Расчет двигателя типа 6ЧН 2634

Расчет двигателя типа 6ЧН 26/34
Описание двигателя
Дизели устанавливаются на судах — перегружателях речного флота и на земснарядах в качестве приводов грунтовых насосов, а также поставляются для замены изношенных в дизельгенераторах.
Главный судовой дизель 6ЧН 26/34 с понижающим редуктором и пневматической системой дистанционного автоматизированного управления предназначен для установки на буксирах — кантовщиках и транспортно-крановых судах ограниченного района плавания для работы на винт регулируемого шага.
№
Параметры
6ЧН 26/34
1
Мощность, кВт
320-500
2
Количество цилиндров
6
3
Диаметр цилиндра / ход поршня, мм
260 / 340
4
Рабочий объем цилиндров, л
100,08
5
Степень сжатия
12,5
6
Среднее эффективное давление, кг/см2
3,5-14,1
7
Максимальное давление сгорания, кг/см2
75-100
8
Частота вращения, об/мин
500-600
9
Средняя скорость поршня, м/с
5,67
10
Направление вращения, если смотреть на дизель со стороны маховика
правое
11
Удельный расход топлива, г/кВт ч
211
12
Удельный расход масла на угар, г/кВт ч
1,35
13
Срок службы масла, ч
1500-3000
14
Объем масла в системе смазки, л
340-500
15
Объем воды в системе охлаждения, л
250-350
16
Ресурсы, ч:
— непрерывной работы
-до переборки
-до капитального ремонта
1000-1200
10000-18000
60000-70000
17
Габариты, мм: -длина
— шрина
— высота
3930
1760
2650
18
Масса, сухая, кг
12000
Общее устройство систем
Дизели четырехтактные, нереверсивные, с вертикальным однорядным расположением цилиндров, с непосредственным впрыском топлива, с газотурбинным наддувом и охлаждением наддувочного воздуха.
Дизель 6ЧНП 26/34 с понижающим редуктором устанавливается на судовой фундамент и жестко крепится к нему. Дизель оборудован местным постом управления и дистанционным автоматизированным управлением режимами.
Остов дизелей состоит из блок-картера и фундаментной рамы, скрепленных анкерными связями, образующих жесткую конструкцию, на которой смонтированы все остальные детали и узлы.
На переднем торце дизеля размещены: турбокомпрессор, охладитель наддувочного воздуха, фильтр топлива, насосы воды, масла, топливоподкачивающий и маслопрокачивающий насосы.
Со стороны заднего торца размещены: щит приборов, главный пусковой клапан, распределитель воздуха, механизм безопасности, регулятор скорости, привод распредвала.
На верхней части дизеля размещены крышки рабочих цилиндров, к которым крепятся: впускной коллектор, выпускной коллектор и коллектор отвода воды из крышек цилиндров.
На стороне управления дизелем размещены: распределительный вал, топливные насосы и их приводы, привод впускных и выпускных клапанов, механизм регулирования подачи топлива, тяга с защелками механизма безопасности и фильтр тонкой очистки масла.
На противоположной управлению стороне дизеля расположены: коллектор подачи охлаждающей воды к втулкам рабочих цилиндров, предохранительные противовзрывные клапаны, охладители масла и воды с регуляторами температуры прямого действия.
Коленчатый вал стальной. Со стороны переднего торца на коленчатом вале располагаются шестерни привода насосов воды и масла, с заднего торца — шестерня привода распределительного вала.
Для гашения колебаний и обеспечения необходимой степени неравномерности вращения коленчатого вала дизель 6ЧНП 26/34 имеет силиконовый демпфер, который одновременно является маховиком, а также составляет часть упругой муфты отбора мощности.
Поршень цельный, чугунный, охлаждаемый маслом.
Шатун стальной, штампованный с прямым разъемом нижней головки.
Турбокомпрессоры с фильтром — глушителем на входе.
Регулятор скорости гидравлический, непрямого действия, со встроенным серводвигателем и стоп-устройством.
Топливная система состоит из шестеренчатого топливоподкачивающего насоса с редукционным клапаном, сдвоенного фильтра тонкой очистки, отдельных топливных насосов высокого давления для каждого цилиндра и форсунок.
