Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Теоретические основы и устройство главных и вспомогательных судовых энергетических установок. Методические рекомендации

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

08.09.2026

Размер:

2 Мб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 34 / 44

Момент сопротивление W находят по экваториальному моменту инерции

W 

tи





J опасного сечения. Поскольку это сечение сложное, его разбивают на простейшие площадки и затем определяют J по известному из механики способу. Тогда момент сопротивления

(54)

где:

— расстояние крайнего нижнего волокна от нейтральной оси.

Тепловые напряжения определяют по формуле (37), а тепловую нагрузку q, по которой находят разность температур нижней и верхней поверхностей днища крышки,— по формулам (38) и (39).

Суммарное напряжение в нижних волокнах

не должно превы-

шать для чугунных крышек 120–150 МПа.

Как указывалось, затяжка шпилек, крепящих крышку цилиндра, может

привести к появлению трещин под фланцем втулки и в блок-картере.

Кроме того, следствием перетяжки могут быть и трещины в днище крышки цилиндра. Во время крепления, т. е. при неработающем двигателе, трещин в крышке может и не быть. Они могут появиться позже, при работе двигателя, когда

увеличатся напряжения изгиба и возникнут тепловые напряжения.

Приложение 5

68,0

 



 











Расчет на прочность поршней

У самых распространенных тронковых двигателей верхнюю часть порш-

ня (рис. 12, а, б) называют головкой 8, а нижнюю тронком (юбкой) 1. Головка

воспринимает давление газов, тронковая часть поршня служит направляющей. Обычно у тронка диаметр больше, чем у головки, поэтому на ней предусмотре-

ны уплотнительные кольца 7. В ее приливах 3, называемых бобышками, размещен поршневой палец 4. Над тронком и в его нижней части установлены маслосъёмные кольца 6 и 2.

Поршни судовых дизелей изготовляют из чугуна марок СЧ32, СЧ24,

СЧ25 и из алюминиевых сплавов марок АЛ-1, АК.-2, АК-4, литейного жаропрочного сплава АЛ-19. Алюминиевые поршни легче чугунных. Это весьма

важное преимущество поршней, так как от их массы зависит значение силы

инерции, действующей в кривошип-но-шатунном механизме. Алюминиевые сплавы обладают высокой теплопроводностью, в связи, с чем повышается теплоотдача от алюминиевых головок поршней к уплотнительным кольцам и цилиндровым втулкам Температура таких поршней меньше чугунных.

Недостатком поршней из алюминиевых сплавов является их несколько

более высокая стоимость. Кроме того, они быстрее изнашиваются, а в результа-

те значительного коэффициента линейного расширения алюминия приходится

увеличивать зазор между поршнем и втулкой цилиндра, что не желательно, так как при непрогретом двигателе поршни будут стучать.

Верхнюю часть головки поршня называют днищем 9, на которое действует давление газов. Форма его зависит условий смесеобразования. Толщина днища постепенно увеличивается к стенкам головки. Снизу днище подкреплено ребрами 5. Во многих поршнях на кромках днищ предусмотрены карманы г, исключающие возможность удара поршня о впускной или впускной клапаны. По краям днища часто сверлят и нарезают технологические отверстия б для рымов (для подъема поршня из цилиндра).

Толщину днища поршня выбирают обычно конструктивно и проверяют на прочность при испытании опытного образца. Точно рассчитать прочность днища сложно, так как необходимо учитывать его неплоскую форму, упругую заделку по контуру, тепловые напряжения. Для проверки толщины днища поршня можно использовать форму Неймана:

(55)

где:

— давление сгорания, Па;

— внутренний диаметр заделки днища, м;

— толщина днища поршня, м.

Рис. 12. Поршни двигателей: а – типа НФД48; б – типа ЧСП18/22.



макс



макс

zмакс

PN 08,0

zмакс

PN 1,0





В виду условности этого расчета напряжение изгиба

допускается невысо-

ким:

для чугунных поршней без ребер под днищем – до 30 МПа, а с ребрами –

до 100 МПа;

для поршней из алюминиевого сплава без ребер под днищем – до 15 МПа,

а с ребрами – до 50 МПа.

