Сделай Сам Свою Работу на 5

Условные силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала от двух смежных шатунов





 

Коленчатый вал двигателя полноопорный с кривошипами, расположенными в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Порядок работы двигателя 1-5-4-2-6-3-7-8. Чередование вспышек равномерное через 90˚.

В соответствии с порядком работы двигателя на 1, 2 и 3-ю шатунные шейки одновременно действуют силы от левого и правого шатунов, смещенные одна относительно другой на 90˚, а на 4-ю шейку действуют силы от левого и правого шатунов, смещенные на 450˚.

Суммарные тангенциальные силы, действующие на шатунные шейки от двух смежных ша­тунов: .

Суммарные силы, действующие на шатунные шейки по радиусу кривошипа от двух смеж­ных шатунов: .

Условные суммарные силы, действующие на шатунные шейки, строят при условии, что во всех левых цилиндрах отсчет углов начинается от 0˚. Силы TΣ и KΣ рассчитываем табличным методом (табл. 6.3).

Таблица 6.3

Левые цилиндры 1 (2, 3)-й правый цилиндр 1 (2, 3)-я шатунная шейка 4-й правый цилиндр 4-я шатунная шейка
φ˚ Kл, Н Tл, Н φ˚п1 Kп1, Н Tп1, Н KΣ1, Н TΣ1, Н Rш.шΣ1(2,3), Н RкΣ1(2,3), Н φ˚п4 Kп4, Н Tп4, Н KΣ4, Н TΣ4, Н Rш.шΣ4, Н RкΣ4, Н
-16483 -1000 -3567 -17483 -3567 -1275 -4547 -17758 -4547
-10481 -8118 -1371 -11852 -3482 -257,3 869,8 -10738 -7248
-1416 -4788 -10357 -11774 511,98 -397 -904,4 -5185
-956,8 -16483 -17439
-2432 -15748 -3545 -18180
-4144 -13600 -6428 -17744 -442
-5782 -10481 -8118 -16263 -2029
-8794 -1416 -4788 -10210 -1192 3204,9 -5589
-9401 -956,8 -10357 -3011 -12412
-8842 -3616 -5782 -14625 -8962 -17804
-6002 -6319 -8794 -14796 -2723 -12024 -18025 -1402
-1275 -4547 -9401 -10676 -4547 -11052 -12327 -4547
-257,3 869,8 -8842 -3616 -9100 -2746 -9132 -3734 -9389 -2864
511,98 -397 -6002 -6319 -5490 -6716 -5892 -6204 -5380 -6600
-1275 -4547 -4547 -1000 -3567 -3567
-257,3 869,8 -107,2 -1130
-1001 -163,2
-1183 -1371
3204,9 -396,5 -10357 -7152
-3011 -16483 -19494
-5235 -15748 -3545 -20983
-7242 -13600 -6428 -20842
-8962 -10481 -8118 -19443
-12024 -8819 -1416 -4788 -13440 128,4
-11052 -3011 -14063 -956,8 -12009
-9132 -3734 -8962 -18093 -5782 -14914
-5892 -6204 -12024 -17916 -1287 -8794 -14686 -2608
-1000 -3567 -11052 -12052 -3567 -9401 -10401 -3567
-1371 -9132 -3734 -10503 901,6 -8842 -3616 -10214
-10357 -5892 -6204 -16249 -6002 -6319 -16359
-16483 -1000 -3567 -17483 -3567 -1275 -4547 -17758 -4547

По полученным данным строим условные полярные диаграммы суммарных сил , действующих на 1 (2, 3)-ю и 4-ю шатунные шейки от каждой пары смежных ша­тунов. Масштаб диаграмм .





Диаграммы сил SΣ1(2,3) и SΣ4 с центрами в точках Oш1(2,3) и Oш4 являются соответственно полярны­ми диаграммами условных нагрузок на 1, 2 и 3-ю шатунные шейки – Rш.шΣ1(2,3) и на 4-ю шатунную шейку - Rш.шΣ4.

Значения сил Rш.шΣ1(2,3) и Rш.шΣ4 для различных φ зано­сим в таблицу 6.3 и по ним строим диаграммы Rш.шΣ1(2,3) и Rш.шΣ4 в прямоугольных координатах. Масштабы развернутой диа­граммы: и .



