Шаблон прочностного расчета

Пояснительная записка
Введение
Задачей курсовой работы является углубление и закрепление знаний по дисциплине «СЭУ и их эксплуатация по разделам:
Основы теории дизелей
Техническая эксплуатация судовых дизелей
Конструкция основных деталей судовых дизелей.
В процессе работы над заданием развиваются навыки по анализу влияния эксплуатационных факторов на параметры рабочего процесса и надежность работы дизеля, а так же развиваются навыки по тепловому расчету дизеля и расчету прочности основных деталей.
При расчете рабочего процесса применялся классический метод теплового расчета, разработанный профессором В. И. Гриневецким. Метод базируется на рассмотрении так называемого расчетного цикла, поскольку действительный цикл не может быть точно описан в настоящее время из-за сложности проходящих в нем процессов.
Сущность проверочного расчета деталей на прочность заключается в определении рабочего напряжения в опасном сечении. Если рабочее напряжение не превышает допускаемое, то прочность в данном сечении обеспечена.
Расчеты основных деталей являются приближенными, т. к. производятся на основе эскизов деталей, вычерченных в масштабе, а не с использованием чертежей деталей дизеля. Поэтому при расчете выбирается упрощенная расчетная схема, которая не требует сложных расчетов и по возможности близка к действительным условиям работы деталей









Описание конструкции дизеля
Автоматизированные реверсивные дизели типа 6ЧРН36/45 используют в качестве главных на крупных речных теплоходах и теплоходах смешанного «река-море» плавания.
Конструкция дизеля (см. чертеж в приложении) позволяет устанавливать его как непосредственно на жесткий фундамент, так и на амортизаторы, снижающие уровень вибрации судна. Коленчатый вал с валопроводом в этом случае соединяют гибкой эластичной муфтой. В дизелях предусмотрена специальная система топливоподготовки для работы как на дизельном, так и на моторном топливе. В чугунной блок-раме 1 (рис. в приложении) предусмотрены смотровые люки 19 с глухими крышками 13 с предохранительными клапанами со стороны борта.
В рамовых подшипниках коленчатого вала установлены сталебаббитовые или сталеалюминиевые вкладыши. Блок цилиндров 7 закреплен к раме анкерными шпильками, нижний конец которых ввернут в циллиндрические гайки 2, расположенные в расточках блок-рамы. Чугунные втулки цилиндров 11 уплотнены в верхней части медной или стальной прокладкой, в нижней тремя закладными резиновыми кольцами. В нижнюю часть к внутренней поверхности втулки поступает масло из циркуляционной системы.крышки 9 цилиндров отдельные, чугунные.
Поршень 12 чугунный, охлаждаемый. Масло для охлаждения днища поступает через шатун в полость а, откуда сливается по трубке 13 в поддон фундаментной рамы. Уплотнительных колец четыре. Двойные маслосъемные кольца расположены, в нижней части головки и тронка. Палец 14 поршня плавающий, зафиксирован заглушками, крепящимися к поршню. Шатун 16двутаврового сечения изготовлен с неотъемной кривошипной головкой. Поршневым подшипником служит бронзовая втулка, в кривошипном установлены сталебаббитовые или сталеалюминиевые вкладыши.
Коленчатый вал 18 цельный, с полыми заглушёнными шатунными шейками. Для разгрузки рамовых подшипников от центробежных сил инерции кривошипы снабжены противовесами 20.Смазочное масло к рамовым подшипникам поступает из магистрали 5 по трубам 4, а к шатунному подшипнику по каналам, просверленным в коленчатом вале.
В рабочих цилиндрах предусмотрено по одному впускному и выпускному клапану. Привод открытия их штанговый. Кулачковые шайбы выполнены в блоках по две. Распределительный вал 17расположен в специальной полости блока цилиндров. Выпускных коллекторов 8 два. Наддувочный коллектор 6 расположен ниже выпускных. Турбокомпрессор с газовой турбиной осевого типа установлен на кормовом торце двигателя.В топливной системе двигателя предусмотрен шестеренный топливоподкачивающий насос, два сетчатых фильтра грубой очистки и миткалевый фильтр тонкой очистки. Топливные насосы 15индивидуальные, золотниковые, стандартного типа. Форсунки 10 закрытые, охлаждаемые. Регулятор двигателя всережимный, изодромный.
Масляная система с масляным баком. Откачивающий и нагнетательный насосы выполнены каждый отдельно. Предусмотрены два прокачивающих электронасоса. После каждого насоса установлен сетчатый фильтр, после нагнетательного, кроме того, реактивная центрифуга и два включенных параллельно трубчатых холодильника.
Насосы системы охлаждения центробежные. Водяной холодильник трубчатый. Масляная система и система охлаждения снабжены терморегуляторами.
В воздушном пусковом устройстве предусмотрены пусковые клапаны с пневматическим управлением, дисковый воздухораспределитель и главный пусковой клапан с нагрузочным поршнем. Навесного компрессора нет.
Реверсивное устройство пневмогидравлического типа с одним поршневым сервомотором. Пост управления объединен в общую схему с пневматическим ДАУ, разработанным заводом-изготовителем.


