Система смазки циркуляционная, под давлением, со свободным сливом масла в раму и откачиванием в отдельно расположенный маслобак. На дизеле установлен двухсекционный масляный насос. Первая секция насоса — нагнетает масло через фильтры из маслобака в дизель, вторая секция — откачивает масло из картера в маслобак. Предпусковая прокачка дизеля маслом производится пневмоагрегатом, смонтированным на подмоторной раме. Фильтрация масла производится фильтром полнопоточным тонкой очистки со сменными фильтрующими элементами и центробежным фильтром, расположенным на маслобаке.
Система охлаждения дизеля водяная двухконтурная, состоит из двух водяных насосов внутреннего и внешнего контуров, охладителя наддувочного воздуха, охладителя масла, охладителя воды, регулятора температуры масла, регулятора температуры воды и расширительного бачка. Дизель и турбокомпрессор охлаждаются циркулирующей пресной водой внутреннего контура, а наддувочный воздух, масло и вода охлаждаются в охладителях воздуха, воды и масла проточной водой внешнего контура (забортной водой).
Система пуска пневматическая (сжатым воздухом давлением 25-30 кГс/см2) состоит из пусковых баллонов, главного пускового клапана, воздухораспределителя золотникового типа и пусковых клапанов на крышках цилиндров.–PAGE_BREAK–
Средства контроля над работой дизеля и состоянием параметров расположены на щите приборов дизеля:
Манометры масла, топлива, наддувочного воздуха.
Термометры воды, выходящей из дизеля; масла, поступающего в дизель.
Система для измерения температуры выпускных газов на выходе из каждого цилиндра, перед турбокомпрессором и за турбокомпрессором.
Тахометр частоты вращения коленчатого вала.
Топливо для работы применяется дизельное марки Л по ГОСТ 305-82, моторное ДТ ГОСТ 1667-68 и мазут Ф5 ГОСТ 10585-75.
Масло в дизеле должно применяться марок М-10Г2ЦС, М10ДЦЛ20, М14ДЦЛ20 ГОСТ 12337-84. Заменителями указанных масел могут быть масла зарубежных фирм с классом вязкости SAE-30.
Охлаждающая жидкость внутреннего контура — пресная вода с временной жесткостью 1,5-3,0 мГм. экв/л. с добавлением антикоррозионной присадки.
Выбор исходных данных
Среднее эффективное давление Pе=1,4 МПа
Диаметр цилиндра D=26 см
Ход поршня S=34 см
Частота вращения коленчатого вала двигателя n=500 об/мин
Атмосферное давление P0=0,1013 МПа
Температура окружающей среды T0=293K
Давление наддува PK=(0,15÷0,2)Pe=0,2*1,4=0,24МПа
Коэффициент избытка воздуха α=1,8÷2,2
Принимаем α=1,85
Коэффициент остаточных газов γг=0,01÷0,04
Принимаем γг=0,03
Коэффициент использования тепла в точке z: ξz=0,7÷0,85
Принимаем ξz=0,85
Коэффициент использования тепла в точке b: ξb=0,8÷0,92
Принимаем ξb=0,91
Коэффициент скругления индикаторной диаграммы ξ=0,96
Степень сжатия ε=12÷16 Принимаем ε=12,5
Степень повышения давления при сгорании λ=1,437
Механический к.п.д.: ηм=0,87÷0,94 Принимаем ηм=0,87
Температура отработавших газов Тг=800К
Массовый состав топлива: C=0,865 кг/кг O=0,004 кг/кг
H=0,126 кг/кг S=0,005 кг/кг
Низшая теплота сгорания:
Qнр=418, 7[81*C+300*H-26(O-S)-6(9*H+W)] кДж/кг
Qнр=418, 7[81*0,865+300*0,126-26*(0,004-0,005)-6*(9*0,126+0)]=42303 кДж/кг
Показатель политропы сжатия nК=1,75
Подогрев заряда от стенок цилиндра ΔTа=10К
Снижение температуры в воздухоохладителе ΔTохл=90К
Потеря давления в воздухоохладителе ΔPохл=0,003 МПа
Расчёт процесса наполнения
Температура воздуха за компрессором
/>
Температура воздуха перед двигателем
Ts=TK-ΔTохл=424,04-90=334,04K
Температура заряда к концу процесса наполнения
/>
Давление воздуха перед двигателем
Ps=PK-ΔPохл=1,4-0,003=0,237 МПа
Давление заряда к концу процесса наполнения
Pa=ka*Ps, ka=0,97
ka-коэффициент изменения давления при наполнении, зависящий от конструкции впускных органов и оборотности двигателя.