По развернутым диаграммам определяем:

; ; ;

; ; ,

где OB – длина диаграммы, мм; F – площадь под кривой Rш.ш, мм2.

По полярной диаграмме строим диаграмму износа 1-ой шатунной шейки. Сумму сил Rш.шi, дей­ствующих по каждому лучу диаграммы износа (от 1 до 12), определяем с помощью таб­лицы 6.4. По данным таблицы 6.4 в масштабе по каждому лучу откладыва­ем вели­чины суммарных сил ΣRш.шi в мм от окружности к центру. По диаграмме износа оп­ределяем положение оси масляного отверстия φм=90˚.

Таблица 6.4

Rш.шi Значения Rш.шi, Н, для лучей
Rш.ш0 - - - - - - - -
Rш.ш30 - - - - - - - -
Rш.ш60 - - - - - - - -
Rш.ш90 - - - - - - - -
Rш.ш120 - - - - - - - -
Rш.ш150 - - - - - - - -
Rш.ш180 - - - - - - - -
Rш.ш210 - - - - - - - -
Rш.ш240 - - - - - - - -
Rш.ш270 - - - - - - - -
Rш.ш300 - - - - - - - -
Rш.ш330 - - - - - - - -
Rш.ш360 - - - - - - - -
Rш.ш370 - - -   - - - -
Rш.ш380 - - -   - - - -
Rш.ш390 - - - - - - - -
Rш.ш420 - - - - - - - -
Rш.ш450 - - - - - - - -
Rш.ш460 - - - - - - - -
Rш.ш470 - - - - - -   -
Rш.ш480 - - - - - - - -
Rш.ш510 - - - - - - - -
Rш.ш540 - - - - - - - -
Rш.ш570 - - - - - - - -
Rш.ш600 - - - - - - - -
Rш.ш630 - - - - - - - -
Rш.ш660 - - - - - - - -
Rш.ш690 - - - - - - - -
ΣRш.шi

 

Силы, действующие на колена вала

 

Суммарные силы, действующие на колена вала по радиусу кривошипа: .

Полярные диаграммы сил Rш.шΣ1(2,3) и Rш.шΣ4 с центрами в точках Oк1(2,3) и Oк4 являются соответственно поляр­ными диаграммами нагрузок на колена вала RкΣ1(2,3) и RкΣ4. Значения RкΣ1(2,3) и RкΣ4 для раз­личных φ заносим в табл. 6.3.

 


Уравновешивание

 

Проектируемый однорядный шестицилиндровый двигатель имеет следующий порядок ра­боты цилиндров: 1-5-4-2-6-3-7-8. Промежутки между вспышками равны 90˚. Угол развала цилиндров γ=90˚. Коленчатый вал имеет кривошипы, расположенные в двух взаимно пер­пендикулярных плоскостях (рис. 7.1).

Силы инерции первого порядка взаимно уравновешиваются . Суммарный момент этих сил действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого криво­шипа угол 18˚26’: ,

где a =253 мм – расстояние между центрами шатунных шеек.

Равнодействующие сил инерции второго порядка для каждой секции двигателя всегда на­правлены по горизонтали перпендикулярно оси коленчатого вала. Сумма этих равнодейст­вующих сил равна нулю: .

Суммарный момент сил инерции второго порядка также равен нулю: . Центробеж­ные силы инерции для всех секций равны и направлены попарно в разные сторо­ны. Равнодействующая этих сил .

Суммарный момент центробежных сил действует в той же плоскости, что и равнодей­ствующий момент сил инерции первого порядка :

Уравновешивание моментов и осуществляется путем установки двух противо­весов на концах коленчатого вала в плоскости действия моментов, т.е. под углом 18˚26’. Это приводит к возникновению дополнительных центробежных сил инерции масс противовесов, передающих свое усилие на 1-ю и 5-ю коренные шейки вала.


Расчет деталей двигателя

 

Расчет поршня

 

Поршень воспринимает высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Его основны­ми функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передачи газовых сил давления кривошипно-шатунному механизму.

Поверочный расчет элементов поршня осуществляется без учета переменных нагрузок, ве­личина которых учитывается при установлении соответствующих допускаемых напряжений.

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получили: диаметр цилиндра D=128 мм, ход поршня S=128 мм, максимальное давление сго­рания pZ=8,56 МПа при nN=2200 об/мин, площадь поршня Fп=129 см2, наибольшую нор­маль­ную силу при φ=380˚, массу поршневой группы , частоту враще­ния nх.х.max=2100 об/мин и λ=0,27.

