![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Уравновешевание двигателя.
Центробежные силы инерции рассчитываемого двигателя и их моменты полностью уравновешенны
Силы инерции первого порядка и их моменты также уравновешенны
Силы инерции второго порядка для всех цилиндров направлены в одну сторону Уравновешевание сил инерции второго порядка в рассчитываемом двигателе нецелесообразно, ибо применение двухвальной системы с противовесами для уравновешевания Моменты от сил инерции второго порядка в связи с зеркальным расположением цилиндров полностью уравновешены В целях разгрузки 3 й коренной шейки от местных инерционных сил целесообразно установить противовесы на продолжение щёк, прилегающих к ней. Расположение центра тяжести и величину массы противовесов можно определить из следующих соображений: а) за счёт силы инерции противовесов целесообразно переместить полюс ОК3 полярной диаграммы где h3 – расстие от полюса ОК3 полярной диаг-мы б) противовесы не должны увеличивать габариты двигателя, целесообразно принять ρ = 22 мм; в) так как каждый противовес расположен только на одной щеке колена, для определения силы инерции и массы противовеса необходимо установить размеры кривошипа. Предварительно принимаем L = 96 мм и l1 = 72 мм тогда сила инерции одного противовеса г) масса каждого противовеса Для уравновешевания центробежных сил РПР противовесов, расположенных на продолжении щёк, прилегающих к 3 й коренной шейке, и для уменьшения нагрузки на 1 ю и 5 ю коренные шейки целесообразно на продолжении щёк, прилегающих к 1 й и 5 й шейкам, также установить противовесы Смещение центров полярных диаграмм в связи с установкой противовесов на величину, пропорциональную реакции от противовесов
Развёрнутые диаграммы сил
представлены на (рис. 10, лист 2) и по ним определены
для 3 й коренной шейки
где Равномерность крутящего момента и равномерность хода двигателя. Равномерность крутящего момента Избыточная работа крутящего момента где Fabc – площадь над прямой среднего крутящего момента, мм2.
на диаграмме Мкр . (рис.6, лист 2) Равномерность хода двигателя принимаем δ = 0, 01 Момент инерции движущихся масс двигателя, приведённых к оси коленчатого вала: Таблица 9.
6. Расчёт основных деталей двигателя.
![]() 6.1 Расчёт поршня двигателя. В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учётом соотношений, приведённых в таблице 50 [4], принимаем: - толщину днища поршня – δ = 7, 5 мм; - высоту поршня Н = 88 мм; - высоту юбки поршня hю = 58 мм; - радиальную толщину кольца t = 3, 5 мм; - радиальный зазор кольца в канавке поршня S = 5 мм; - величину верхней кольцевой перемычки hп = 3, 5 мм; - число и диаметр масляных каналов в поршне Материал поршня – алюминиевый сплав, Материал гильзы цилиндра – чугун, Рисунок 5. Схема поршня.
Напряжение изгиба в днище поршня где Днище поршня должно быть усилено рёбрами жёсткости. Напряжение сжатия в сечении Х-Х где Напряжение разрыва в сечении Х-Х; максимальная угловая скорость холостого хода масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х-х: максимально развивающая сила напряжение разрыва Напряжение в верхней кольцевой перемычке: среза изгиба сложное Удельное давление поршня на стенку цилиндра: Диаметры головки и юбки поршня: Dг = D - Δ г = 89 - 0, 623 = 88, 377 мм Dю = D-Δ ю = 89 - 0, 178 = 88, 822 мм Где Δ г = Δ ю = Диаметральные зазоры в горячем состоянии где Тц = 383 К, ТГ = 593 К, Тю = 413 К - приняты с учётом водяного охлаждения двигателя. 6.2 Расчёт поршневого кольца карбюраторного двигателя. Материал кольца серый чугун Среднее давление кольца на стенку цилиндра где Давление (МПа) кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности значения μ к и ρ для различных углов φ приведены в таблице 10 р.п.з.
Таблица 10.