Pa=0,97*Ps=0,97*0,237=0,225 МПа
Коэффициент наполнения
/>
Расчёт процесса сжатия
Средняя мольная теплоёмкость воздуха
Cx’=av’+b’T=19,26+0,0025T
Средняя мольная теплоёмкость чистых продуктов сгорания
Cx’’=av’’+b’’T=20,47+0,0036T
Средний показатель политропы сжатия
/>
Принимаем n1=1,372 в первом приближении
Принимаем n1=1,372
Давление в конце сжатия    продолжение
–PAGE_BREAK–
Pc=Pa*εn1=0,225*12,51,372=7,0916 МПа
Температура в конце сжатия
Tc=Ta* εn1-1=357,3*12,51,372-1=900,37К
Расчёт процесса сгорания
Количество воздуха для сгорания
/>
Действительное количество воздуха для сгорания
L=αL0=1,85*0,4934=0,91509 кмоль/кг
Химический коэффициент молекулярного изменения
/>
/>— изменение количества молей газов при сгорании 1 кг топлива
/>
Действительный коэффициент молекулярного изменения
/>
Доля топлива, сгоревшая в точке z
xz= ξz/ ξb=0,85/0,91=0,9341
Коэффициент молекулярного изменения в точке z
/>
Постоянная топлива
/>
Средняя мольная изохорная теплоёмкость смеси в точке z
/>
/>25,82
Принимаем TZ=1944 K
Максимальное давление сгорания
PZ=λ*PC=1,437*7,0916=10,1919 МПа
Расчёт процесса расширения
Степень последующего расширения
/>
Степень предварительного расширения
/>
Принимаем Tb=1137K
Средняя мольная изохорная теплоёмкость смеси продуктов сгорания и избыточного воздуха в конце расширения точки b
/>
/>
Средний показатель политропы расширения
/>
Принимаем n2=1,2562; Tb=1137К
Давление в конце процесса расширения
/>
Определение индикаторных показателей
Теоретическое среднее индикаторное давление
/>
/>
Действительное среднее индикаторное давление
Pi=Pi’*ξ=1,6909*0,96=1,6232 МПа
Индикаторный удельный расход топлива
/>
Индикаторный к.п.д.
/>
Определение эффективных показателей
Среднее эффективное давление
Pe=Pi*ηм=1,6232*0,87=1,4122 МПа
Эффективный удельный расход топлива
ge=gi/ηм=0,1938/0,87=0,2228 кг/(кВт*ч)
Эффективный к.п.д.:
ηе= ηi *ηм=0,4353*0,87=0,3787
Ni=13,1*D2*S*z*Pe*n*i=13,1*0,262*0,34*4*1,4*500*6=732,2 кВт
Ne=Ni*ηм=732,2*0,88=637,8 кВт
Расчет и построение теоретической индикаторной диаграммы
Длина индикаторной диаграммы LV=228 мм
mV=LV/ε=228/12,5=18,24
Высота диаграммы LP=112 мм
mP= PZ/Lp =10,1919/112=0,091    продолжение
–PAGE_BREAK–
Полный объём цилиндра Va=VS+VC=17+1,48=18,48 дм3
Рабочий объём цилиндра VS=17 дм3
Объём камеры сгорания
/>дм3
Процесс сжатия />
Процесс расширения />
Ординаты политропы сжатия и расширения. Таблица.