С учетом соотношений, приведен­ных в табл. 12.1 [1], принимаем: тол­щину днища поршня δ=19 мм, высоту поршня H=160 мм, высоту юбки поршня hю=83 мм, радиальную тол­щину кольца t=5,4 мм, радиальный за­зор кольца в канавке поршня Δt=0,8 мм, толщину стенки го­ловки поршня s=10 мм, толщину верхней кольцевой перемычки hп=6,4 мм, число и диа­метр масляных каналов в поршне nм=8 и dм=1,5 мм (рис. 8.1). Материал поршня – эвтектиче­ский алюми­ниевый сплав с содержанием кремния около 12%, коэффициент линейного расширения αп=22∙10-6 1/К, материал гильзы ци­линдра – серый чугун, αц=11∙10-6 1/К.

Напряжения сжатия в сечении x – x:

площадь сечения x – x ,

где , ,

;

максимальная сжимающая сила ,

напряжение сжатия ,

где [σсж]=30-40 МПа – допустимое напряжение на сжатие для алюминиевого поршня.

Напряжения разрыва в сечении x – x:

максимальная угловая скорость холостого хода

;

масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения x – x

;

максимальная разрывающая сила ;

напряжение разрыва .

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

среза ;

изгиба ;

сложное .

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

;

.

Ускорение приработки юбки поршня, также уменьшение трения и снижения износа пары – юбка поршня – стенка цилиндра – достигается покрытием юбки поршня тонким (0,003 – 0,005 мм) слоем олова, свинца или оловянно-свинцового сплава.

Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления опти­мальных диа­метральных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расши­рении в верх­нем сечении головки поршня Δг’ и нижнем сечении юбки Δю’.

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

;

,

где ; .

Диаметральные зазоры в горячем состоянии соответственно между стенкой цилиндра и го­ловкой поршня и между стенкой цилиндра и юбкой поршня

где Tц=388 К, Tг=493 К, Tю=428 К – соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии, принятые с учетом жидкостного охлаждения двигателя; T0=293 К – начальная температура цилиндра и поршня.

Т.к. Δг’>0 и Δю’>0 (натяг отсутствует), то поршень пригоден к работе.

 

Расчет поршневого кольца

 

Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок, обеспечивая герметизацию надпоршневого пространства, отвод избыточной доли теплоты от поршня в стенки цилиндра, рациональное распределение масляного слоя по зер­калу цилиндра и ограничения попадания масла в камеру сгорания.

Материал кольца – серый чугун, E=1∙105 МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра

,

где – разность между величинами зазоров замка кольца в свобод­ном и рабочем состоянии.

Давление (МПа) кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности при каплевид­ной форме эпюры давления , где μк – переменный коэффициент, определяемый изго­товителем в со­ответствии с принятой формой эпюры давления кольца на зеркало цилин­дра.

Результаты расчета p, а также μк для различных углов ψ приведены ниже. По этим данным построена каплевидная эпюра давлений кольца на стенку цилиндра (рис. 8.2).

 

Угол ψ, определяющий положение текущего давления кольца, град………..              
Коэффициент μк………………………… 1,05 1,05 1,14 0,9 0,45 0,67 2,85
Давление p в соответствующей точке… 0,172 0,172 0,187 0,148 0,074 0,110 0,467

Напряжение изгиба кольца, возникающее в сечении кольца, противоположном замку в ра­бочем состоянии

Напряжения изгиба при надевании кольца на поршень

где m=1,57 – коэффициент, зависящий от способа надева­ния кольца.

Монтажный зазор в замке поршневого кольца в холод­ном состоянии

где Δ’к=0,08 мм – минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя, αкц=11∙10-6 1/К – ко­эффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы ци­лин­дра, Tц=388 К, Tк=498 К – соответственно температура сте­нок цилиндра, кольца в рабо­чем состоянии, принятые с учетом жидкостного охлаждения двигателя; T0=293 К – на­чальная температура.

 

Расчет поршневого пальца

 

Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагру­зок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации.

Принимаем наружный диаметр пальца dп=45 мм, внутренний диаметр пальца dв=27 мм, длину пальца lп=112 мм, длину втулки шатуна lш=38 мм, расстояние между торцами бобы­шек b=51 мм. Материал поршневого пальца – сталь 12ХН3А, E=2,2∙105 МПа. Палец закреп­ленного типа.