Давление на тронк, кПа, может быть определено как

(56)

где:

- наибольшая нормальная сила, кН;

- диаметр цилиндра, м;

- длина тронковой части поршня, м.

Значение

при точных расчетах находят из диаграммы изменения

этой силы. Приближенно можно принимать: длине шатуна L0=5;

при L0=5;

При относительной

где:

(57)

Обычно

у тихоходных дизелей с чугунными поршнями равно 350 кПа, с

поршнями из алюминиевых сплавов – 550 кПа; у быстроходных дизелей с

поршнями из алюминиевых сплавов поршнем

= 1000 кПа.

= 700 кПа; у двигателей с укороченным

Проверка пальца на прочность. Как видно из рис. 13, на опорную

PR 

4222

M 

RPz

 



 





422



 





 













K2

часть пальца действует сила

Силы

при расчете пальца принято считать сосредоточенными и при-

ложенными по середине длины

считают равномерно распределенной по длине

в каждой бобышке.

опорной части пальца в бобышке. Реакцию

шатунного подшипни-

ка. При таких допущенных расчетная схема пальца как балки, подверженной

изгибу, будет иметь вид, изображенный в нижней части рис. 13. Опасным является сечение по оси цилиндра. Изгибающий момент в этом сечении будет

(58)

Поскольку

(59)

Момент сопротивления полого круглого сечения

(60)

Напряжение изгиба

не должно превышать 90 – 150 МПа для

углеродистых и 150 – 250 МПа для легированных сталей, причем меньшие значения относятся к тихоходным, а большие – к быстроходным дизелям. Максимальное давление пальца в бобышках, определяемое по формуле:

(61)

допускается не более 40 МПа для чугунных поршней и

= 30 МПа для

поршней из алюминиевого сплава

Рис. 13. Расчетная схема поршневого пальца.

Приложение 6





 

CK 

Расчёт на прочность шатуна

Конструкция и материал. Основными элементами шатуна являются верх-

няя (поршневая) головка 6 (рис. 14), стержень 5 и нижняя (кривошипная) головка 4. Верхнюю головку шатунов дизелей речных судов изготовляют заодно со стержнем, неразъемной, нижнюю головку 4 — разъемной (или отъемной): предусматривают крышку 1 с буртом 2, крепящуюся с головкой шатунными болтами 3

Шатуны изготавливают из конструкционных сталей 35, 40, 45, 45Г2, а у

высокооборотных двигателей – из легированных сталей 40ХН, 40ХНМА и 18Х2Н4ВА. Согласно техническим требованиям на изготовление шатуны ди-

зелей должны быть штампованными. Допускается изготовлять шатуны крупных дизелей свободной ковкой, а отъемные нижние, головки или их

крышки двухтактных дизелей – литыми.

Поперечное сечение стержня кованых шатунов круглое, штампова н-

ных – двутавровой формы 7. Снаружи поверхность штампованных шатунов

не обрабатывают. Двутавровые шатуны при одинаковой прочности легче круглых. Этим объясняется их применение в высокооборотных дизелях. При большом объеме производства, окупающем затраты на штампы, шатуны изго-

тавливают двутавровыми и для малооборотных двигателей.

Для подвода масла из кривошипного подшипника в поршневой преду-

смотрены каналы а и б, просверленные в круглом стержне шатуна. В шату-

нах двутаврового поперечного сечения для подобной цели используют трубку 8, прикрепленную к стержню скобами 9, или отверстие в, просверленное в

утолщении 10 стержня.