/>
Pсж
Pрш
1
7,0916
10,1919
1,25
5,228473
10,1919
1,549
3,900794
10,1919
1,75
3,302011
8,743662
2
2,751486
7,393394
2,5
2,028607
5,586059
3
1,581409
4,442608
4
1,067556
3,095209
6
0,613575
1,859877
8
0,414203
1,295794
10
0,305383
0,979034
12
0,238062
0,778628
12,5
0,225151
0,739706
Для процесса сжатия
V/VC
lg(V/VC)
n1(lg(V/VC))
(V/VC)n1
P, МПа
1,0000
0,0000
0,0000
1,0000
7,0916
1,2500
0,0969
0,1324
1,3563
5,2285
1,5000
0,1761
0,2405
1,7399
4,0759
1,7500
0,2430
0,3319
2,1477
3,3020
2,0000
0,3010
0,4111
2,5774
2,7515
3,0000
0,4771
0,6517
4,4844
1,5814
4,0000
0,6021
0,8224
6,6428
1,0676
6,0000
0,7782
1,0629
11,5578
0,6136
8,0000
0,9031
1,2335
17,1211
0,4142
10,0000
1,0000
1,3659
23,2220    продолжение
–PAGE_BREAK–
0,3054
12,0000
1,0792
1,4741
29,7888
0,2381
Для процесса расширения
V/VC
lg(V/VC)
n2(lg(V/VC))
(V/VC)n2
P,МПа
1,5490
0,1673
0,2102
1,5124
11,6773
1,7500
0,2430
0,3053
2,0198
8,7437
2,0000
0,3010
0,3781
2,3887
7,3934
2,5000
0,3979
0,4998
3,1615
5,5861
3,0000
0,4771
0,5993
3,9752
4,4426
4,0000
0,6021
0,7564
5,7057
3,0952
6,0000
0,7782
0,9776
9,4954
1,8599
8,0000
0,9031
1,1345
13,6289
1,2958
10,0000
1,0000
1,2562
18,0385
0,9790
12,0000
1,0792
1,3557
22,6813
0,7786
/>
Динамический расчет
Динамика двигателя характеризуется теми силами, которые действуют в кривошипно-шатунном механизме. Этими силами являются силы давления газов и инерционные силы, возникающие при движении деталей. Инерционные силы, кроме величин ускорений движущихся деталей, зависят также от их массы.
/>
Схема сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм двигателя
При работе двигателя суммарная сила, приложенная к центру поршневого пальца, представляет собой алгебраическую сумму силы P давления газов и сил инерции X поступательно движущихся частей:
F = P ± X,
Сила, приложенная к поршневому пальцу при работе кривошипно-шатунного механизма, может быть разложена на силу, действующую вдоль шатуна Рш, и силу, нормальную к оси цилиндра N. Сила Рш, действующая по шатуну и перенесенная к центру кривошипа, может быть разложена на силу тангенциальную Т и радиальную Z. Тангенциальная сила Т, действуя на радиусе r кривошипа, обеспечивает вращение коленчатого вала двигателя и развитие на нем крутящего момента Mкр. При вращении коленчатого вала от неуравновешенных вращающихся частей кривошипа возникает центробежная сила S, приложенная к центру шатунной шейки. Радиальная сила Z и центробежная сила S воспринимаются подшипниками коленчатого вала и создают соответствующую нагрузку на подшипники вала. Сила N, нормальная к стенке цилиндра, действуя на плече А от центра поршневого пальца до центра коленчатого вала, создает обратный крутящий момент Мобр, численно равный крутящему моменту Мкр двигателя. Обратный крутящий момент воспринимается от корпуса двигателя рамой автомобиля через детали подвески двигателя. Значения всех указанных сил периодически изменяются по своей величине и направлению за один полный оборот коленчатого вала. Нагрузка на подшипники определяется значениями максимальных и средних удельных давлений на шатунные и коренные шейки вала.
Постоянная кривошипа
r=s/2=34/2=17 см
Lш=260 мм
λ=r/Lш=170/660=0,2576
Избыточное давление
Pиз=PГ-P0
β=arcsin(λ*sinφ)
Движущая сила
Pдв=РГ-Р0+Рj+PТ
Сила инерции
Pj=-mSrw2(cosφ+ λ*cos2φ)
mS– возвратно-поступательная масса
mS=250÷700 Принимаем mS=600    продолжение
–PAGE_BREAK–
Угловая скорость
w=(π*n)/30=(3,14*500)/30=52,4 с-1
Сила тяжести
PТ=mSg=600*9,81=5886 Па