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

газовая ,

инерционная ,

где ,

расчетная ,

где k=0,72 – коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна .

Удельное давление пальца на бобышки .

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца при распределении нагрузки по длине пальца согласно эпюре на рис. 8.3:

где .

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна

.

Вследствие неравномерного распределения сил, приложенных к пальцу (принимается сину­соидальное распределение нагрузки по поверхности пальца – рис. 8.3, а), при работе двига­теля происходит деформация сечения пальца (овализация).

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации

Напряжения овализации на внешней поверхности пальца (рис. 8.3, б):

в горизонтальной плоскости (точки 1, ψ=0˚)

в вертикальной плоскости (точки 3, ψ=90˚)


Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца (рис. 8.3, б):

в горизонтальной плоскости (точки 2, ψ=0˚)

в вертикальной плоскости (точки 4, ψ=90˚)

Наибольшее напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в гори­зонтальной плоскости, оно не должно превышать 300-350 МПа.

 

Расчет коленчатого вала

 

Коленчатый вал – наиболее сложная в конструктивном отношении и наиболее напряженная деталь двигателя, воспринимающая пе­риодические нагрузки от сил давления газов, сил инерции и их моментов. Дей­ствие этих сил и моментов приводит к возникновению в мате­риале коленча­того вала значительных напряжений скручивания, изгиба и растяжения – сжа­тия.

При расчете коленчатого вала прини­мается, что: кривошип свободно лежит на опорах; опоры и точки приложения сил проходят через средние плоскости шеек; весь пролет между опорами представляет собой абсо­лютно жесткую балку.

На основании данных динамического рас­чета имеем: коленчатый вал с сим­метрич­ными коленами, с противовесами, расположенными только на концах вала; центро­бежная сила инерции вращающихся масс ; радиус кривошипа R=64 мм. С уче­том соотношений, приведенных в табл. 14.1 [1], принимаем следующие осно­вные разме­ры колена вала (рис. 8.4): корен­ная шейка – наружный диаметр dк.ш=93 мм, длина lк.ш=74 мм; шатунная шейка – наруж­ный диаметр dш.ш=89 мм, внутренний диаметр δш.ш=33 мм, длина lш.ш=115 мм; расчетное сечение A – A щеки – ширина b=147 мм, толщина h=32 мм; радиус галтелей . Материал вала – сталь 50Г.

По табл. 11.2 и 11.4 [1] для углеродистой стали 50Г определяем:

пределы прочности σв=800 МПа и текучести σт=370 МПа и τт=250 МПа;

пределы усталости (выносливости) при изгибе σ-1=340 МПа, растяжении – сжатии и кручении ;

коэффициенты приведения цикла при изгибе ασ=0,18, кручении ατ=0,08 и растяжении – сжатии ασ=0,14.

По формулам определяем:

при изгибе и ;

при растяжении – сжатии и

;

при кручении и .

Удельное давление на поверхности шатунных шеек

;

,

где ; – соответственно средняя и максимальная нагрузки на шатунную шейку; – рабо­чая ширина одного шатунного вкла­ды­ша.

Расчет коренной шейки. Момент сопротивления коренной шейки кручению

.

Максимальное и минимальное касательные напряжения коренной шейки:

;

.

Среднее напряжение и амплитуды напряжений:

;

;

,

где – эффективный коэффициент концентрации напряже­ний; q=0,71 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряже­ний, принятый по данным §11.3 [1]; αкσ=3 – теоретический коэффициент концентрации на­пряже­ний, определенный по табл. 11.6 [1] с учетом наличия в шейке масляного отверстия; εмτ=0,61 – масштабный коэффициент, определенный по табл. 11.7 [1] при dк.ш=93 мм, εпτ=1,2 – коэффициент поверхностной чувствительности, определенный по табл. 11.8 [1] с учетом закалки шеек токами высокой частоты.

Так как , то запас прочности коренной шейки от касательных напряжений определяем по пределу текучести:

.

Расчет шатунной шейки.

Момент сопротивления кручению шатунной шейки

.

Максимальное и минимальное касательные напряжения шатунной шейки:

;

.