Стержень шатуна нагружен по оси силой

, максимальное значение ко-

торой наблюдается в момент сгорания. Размеры шатунов судовых дизелей таковы, что ни формула Эйлера, ни формула Тетмайера для расчета устойчивости стержней использованы быть не могут. Прочность стержня шатуна можно проверить по эмпирической формуле. Суммарные напряжения в

среднем сечении шатуна с учетом изгиба в плоскости качания определяют по формуле Навье-Ранкина:

(62)

Сила Рz известна,

- это средняя площадь поперечного сечения стержня,

т. е. сечения, взятого по середине длины шатуна.

Параметр К вычисляют по формуле

(63)

где: с - коэффициент, характеризующий упругие свойства материала шатуна;

L - длина шатуна, м;

i 

– радиус инерции среднего сечения, м;

dJ





0,00015

0,00016

0,00017

45ХН

0,00040

18ХН2Н4ВА

0,00043



– экваториальный момент сопротивления сечения шатуна отно-

сительно его оси, м

;

– площадь поперечного сечения шатуна, м2;

– диаметр поперечного сечения шатуна, м.

Коэффициент с зависит от марки стали, из которой изготовлен стержень,

т. е

Марка стали

Допускаемые напряжения для углеродистой стали [

] = (80 – 120) МПа,

для легированной – []= (120 – 180) МПа.

Верхняя головка. Площадь поперечного сечения стенки верхней головки шатуна в вертикальной плоскости, как правило, немного больше, чем в горизонтальной плоскости, но иногда они и равны. Переход от головки к стержню должен быть главным, без подрезов, чтобы не вызывать концентрации

напряжений

Втулка, запрессованная в верхнюю головку шатуна, образует головной

подшипник для пальца, соединяющего шатун с поршнем. Изготавливают

втулки из оловянисто-фосфористой бронзы Бр06 , 5Ф015, Бр010Ф1 или из стали и заплавляют изнутри свинцовистой бронзой, большинства двигателей втулки стопорят винтами.

Как уже было изложено, головной подшипник у большинства двигателей смазывается маслом, подводимым через осевой канал шатуна или по тру бке, прикрепленной к стержню. Для подвода масла к рабочей поверхности втулки обычно протачивают внешнюю кольцевую или полукольцевую канавку, из которой по боковым радиальным отверстиям масло проходит к холо-

дильнику.

У двигателей с охлаждаемыми поршнями в верхних головках шатунов предусмотрены отверстия для выхода масла в полость охлаждения. В этом случае канавка кольцевая. Она соединяет отверстие с осевым каналом. Отверстия в головке и втулке предназначены для подвода масла к поршневому

пальцу.

Головной подшипник некоторых высокооборотных двигателей смазывается каплями масла, оседающими из масляного тумана картерного пространства. В верхней части головки и втулки таких двигателей предусмотрены отверстия. Капельки масла, оседающие на верхнюю головку, через эти отверстия поступают на смазывание поршневого пальца. В одно из отверстий

вставлена латунная трубка, которая стопорит втулку от проворачивания.

Разработанные методики сложных расчетов прочности поршневой го-





K 

ловки являются в той или иной степени приближенными. Для грубой провер-

ки ее прочности можно ограничиться определением напряжения растяжения

в горизонтальном сечении х — х головки от действия сил инерции поступательно-движущихся частей:

(64)

где

- сила инерции поступательно движущихся частей при положении порш-

ня в в. м. т., Н;

f - площадь поперечного сечения головки в горизонтальной плоскости

(втулку поршневого подшипника не учитывают), м

Допускаемые значения [

] = (30-60) МПа, причем меньшие значения

относятся к углеродистой стали, большие - к легированной.

Максимальное давление в поршневом подшипнике, определяемое по вы-

ражению

(см. рис. 14), не должно превышать 15 – 20 МПа для ма-

лооборотных дизелей и 25 – 50 МПа для среднеоборотных. Меньшие значения относятся к подшипникам из оловянистой бронзы, большие – из свиновистой бронзы.

Рис. 14. Шатун

Расчет прочности шатунных болтов. Как отмечалось, шатунные болты

 

2,32,2 





срз







ср

 

jз

PР 32 













рсл

должны быть затянуты с силой, указанной в инструкции по обслуживанию двигателя. Обычно предварительная затяжка в 2–2,5 раза больше той части силы инерции

поступательно-движущихся частей при положении поршня в в. м.