Нормальная сила
N=Pдвtgβ
Сила, действующая по оси шатуна
Q= Pдв/cosβ
Радиальная сила
/>
Касательная сила
/>
Расчёты приведены в таблице
Средняя суммарная касательная сила
TΣφср=ΣTΣφ*(Δφ/α)
α=720/i=720/6=120
ΣTΣφ=13,726
TΣφср=13,726*(15/120)=1,716 МПа
Вращающий момент
Mвр= ΣTΣφ*r*Fn=13,726*0,17*0,0531=0,124 МН*м
r=170мм — радиус кривошипа
Fn– площадь поршня; Fn=πD2/4=3,14*0,262/4=0,0531 м2
Mвр.ср..= TΣφср*r*Fn=1,716*0,17*0,053=0,0155 МН*м
Среднее индикаторное давление
Pi= (TΣφср*π)/(i*z)=1,716*3,14/(6*0,5)=1,797 МПа
φ, град
φ,
β,
PГ,
Pj,
Pдв,
N,
Q,
Z,
T,

рад
рад
МПа
МПа
МПа
МПа
МПа
МПа
МПа
0,0000
0,0000
0,237
-0,8559
-0,6189
-0,6189
-0,6189
10
0,1744
-0,1406
0,237
-0,8352
-0,5982
-0,026
-0,6042
-0,5846
-0,1295
20
0,3489
0,2374
0,237
-0,7745
-0,5375
-0,0461
-0,5530
-0,4893
-0,2272
30
0,5233    продолжение
–PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK—-PAGE_BREAK–
1
2
3
4
5
6
7
0,0000
0,5021
-0,5485
-0,0001
1,0469
-0,4918
0,5087
10
-0,1295
0,4528
-0,5995
2,0251
0,8657
-0,5045
2,1101
20
-0,2272
0,3791
-0,6244
3,9803
0,6840
-0,4733
3,7186
30
-0,2690
0,2910
-0,6252
4,2334
0,5056
-0,3946
3,7412
40
-0,2435
0,1958
-0,6140
3,5705
0,3325
-0,2730
2,9683
50
-0,1546
0,0982
-0,6141
2,9213
0,1646
-0,1230
2,2925
60
-0,0193
0,0000
-0,6590
2,4161
0,0000
0,0326
1,7704
70
0,1369
-0,0969
-0,7854
2,0516
-0,0964
0,1667
1,3766
80
0,2870
-0,1945
-1,0168
1,7874
-0,1923
0,2539
0,9248
90
0,4082
-0,2923
-1,3207
1,5811
-0,2856
0,2772
0,3678
100
0,4861
-0,3878
-1,5098
1,4001
-0,3721
0,2330
-0,1505
110
0,5162
-0,4755
-1,1518
1,2248
-0,4441
0,1324
-0,1980
120
0,5021
-0,5485
-0,0001
1,0469
-0,4918
0,0000
0,5087
/>/>
/>
/>
Расчёт на прочность шатуна
Шатун является звеном кривошипно-шатунного механизма, которое передает усилие поршня к коленчатому валу. Преобразует поступательное движение поршня во вращательное движение коленчатого вала.
Нижняя головка шатуна обеспечивает шарнирное соединение шатуна с кривошипной шейкой коленчатого вала и образует корпус шатунного подшипника.
Определение основных размеров шатуна.
Диаметр поршневого пальца.
dпп = (0.3-0.38)*Dц = 0,35*0,26 = 0,091 м;
Внутренний диаметр верхней головки.
dв = (1,2-1,25)* dпп = 1,2*0,091 = 0,1092 м;
Наружный диаметр верхней головки.
dн = (1,3-1,7)* dпп = 1,7*0,091 = 0,1547 м;    продолжение
–PAGE_BREAK–
Длина верхней головки шатуна.
lв = (0.33-0.4)*Dц = 0,4*0,26 = 0,104 м;
Диаметр шатунной шейки коленчатого вала.
dш = (0,56-0,75)*Dц = 0,7*0,26 = 0,182 м;
Толщина стенки вкладыша.
t= (0.03-0.05)* dш = 0,04*0,182 = 0,007 м;
Расстояние между шатунными болтами.
lб = (1,3-1,75)* dш = 1,5*0,182 = 0,273 м;
Длина нижней головки шатуна.
lн = (0,45-0,9)* dш = 0,8*0,182 = 0,1456 м;
Размеры двутаврового сечения:
h = (1,2-1,4)* h= 1,4*0.0546 = 0,0764 м;
где: hm= 0.5* dв = 0.5*0.1092 = 0,0546;
b = (0.55-0.75)*h = 0,75*0,0764 = 0,0573 м;
а = 0,03 м, с = 0,015 м;
Длина шатуна.
l = r/l = 0,170/0,2576 = 0,659 м;
где: r – радиус кривошипа;
l— кривошипно-шатунное отношение.
Условия работы шатуна
При работе шатун подвергается действию силы давления газов, действию усилия заедания поршня, действию сил инерции (шатун участвует в поступательном и во вращательном движении), действию силы трения.
Сила газов, силы инерции и заедание поршня будут вызывать деформации растяжения-сжатия, изгиба. Сила трения будет вызывать износ вкладышей нижней головки шатуна и втулки поршневой головки. Знакопеременные нагрузки будут вызывать усталостные разрушения.
