Расчет нижней головки шатуна.

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 5 из 6Следующая ⇒

Определяем размеры нижней головки шатуна по таблице 5.

Таблица 5.

рис. 4 Нижняя головка шатуна.

Определяем толщину опасного сечения h₄ из уравнения прочности (рис.4), от силы заедания поршня:

 [σ_из], МПа

, Н м – изгибающий момент в опасном сечении;

 =, м³ – момент сопротивления опасного сечения;

[σ_из]  65 МПа – для литых стальных крышек;

[σ_из]  100 МПа – для стальных кованных крышек.

, м

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

 [σ_р], МПа

где: Р_в - сила заедания поршня;

d_ш – наименьший диаметр резьбы шатунных болтов, м

[σ_р]= (60 ÷ 90) МПа – для углеродистой стали;

[σ_р]= (90 ÷ 130) МПа – для легированной стали;

i – число шатунных болтов.

Расчет втулки цилиндра.

Втулка испытывает напряжение от максимального давления газов P_z (рис. 6), нормальной силы P_н,а так же тепловые напряжения. Фланец (бурт) втулки испытывает дополнительные напряжения от затяжки крышки цилиндра.

Определяем предварительные размеры втулки по таблице 6.

Таблица 6.

№ п.п	Параметры	Размеры [м]
1.	Толщина втулки в верхней части, S	(0,06 ÷ 0,1) D
2.	Наибольший диаметр верхнего опорного бурта, D1	D + 2g
3.	Толщина бурта, g	(0,15 ÷ 0,20) D
4.	Высота опорного бурта, е	(0,10 ÷ 0,15) D
5.	Ширина канавки под бурт крышки, b	(0,03 ÷ 0,05) D
6.	Глубина канавки под бурт крышки	3 ÷ 6 мм
7.	Ширина опорного бурта С	(0,02 ÷ 0,03) D
8.	Остальные размеры: d Df D2	(0,02 ÷ 0,03) D D + g D1 - 2с
9.	Толщина втулки в нижней части (0,3)S	(0,2 ÷ 0,3) S
10.	Длина втулки для четырехтактных ДВС	(1,8 ÷ 3,0) D
	D – диаметр цилиндра

рис. 5 Расчет втулки рабочего цилиндра.

После определения конструктивных размеров, рассчитываем опасное сечение x - x, для этого изобразим расчетную схему втулки в масштабе (рис. 5)

Толщину стенки проверяем на суммарное напряжение от растяжения

 МПа;

где:  – напряжение от растяжения по направлению радиуса, МПа

 – напряжение от тепловой нагрузки (растяжение внешней стенки), МПа

 МПа;

где: Р_z – максимальное давление сгорания, МПа

D – диаметр цилиндра, м

S – толщина втулки, м

 МПа;

где: q – удельная тепловая нагрузка, Дж/м²с

 ;

n – частота вращения коленчатого вала, 115 об/мин;

P_i  – среднее индикаторное давление, Па;

a – коэффициент пропорциональности, для чугуна а= 0,00835, для стали а= 0,02:

S – толщина стенки втулки, м.

[σ] = 100 ÷ 150 МПа – для чугунных втулок;

[σ] = 250 МПа – для стальных втулок.

Фланец втулки проверяем на напряжение изгиба, растяжения и скалывания, возникающие от силы затяжки шпилек (приложение, рис. 5) Р_f в сечении х- х:

, Мн

где:1,25 – коэффициент затяжки шпилек;

P_z – максимальное давление сгорания, МПа;

D_f  – средний диаметр уплотнительной канавки, м.

Напряжение изгиба от действия пары сил Р_f, a₁:

, МПа

где: W=  - момент сопротивления сечения х - х, м;

 - напряжение растяжения от нормальной силы Р_н ;МПа

 – нормальная сила, МН

где: а₁ – определяется из масштаба чертежа, м;

D₀  – из масштаба чертежа, м;

h = 0.0526 м – из масштаба чертежа.

 – площадь сечения х - х, м²;

Напряжение скалывания от касательной силы Р_s:

 , МПа

где:  – касательная сила, Мн

Суммарное напряжение в сечении x - x:

 [σ], МПа

[σ] = 30 ÷ 50 МПа – для чугунных втулок;

[σ] = 60 ÷ 80 МПа – для стальных втулок.