Среднее напряжение и амплитуды напряжений:

;

;

,

где – эффективный коэффициент концентрации напряже­ний; q=0,71 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряже­ний, принятый по данным §11.3 [1]; αкσ=3 – теоретический коэффициент концентрации на­пряже­ний, определенный по табл. 11.6 [1] с учетом наличия в шейке масляного отверстия; εмτ=0,62 – масштабный коэффициент, определенный по табл. 11.7 [1] при dш.ш=89 мм, εпτ=0,87 – коэффициент поверхностной чувствительности, определенный по табл. 11.8 [1] для внутренней поверхности шейки (сверления), на которую выходит масляное отверстие.

Так как , то запас прочности шатунной шейки от касательных напряжений определяем по пределу текучести:

.

Моменты, изгибающие шатунную шейку двухпролетного коленчатого вала (рис. 8.4):

в плоскости, перпендикулярной плоскости колена, для сечения I – I по оси масляного от­верстия

;

для среднего сечения B – B

,

где ; ;

в плоскости колена для сечения I – I подсчет не производим, т.к. на основании анализа по­лярной диаграммы и диаграммы износа масляное отверстие на шатунной шейке целесооб­разно сделать в горизонтальной плоскости (φм=90˚) и, следовательно, ;

для среднего сечения B – B

,

где ;

;

;

расчет моментов и приведен в табл. 8.1, где значения Tл, Tп, Kл и Kп взяты из табл. 6.3.

Максимальные и минимальные нормальные напряжения в шатунной шейке:

в сечении I – I

;

,

где ;

в сечении B – B

;

.

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

для сечения I – I

;

;

,

где – эффективный коэффициент концентрации напряже­ний; q=0,71 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напря­же­ний, принятый по данным §11.3 [1]; αкσ=3 – теоретический коэффициент концентрации на­пряже­ний, определенный по табл. 11.6 [1] с учетом наличия в шейке масляного отверстия; εмσ=0,67 – масштабный коэффициент, определенный по табл. 11.7 [1] при dш.ш=89 мм, εпσ=0,87 – коэффициент поверхностной чувствительности, определенный по табл. 11.8 [1] для внутренней поверхности шейки (сверления), на которую выходит масляное отверстие;

Таблица 8.1

φ˚ Tл, Н Tп, Н T’Σ, Н MT(I – I),=Mφм, Н∙м MT(B – B), Н∙м Kл, Н Kп, Н K’Σ, Н Mкр(B – B), Н∙м MК(B – B), Н∙м Mиз, Н∙м
-3567 -16483 -1000
-8118 -10481 -1371
-4788 -156,4 -15,3 -19,8 -1416 -10357
-2095 -205 -265 -956,8 -16483
-8118 -604,9 -59,1 -76,5 -5782 -10481
-4788 -359,7 -35,2 -45,5 -8794 -1416
-1317 -129 -167 -9401 -956,8
-3616 -130 -12,7 -16,4 -8842 -5782
-6319 -6002 -8794
-4547 -1275 -9401
869,8 -3616 861,7 84,2 -257,3 -8842
-397 -6319 -6002
-4547 -1275 -36404 -4605 -3020
869,8 -12265 -1199 -1552 -257,3 -52891 -6691 -5106
-18955 -1853 -2398 -1001 -38182 -4830 -3245
-15961 -1560 -2019 -1183 -19449 -2460 -875
-397 -6500 -635 -822 -2165 -274
-6594 -645 -834 -3011 -21346 -2700 -1115
-14262 -1394 -1804 -5235 -30099 -3808 -2223
-17883 -1748 -2262 -7242 -19800 -2505 -920
-15486 -1514 -1959 -8962 -7012 -887
-7201 -704 -911 -12024
-4145 -405 -524 -11052 -3011
-3734 -1350 -132 -171 -9132 -8962
-6204 -5892 -12024
-3567 -1000 -11052
-3734 -1405 -137 -178 -1371 -9132
-6204 -2531 -247 -320 -10357 -5892
-3567 -16483 -1000

для сечения B – B

;

;

,

где ; εмσ=0,67 (как для сечения I – I); εпσ=1,2 – коэффициент поверхностной чувстви­тельности, определенный по табл. 11.8 [1] с учетом закалки шеек токами высокой частоты.

Запас прочности шатунной шейки от нормальных напряжений определяется

для сечения I – I – по пределу ус­талости (при σм<0)

;

 








Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.