По этим данным построена эпюра давлений кольца на стенку цилиндра (рис.6 р.п.з.) Рисунок 6. Эпюра давлений компрессионного кольца.
Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень Монтажный зазор в замке поршневого кольца где
6.3 Расчёт поршневого пальца. Примем действительное максимальное давление сгорания при nм = 3200 мин-1 (из расчёта скоростной характеристики). - наружный диаметр пальца dn = 22 мм; - внутренний диаметр пальца dв = 15 мм; - длина пальца lп = 78 мм; - длина втулки шатуна lш = 28 мм; - расстояние между торцами бобышек в = 32 мм. Материал поршневого пальца – сталь 15Х, Расчётная сила, действующая на поршневой палец: газовая инерционная где расчётная Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна Удельное давление пальца на бобышки Напряжение изгиба в среднем сечении пальца где Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации Напряжение овализации на внешней поверхности пальца: в горизонтальной плоскости (точка 1, φ = 900) в вертикальной плоскости (точки 3, φ = 900)
Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца: в горизонтальной плоскости (точки 2, φ = 00) в вертикальной плоскости (точки 4, φ = 900) 6.4 Расчёт шатунной группы. Расчёт поршневой головки шатуна. Из теплового расчёта имеем давление сгорания на режиме n = nN = 5600 об/мин при φ = 3700; масса поршневой группы mп = 0, 621 кг масса шатунной группы mш = 0, 932 кг максимальная частота вращения при холостом ходе nx.x. max = 6000 мин-1 ход поршня S = 71 мм площадь поршня Fп = 62, 18 см2 λ = 0, 285 По таблице 51 [4] принимаем: - наружный диаметр головки dГ = 30, 4 мм; - внутренний диаметр головки d = 24, 4 мм; - радиальную толщину стенки головки - радиальную толщину стенки втулки Материал шатуна – углеродистая сталь 45Г2;
Материал втулки – бронза;
По таблице 43 и 45 [4] для углеродистой стали 45Г2: - предел прочности δ в = 800 МПа; - предел усталости при изгибе δ -1 = 350 МПа; - растяжения-сжатия δ -1р = 210 МПа. Коэффициенты приведения цикла при изгибе α δ = 0, 17 растяжении-сжатии α δ = 0, 12 Определим: при изгибе
при растяжении-сжатии
Рисунок 7. Расчётная схема шатунной группы.
Расчёт сечения I-I (рис 7 р.п.з.) Максимальное напряжение пульсирующего цикла где mв.г . = среднее напряжение и амплитуда напряжений где kа = ε м = 0, 86 – масштабный коэффициент определяется по табл. 48 [4] ε п = 0, 9 –коэффициент поверхностной чувствительности, определяется по табл. 49 [4] так как то запас прочности в сечении I-I определяется по пределу усталости: Напряжение от запрессованной втулки: суммарный натяг где
Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой где μ = 0, 3 коэффициент Пуассона;
напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки Расчёт сечения А-А на изгиб (рис 7 р.п.з.) Максимальная сила, растягивающая головку на режиме n = nN; где нормальная сила и изгибающий момент в сечении 0-0 где φ ш.з . = 1050 – угол заделки
нормальная сила и изгибающий момент в расчётном сечении от растягивающей силы: напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы где суммарная сила сжимающая головку: нормальная сила Т изгибающий момент в расчётном сечении от сжимающей силы:
где
определены по таблице 53[4] напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы: максимальное и минимальное напряжения асимметричного цикла: среднее напряжение и амплитуды напряжения:
то запас прочности в сечении А-А определяется по пределу текучести 6.5 Расчёт кривошипной головки шатуна. По таблице 54 [4] принимаем: - диаметр шатунной шейки dшш = 48 мм; - толщину стенки вкладыша tв = 2 мм; - расстояние между шатунными болтами Сσ = 62 мм; - длину кривошипной головки lк = 26 мм. Максимальная сила инерции где mкр = Момент сопротивления расчётного сечения где r1 = Моменты инерции вкладыша и крышки Напряжение изгиба крышки и вкладыша: где FГ = lк
|