Уплотнительную канавку, шириной b мм, проверяем на удельное давление:

40 ÷ 80, МПа

где: P_f – сила затяжки шпилек, Мн;

D₁ – наибольший диаметр бурта, м;

b – ширина канавки, 0,037 м

Опорный бурт, шириной С проверяем на смятие:

 [σ_см], МПа

[σ_см] = 80 ÷ 100, МПа – для чугунных втулок.

       В основном, втулки изготавливаются из чугуна марок СЧ 25 при диаметре 450 мм, иногда из чугуна марки СЧ 28. В редких случаях втулки изготавливают из стали 35ХМЮА, в основном, для высокооборотных и форсированных дизелей.

Расчет коленчатого вала

    Коленчатые валы изготавливают из следующих материалов:

1. Низкооборотные дизели – сталь 35, 40, 45 и 50Г;

2. Высокооборотные дизели – сталь 40Х, 40ХН, 20 НВА.

    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.

    На величину коэффициента концентрации напряжений в галтелях влияют также другие конструктивные параметры вала, например, величина перекрытия шеек, диаметр и смещение облегчающего отверстия, бочкообразность отверстия и крутильные колебания, возникающие в судовом валопроводе.

Произведем поверочный расчет коленчатого вала дизеля с однорядным расположением цилиндров по формулам Российского Морского Регистра.

Эскиз коленчатого вала, рисунок 6.

рис. 6 Расчет коленчатого вала.

Таблица 7.

Диаметр шеек коленчатого вала, согласно формул Регистра должен быть не менее:

 , мм

где: К – коэффициент:  ,

а – коэффициент;

а = 0,9 – с упрочнением поверхности коленчатого вала;

а = 0,95 – для кованных коленчатых валов;

а = 1,0 – коленчатый вал не подвергался упрочнению.

R_m – временное сопротивление материала при растяжении, 780 МПа

D – диаметр цилиндра, м

А – коэффициент для однорядных ДВС, А = 1;

В – коэффициент для однорядных ДВС, В = 1;

Р_z – давление сгорания, МПа;

L – расстояние между серединами коренных шеек, м;

φ – коэффициент (по таблице);

t – коэффициент, t = 0,85 + Р_i – для двухтактных ДВС:

t =0,85 + 0,75 Р_i – для четырехтактных ДВС;

P_i – среднее индикаторное давление, МПа;

S - ход поршня, м;

Значение коэффициента φ табл 8

Толщина щеки кривошипа вала должна быть не менее:

h = 0,105 К D , мм:

где: К – коэффициент учитывающий влияние материала вала и рассчитывается аналогично, как при определении диаметра шеек – d;

 – коэффициенты определяются по табл. 8 и 9 (при определении коэффициента  учитывается радиус галтели – r);

С – расстояние от середины рамового подшипника до средней плоскости щеки, мм;

b – ширина щеки, мм (размеры b и h берутся между кривошипной и рамовой шейками в плоскости, касательной к кривошипной шейке);

табл. 9 значение коэффициента

b / d	1,2	1,4	1,5	1,8	2,0	2,2
	0,92	0,95	1,0	1,08	1,16	1,27

табл. 10 значение коэффициента

Диаметры шеек коленчатого вала, полученные по формуле Регистра, проверяем на максимально допустимое удельное давление (на 1м² проекции шейки) по формулам:

1. Для кривошипных шеек

 МПа;

2. Для рамовых шеек

 , МПа;

где:

Р_z – максимальная сила давления газов, МПа;

d_k – диаметр шейки кривошипа, м;

d_p – диаметр рамовой шейки, м;

l₁ – длина шейки кривошипа, м;

l – длина рамовой шейки, м;

m – коэффициент, учитывающий влияние наиболее нагруженного соседнего кривошипа, m=1,25.

K_max  18 ÷ 12 МПа – для низкооборотных ДВС, заливка Б83;

K_max  12 ÷ 18 МПа – для среднеоборотных ДВС, заливка Б83;

K_max  35 МПа – для высокооборотных ДВС, заливка Бр.С30.

(Баббит Б83 используют при толщине заливки (0,03 ÷ 0,4) d, свинцовистую бронзу Бр.С30 используют в тонкостенных вкладышах с толщиной заливки 0,4 ÷ 0,6 мм).

5. ПРИМЕРЫ РАСЧЁТА РАБОЧЕГО ЦИКЛА И ПОСТРОЕНИЯ ИНДИКАТОРНЫХ ДИАГРАММ.

Познавательные статьи:



Техника прыжка в длину с разбега

Тактические действия в защите

История Олимпийских игр

История развития права интеллектуальной собственности