4. Прочностной расчет деталей дизеля
4.1 Расчет поршня.
Таблица 2. Конструктивные соотношения элементов поршня, поршневых пальцев и колец.
Параметр и формула
Числовое значение

Толщина днища поршня (
·)
0,12Д


Зазор между тронком и втулкой цилиндра (Д-Д1)
0,001Д


Длина поршня, L
(1,0-1,77)Д


Длина тронковой части Lт
1S


Зазор между цилиндром и головкой поршня
(Д-Д2)
0,007Д


Расстояние С от верхней кромки поршня до первого кольца (С~
·)


Расстояние от нижней кромки тронка до оси поршневого пальца L1
0,8Д


Толщина стенки головки поршня S4
0,06Д


Толщина стенки тронка, S1
0,5S4


Число уплотнительных колец


Радиальная толщина кольца, b
0,04Д


Высота кольца, h
0,5b


Ширина перемычки между канавками, h1


Диаметральный зазор между кольцом и канавкой поршня, S2


Тепловой зазор на высоте кольца, S3


Число маслосъемных колец


Диаметр поршневого пальца, d
0,4Д


Диаметр внутреннего отверстия пальца, d0
0,5d


Длина пальца,
·
0,40Д


Расстояние между внутренними торцами бобышек,
· 1
0,45Д


Длина опорной поверхности в бобышке,
·
·
0,24Д


Расстояние между центрами бобышек

·0=
· 1+
·
·


Д – диаметр цилиндра
S – ход поршня


После конструктивного определения толщины днища поршня находим рабочее напряжение изгиба от совместного действия механических и тепловых нагрузок

·и=0,68Pz((Дз/2
·)^2))=83,5МПа
где:
Pz – максимальное давление цикла=7МПа
Дз- диаметр заделки днища=0,36036м

· – толщина днища поршня=0,043м
Дз=Д2-S4
[
·и]=100МПа,
[
·и]
·
·и
Условие прочности соблюдено.

Проверяем длину тронка (Lт) на допускаемое удельное давление
Pт=ри max/(ДLт)=0,3МПа

ри max=0,08рzi=0,05
рzi=Pz(
·Д2/4)=0,71МН
[Pт]=0,35Мпа
Условие работоспособности соблюдено.
После определения размеров бобышек, проверяем их на допустимое удельное давление:
Р=рzi /(2d*
·
·)=35,5 МПа
[P]=40МПа
Условие работоспособности соблюдено.

После определения по таблице размеров кольца, проверяем его на изгиб:

·из=3Р*((Д-b)/b2))=96,18
где: Д – диаметр цилиндра, м
b – толщина кольца, м
Р – удельное давление кольца на стенку рабочей втулки, вызванное силами упругости, МПа =0,03МПа
[
·из]=150МПа
[
·из]
·
·из
Условие прочности соблюдено.
После определения размеров поршневого пальца, рассчитываем его на изгиб как двухопорную балку
Миз=(Рz/2)((
·0/2)-(l1/4))=0,0292Мн

Момент сопротивления сечения
W=0,1((d4-d04)/d)=0,0003м3
Напряжение изгиба в пальце

·из=Миз/W=97,3МПа
[
·из]=120МПа
Условие работоспособности соблюдено.
Проверяем принятые размеры на невыдавливание смазки из головного подшипника:
Pz/(l1*d)=30МПа,
·к
к - от 20 до 50.


4.2 Расчет шатуна.
Шатун подвергается действию силы от давления газов и силам инерции поступательно движущихся частей. Все расчеты шатуна ведем на силу заедания поршня в цилиндре - Ри
Производим проверку стержня шатуна на прочность от суммарного напряжения в среднем сечении (рис.3) по эмпирической формуле Навьс-Ренкина, используя принятые соотношения в табл.3

Таблица 3.
Параметр и расчетное соотношение
Значение

Длина стержня шатуна, L
3,5Д


Диаметр стержня шатуна, dст
0,3Д


Диаметр внутреннего отверстия стержня, d0
0,3dст


Среднее сечение двутаврового стержня (рис.3)
Высота, Н 0,18L
Расстояние между полками, h 0,7Н
Толщина, b 0,15Н
Ширина, В 0,75Н