Напряжения сжатия в стержне шатуна:
/>кг/см2
где />– минимальное сечение головки шатуна.
Сила />, кроме сжатия, вызывает продольный изгиб.
Наименьший диаметр шатуна, в функции диаметра цилиндра, составит d=0.25D; наибольшая длина шатуна l определиться из условий наименьшего значения />и наибольшего отношения S/D. Примем
/>=l/5,5; S/D=1.3
Расчёт с достаточной степенью точности может быть проведен по формуле, определяющей ломающие критические напряжения />кг/см2 :
/>=(4700-23*l/i) кг/см2 ( для легированной стали).
По напряжениям подсчитывается критическая сила
/>=/>f кг,
где f — площадь среднего сечения шатуна в см2.
Отношение />//>= ε
/>=12,5*10,1919=127,4.
В плоскости качания шатун можно рассматривать как балку с шарнирными опорами, при этом деформация изгиба распространяется по всей его длине. В плоскости, перпендикулярной качанию шатуна, его следует рассматривать как балку с заделанными концами, в данном случае деформация изгиба распространяется на половину длины шатуна.
Таким образом:
/>кгс/см2/>МПа;
/>кгс/см2/>МПа,
Где f – площадь среднего сечения шатуна:
/>см2.
/>и />– моменты инерции сечения относительно осей x и y:
/>см4;
/>см4.
Шатуны подвергаются ещё и значительному воздействию сил инерции массы шатуна, действующих в плоскости его движения. В этом случае шатуны, кроме того, необходимо проверять на изгиб указанными силами инерции. Наибольшее значение рассматриваемые силы имеют при угле между шатуном и мотылём, равном 908.
Наибольший изгибающий момент равен:
/>кгс.см />Н.м,
где P – равнодействующая сил инерции:
/>кгс />кН,
где q – сила инерции элемента стержня шатуна длиной 1 см:
/>кгс/см />кН/м,
где />кгс/см3 – удельный вес материала шатуна.
Суммарные напряжения в стержне шатуна будут равны:
/>кгс/см2/>МПа />МПа,
где W – момент сопротивления сечения шатуна, удаленного на расстояние />от центра верхней головки.
Верхнюю головку шатуна проверяют на разрыв силой, возникающей при заедании поршня. Её условно принимают равной:
/>кгс /> кН.
Напряжения в верхней головке шатуна:    продолжение
–PAGE_BREAK–
/>кгс/см2/>МПа />МПа,
где />см.
Для нормальной работы головного подшипника верхняя головка шатуна должна иметь соответствующую жёсткость. В соответствии с этим необходимо принятые размеры проверять на жёсткость. Относительная деформация верхней головки шатуна может быть определена по формуле:
/>мм/см />мм/см,
где E– модуль упругости материала головки шатуна;
I– момент инерции сечения головки:
/>см4.
/>
В двигателе 6ЧН26/34 шатунные болты изготовлены из стали 37ХНА3А.
Шатунные болты нижней головки шатуна проверяют на растяжение силой />.
В то же время при монтаже нижней головки шатуна болты должны быть затянуты настолько, чтобы при действии силы Pвне была нарушена плотность соединения половинок головки. Усилие предварительного затяга Рзпринимают равным:
/>
/>,
Тогда напряжения растяжения болтов составят
/>
где i=4 — число болтов; f=2,08см2 — наименьшее сечение болта
/>кг/см2/>.
Независимо от напряжений, вызываемых силой Рз, шатунным болтам необходимо обеспечить прочность при возможном заедании рабочего поршня. Сила Р условно принимается равной:
/>
где D – диаметр цилиндра; р=15-20кг/см2 – условное усилие на 1см2 площади поршня.
Если Р будет больше Рз то в качестве расчетной силы следует принять силу Р.
/>.
Литература
1. Танатар Д.Б. «Компоновка и расчет быстроходных двигателей с воспламенением топлива от сжатия» М.: «Морской транспорт».- 1952 г
2. Фомин Ю.Я. «Судовые двигатели внутреннего сгорания» — Л.: «Судостроение». – 1989 г
3. Ваншейдт В. А. «Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей». – Л.: «Судостроение» — 1969 г .
4. Р.А. Зейнетдинов, И.Ф. Дьяков, С.В. Ярыгин «Проектирование автотракторных двигателей» Ульяновск 2004 г