т., которая приходится на один болт. При работе двигателя в конце такта выпуска на болты будет действовать

и центробежная сила шатуна, создаваемая

вращающей его частью, расположенной выше плоскости разъема кривошипной головки. Напряжения от действия этих сил сложатся с напряжениями от пред-

варительной затяжки. Следовательно, прочность болта должна быть рассчитана

на силу, несколько превышающую предварительную затяжку. Обычно

считают, что напряжение растяжения болта

(65)

где:

— сила инерции поступательно-движущихся частей при положении

поршня в в.м.т., кН;

— количество болтов, шт.;

— площадь наименьшего сечения болта, м

Кроме того, при затяжке в болте возникает напряжение кручения, сохра-

няющееся и при работе двигателя. Крутящий момент, Н*м, нагружающий болт при затяжке,

, (66)

где

— коэффициент трения в резьбе, который может быть принят при чи-

стой и смазанной резьбе равным 0,08–0,1, а при грубой нарезке и резьбе без

смазки он увеличивается до 0,15-0,17;

— средний диаметр резьбы.

Силу затяжки можно принять

(67)

Напряжение кручения определяют как

(68)

причем полярный момент сопротивления

следует принимать по

минимальному диаметру болта. Суммарные напряжения в болте

(69)

для легированной стали не должны превышать 120-180 МПа

Приложение 7

МПаР

15

PР









8,135,1 



PРР

zdа











МПа

120



МПа

200180 



Расчет на прочность анкерных связей и крепежа цилиндра

Условия работы анкерных связей и крепежа цилиндра (шпилек крепления крышки) подобны. Усилия предварительного затяга этих элементов должны быть такими, чтобы во время работы двигателя, стягиваемые детали (цилиндр, станина, фундаментная рама) не разрушались от усилия сжатия. Поэтому все исходные и расчетные формулы, как для анкерных связей, так и для крепежа

крышки, идентичны.

Максимальное усилие, возникающее в цилиндре при его работе, определяется давлением сгорания

. Для двигателя S70MC

это усилие

составляет около 550 тонн. Оно стремиться поднять вверх крышку и блок цилиндра. Усилие на крепёж крышки будет меньше на величину веса крышки, а

на анкерные связи – это усилие снизится ещё и на величину блока цилиндра в сборе. Однако вес крышки и блока несоизмеримо меньше усилия от давления

(для двигателя S70MC вес крышки – 3,84 т, вес втулки – 4,787 т и блока –

0,83 т). Поэтому в качестве исходной величины при расчёте анкерных болтов и крепежа цилиндра принимается усилие от давления сгорания

Усилие предварительного затяга должно быть равно:

, (70)

где:

– коэффициент предварительного затяга; принимается в пределах

;

i – количество болтов на один цилиндр (при расчете анкерных связей i = 4, при расчете шпилек крышки цилиндра малооборотного дизеля i = 16)

Максимальное усилие ме усилия предварительного затяга

, действующее на болты при работе, равно сум-

и усилия от давления сгорания

(71)

Максимальное напряжение растяжения болта определиться как:

(72)

Здесь

– диаметр анкерного болта или шпильки крепежа цилиндра.

Допускаемые значения напряжения для этих деталей могут быть приняты:

— для углеродистых сталей;

— для лучших легированных сталей.

Александр Иванович Афонин,

Дмитрий Александрович Попов.

Теоретические основы и устройство главных и вспомогательных судовых

энергетических установок

Методические рекомендации

Компьютерная верстка: Акамеева С.И.

Подписано в печать__________ 20___ г.

Формат 60×90/16. Объем _____ п. л.

Заказ №_______. Тираж 60 экз.

Московская государственная академия водного транспорта

117105, Москва, Новоданиловская набережная, д. 2, корп. 1

<<< < Предыдущая 1 2 34 / 44

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]