Внешний диаметр головки, d1 1,8d


Длина втулки, l1


Толщина втулки,
· 0,1d


Длина верхней головки, l3 1d1


Остальные размеры:
S=0,3d
l2=1,6d


Д – диаметр цилиндра
d – диаметр поршневого пальца


После определения размеров стержня и верхней головки шатуна, проверяем:
а) стержень шатуна на суммарное напряжение сжатия с учетом изгиба в плоскости качания

·=(kPz)/fср=102МПа
где:
fср - средняя площадь поперечного сечения стержня шатуна по середине сечения=0,008м2
k=1+C((L/i)^2)=1,17
L – длина шатуна
i= 0,18Н=40,68мм
С – коэффициент, характеризующий упругие свойства материала шатуна = 0,00017
[
·]=120МПа
[
·]
·
· – условие прочности соблюдено
Рассчитываем верхнюю головку шатуна на растяжение в сечении x-x на силу заедания поршня Рв (рис. 3)
Где: Рb=рb*0,785Д2=0,2 МН
рв=2МПа – удельное давление от силы заедания
f=l3S= 0,003м3 - площадь поперечного сечения головки в горизонтальной плоскости

·р=Рb/(2f)=33МПа
[
·р]=40МПа
Условие прочности соблюдено.
Определяем размеры нижней головки шатуна по таблице 3.
Таблица 3. Конструктивные соотношения неотъемной нижней головки шатуна.
Параметр
Значение

Расстояние между шатунными болтами lш
и ширина нижней головки l1


Толщина компрессионной прокладки
·


Толщина вкладыша


Продольный разбег


Диаметр шатунных болтов dш


d =130мм – диаметр кривошипной шейки
h4 – толщина крышки мотылевого подшипника, определяется из расчета
l2 – длина нижней головки.
Определяем толщину опасного сечения h4 из уравнения прочности (рис.4), от силы заедания поршня

·из=Миз/W=13,5МПа
Миз=(Рвl1)/4=(0,2*0,208)/4=0,0104МН*м – изгибающим момент в опасном сечении
W=(l2h42)/6=(0,23*0,02)/6=0,00077м3 – момент сопротивления опасного сечения
h4=sqrt((Pв*lш)/(l2*[
·из]))=sqrt((2*0,163)/(0,23*65))=148мм
[
·из]=65МПа – условие прочности соблюдено.

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

·р=(1,35Рв)/((
·dш2)/4*i)=(1,35*0,2)/((3,14*0,11)/4*2)=16,3МПа
[
·р]=60МПа – условие прочности соблюдено.
4.3 Расчет втулки рабочего цилиндра.
Втулка испытывает напряжение от максимального давления газов Pz (рис. 6), а т. ж. тепловые напряжения. Фланец (бурт) втулки испытывает дополнительные напряжения от затяжки крышки цилиндра.
Определяем предварительные размеры втулки по таблице 4.
Таблица 4.Расчетные размеры втулки.
Параметры
Размеры

Толщина втулки в верхней части, S (0,1Д)


Наибольший диаметр верхнего опорного бурта, Д1 (Д+2g)


Толщина бурта, g (0,2Д)


Высота опорного бурта , е (0,15Д)


Ширина канавки под бурт крышки , b (0,05Д)


Глубина канавки под бурт крышки


Ширина опорного бурта С (0,03Д)


Остальные размеры:
d (0,03Д)
Дf (Д+2/3g)
Д2 (Д1-2с)


Толщина втулки в нижней части (0,3S)


Длина втулки (3Д)


Д – диаметр цилиндра


После определения конструктивных размеров, рассчитываем опасное сечение x-x, для этого изобразим расчетную схему втулки в масштабе (прил. рис. 5)
Толщину стенки проверяем на суммарное напряжение от растяжения

·=
·р+
·р’=35+53,5= 88,5МПа

·p- напряжение от растяжения по направлению радиуса, МПа

·р’-напряжение от тепловой нагрузки (растяжение внешней стенки), МПа

·р=(РzД)/(2S)=35 МПа
где: Рz – максимальное давление сгорания, МПа
Д – диаметр цилиндра, м
S - толщина втулки, м

·р’=aqS=53,5 МПа
где: q – удельная тепловая нагрузка, Дж/м2с
q=(0,071+0,0186n)Pi=
n- частота вращения коленчатого вала, об/с
Pi= 950 000 Па – среднее индикаторное давление (берется из справочника судовых дизелей)
a =0,00835 – коэффициент пропорциональности
S = 0,036м – толщина стенки втулки.
[
·]=150 МПа
· 88,5МПа – условие прочности соблюдено.
Фланец втулки проверяем на напряжение изгиба, растяжения и скалывания, возникающие от силы затяжки шпилек (приложение, рис. 6) Рf в сечении х-х
Рf=1,25Рz(
·Д2f/4)=1,25*7(3,14*0,17/4)=1,16МН
где: 1,25 – коэффициент затяжки шпилек
Pz – максимальное давление сгорания, 7МПа
Дf - средний диаметр уплотнительной канавки, м.
Напряжение изгиба от пары сил Рf a1

