

Н;

Нормальная составляющая Рd.

Pn = Pd*Cos(89.6)= 1876334*Cos(89.6) = 13099 H;

Тангенциальная составляющая Рd.

Pt = Pd*Sin(89.6)= 847039*Sin(89.6) = 1876288 H;

Напряжения в сечении опорного бурта:

Растяжения

МПа;

Скалывания

МПа;

Изгиба от пары сил

МПа;

Суммарные напряжения в опорном бурте.

МПа;

Допускаемые суммарные напряжение - (40-60) МПа.

Напряжения смятия в опорном бурте фланца втулки.

МПа;

Допускаемые напряжения смятия в опорном бурте фланца втулки - (80-100) МПа.

Удельное давление на опорной кольцевой заточке шириной b.

МПа.

Допускаемое давление - (40-80) МПа.

 Эквивалентное напряжение МПа не вышло за допускаемые МПа. Суммарные напряжения в опорном бурте также не превысили допускаемых.

Размещено на Allbest.ru

...