·из =(Рfa1)/W=42 МПа
где:
а1=23,5мм – определяется из масштаба чертежа
Д0=0,45м –из масштаба чертежа
W=(
·Д0h2)/6=0,00065м3
h=52,6мм – из масштаба чертежа.
Напряжение растяжения от нормальной силы Рн

·p=Pn/F=11,2МПа
Pn=Pf*sin
·=0,82 МН – нормальная сила
F=
·Д0h=0,073м2 – площадь сечения х-х
Напряжение скалывания от касательной силы Рs:

·=Рs/F=8,2МПа
где: Ps=Pf*cos
·=0,6МН
Суммарное напряжение в сечении x-x:

·=sqrt((
·из+
·p)2-4
·2)=42МПа
[
·]=50МПа – условие прочности соблюдено
Уплотнительную канавку, шириной 18 мм, проверяем на удельное давление:
к=Рf/
·Д1b=40МПа
где: Pf – сила затяжки шпилек, 1,15Мн
Д1 – наибольший диаметр бурта, 0,504м
b - ширина канавки, 0,018м
[к]=50МПа
Условие прочности соблюдено.
Опорный бурт, шириной 11мм проверяем на смятие:

·см=(4Рf)/(
·(Д12-Д22))=62МПа
[
·см]=80МПа – условие прочности соблюдено.
В основном, втулки изготавливаются из чугуна марок СЧ 25.


4.4 Расчет коленчатого вала
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.
Произведем поверочный расчет коленчатого вала дизеля с однорядным расположением цилиндров по формулам Российского Речного Регистра.
Эскиз коленчатого вала- приложение, рисунок 7.
Таблица 5. Конструктивные соотношения коленчатого вала.
Параметр и расчетная формула
Значение

Расстояние между серединами рамовых шеек, L (1,6Д)


Диаметр шейки кривошипа, dk (0,75Д)


Диаметр рамовой шейки, dp (0,8Д)


Диаметр сверления в шейке, d0 (0,4d)


Длина шейки кривошипа, l1 (1,1dk)


Длина рамовой шейки, l (0,5dp)


Толщина шейки кривошипа, h (0,35Д)


Ширина шейки кривошипа, b (1Д)


Радиус галтели, r (0,07d)


d – диаметр рамовых и кривошипных шеек из расчета по формуле Регистра
Д – диаметр цилиндра



Диаметр шеек коленчатого вала, согласно формул Регистра должен быть не менее:
d=
·0,25К*3
·Д2*
·(АРzL)2+(B
·S)2=158мм
где: К – коэффициент

13 QUOTE 1415=0,88

а – коэффициент=1
Rm – временное сопротивление материала при растяжении, 780 МПа
Д – диаметр цилиндра, 0,36м
А=1 – коэффициент
В=1 – коэффициент
Рz – давление сгорания, 7 МПа
L – расстояние между серединами коренных шеек, 0,576м

·=5,95 - коэффициент (по таблице)
t – коэффициент, t=0,85+0,75Рi=1,51
Pi=0,88МПа – среднее индикаторное давление
S- ход поршня, 450мм
Диаметры шеек коленчатого вала, полученные по формуле Регистра, проверяем на максимально допустимое удельное давление (на 1м2 проекции шейки) по формулам:
Для кривошипных шеек Kmax=Pzi/(dkl1)=8,8МПа
Для рамовых шеек Kmax=mPzi/(2dpl)=10,7МПа
где: Рzi – максимальная сила давления газов, МН
dk – диаметр шейки кривошипа, 0,27м
dp – диаметр рамовой шейки, 0,288м
l1 - длина шейки кривошипа, 0,297м
l – длина рамовой шейки, 0,144м
m – коэффициент, учитывающий влияние наиболее нагруженного соседнего кривошипа, m=1,25
[Kmax]=12 МПа – условие прочности соблюдено.






















Заключение.
Результаты теплового расчета показывают, что все найденные значения не превышают указанных в справочной литературе. Погрешности значений не более 3%.
Результаты прочностного расчета показали, что все удельные давления и напряжения не превышают допускаемых значений.






















Список использованной литературы.










13 PAGE \* MERGEFORMAT 14215




15

Приложенные файлы

  • doc 23695507
    Размер файла: 154 kB Загрузок: 0

Добавить комментарий