Определение махового момента и главных размеров маховика

 

Из диаграммы касательных усилий видно, что в каждый момент прохождения цикла суммарное значение касательного усилия будет изменяться как по величине, так и по направлению. Следовательно и вызванный этим усилием крутящий момент так же не останется постоянным. Это означает, что коленчатый вал вращается неравномерно.

Неравномерности вращения характеризуются степенью неравномерности:

 

,

 

Где w_max - максимальная угловая скорость за цикл, 1/с;

w_min - минимальная угловая скорость за цикл, 1/с;

w_ср - средняя угловая скорость, равная:

Рекомендуемые значения d при номинальном режиме работы двигателей лежат в следующих пределах:

÷ - для ДВС работающих на гребной винт.

Вес и размеры моховика можно определить из выражения мохового момента двигателя:

 

 

Где G - вес маховика, кг;

D_м - диаметр окружности, проходящий через центр тяжести моховика;

J_м - момент инерции вращения моховика.

 

 

Где J - момент инерции массы всех вращающихся частей шатунно-мотылевого механизма, приведённый к шейке мотыля;

J_ДВ - момент инерции массы движущихся частей двигателя.

Значение J может быть определено из выражения:

 

 

Где V_s - объём, описываемый поршнем за один ход и равный V_s=0.056 .

F_{д max}, F_{д min} - наибольшее и наименьшее действительное значение алгебраической суммы отрицательных и положительных площадок суммарной диаграммы касательных усилий.

Момент инерции массы движущихся частей двигателя оценивается следующим образом:

 

 

 

Где  - масса поступательно движущих частей всех цилиндров, кг;

R - радиус мотыля.

Диаметр D_м определяется из уравнения:

 

 

Диаметр должен быть выбран из расчёта, чтобы окружная скорость

 

 

на внешней окружности обода чугунного моховика не превышала 25...30 м/с, а стального - 40...45 м/с.

Вес маховика, приведённый к средней окружности обода:

 

 

Вес обода:

 

 

Полный вес моховика:

 

 

Расчёт прочностных деталей двигателя

 

Детали поршневой группы

 

Расчёт поршня.

Рис. 1 - Конструктивные размеры поршня

 

1. Диаметр головки поршня:

D₁=D-(0, 0008...0, 008)× D=0.390-0, 008× 0.390=0.3869 м.

2. Диаметр юбки поршня:

D₂=D-(0, 0008...0, 008)× D=0.3869 м.

3. Толщина днища:

d=(0, 12...0, 18)× D=0.060 м.

4. Расстояние от первого кольца до кромок днища:

C=(0, 15...0, 3)× D=0.080 м.

5. Толщина цилиндрической стенки головки:

S₁=(0, 03...0, 1)× D=0.020м.

6. Толщина направляющей части юбки:

S₂=(0, 02...0, 05)× D=0.010м.

7. Длина направляющей части юбки:

L_н=(1.3…1.4)× S=0.611м.

8. Расстояние от нижней кромки юбки до оси поршневого кольца:

L_п=(0.6…0.9)D=0.351м.

9. Полная длина поршня тихоходных ДВС тронкового типа:

L=(1.05…1.3)S=0.500м.

10. Необходимая длина направляющей части поршня:

Где: N_max=0.1× P_z – при l=1/4

k=400× 10³ Н/м² – допускаемое удельное давление на 1м² площади проекции боковой поверхности поршня

 Мн – сила, действующая на поршень в конце сгорания топлива.

11. Расчёт поршня на изгиб:

 

 

Где: d=(0.08…0.15)× D=0.039м – толщина днища для стальных охлаждаемых поршней;

[s_из]£ 150× 10⁶ Н/м² – допускаемое напряжение на изгиб для стальных поршней;

– условие прочности выполняется.

Расчёт поршневого пальца.

1. Диаметр пальца:

d=(0, 35...0, 45)× D=0.156м.

2. Длина вкладыша головного подшипника:

l=(0, 45...0, 47)× D=0.180м.

3. Внутренний диаметр кольца:

d₀=(0, 4...0, 5)× d=0.078м.

4. Длина пальца:

l_п=(0, 82...0, 85)× D=0.325м.

5. Расстояние между серединами опор пальца:

l₁=l+(l_п-l)/2=0.180+(0.325-0.180)/2=0.2525м.

6. Длина опорной части бабышки:

a=(l_п-l)/2=0.0725м.

7. Напряжение изгиба, возникающее в момент действия силы:

8. Напряжение среза:

9. Условие прочности выполняется, т.к. выполняются условия:

s_из£ [s]_из; s_ср£ [s]_ср:

s_из=31 МПа < [s]_из=(150...180) МПа;

s_ср=22.28 МПа < [s]_ср=50 МПа.

10. Для определения степени овализации пальца, определим по методу Кинасошвили увеличение наружного диаметра в горизонтальной плоскости:

 

 

Где: Е=2, 1× 10¹¹Па – модуль Юнга стали.

Условие < 0, 07 выполняется.

11. Удельное давление в подшипнике скольжения

,

 

Где: =(20…25)× 10⁶Па – допускаемое давление на вкладыш, изготовленный из бронзы.

Условие прочности выполнено.

12.Удельное давление на гнездо бобышки

 

 

Где: =(25…45)× 10⁶Па – допускаемое давление на бобышку, изготовленный из чугуна.

.

Условие прочности выполняется.

 

Расчёт коленчатого вала

 

Рис. 2 - Конструктивные размеры коленчатого вала

1. Валы изготовляют из углеродистых сталей 35 и 45, легированных сталей марок 30Х, 45Х, 18ХН, 20ХН3А, 30ХМА, а также из модифицированного чугуна марки СЧ 38-60. Механические характеристики марок сталей, применяемых для изготовления коленчатых валов

Материал коленчатого вала – сталь 18ХН

s_р=60¸ 65кг/мм² – предел прочности при растяжении

s_т=34¸ 35кг/мм² – предел текучести

2. Диаметр коленчатого вала:

 

 

Где: D=390мм – диаметр цилиндра

S=470мм – ход поршня

L=3042мм – расстояние между центрами рамовых подшипников

А=51.7

В=82

С=1.19

 - безразмерный коэффициент.

3. Диаметр шатунный (d_ш) и рамовой (d_р) шейки:

d_ш=250мм; d_р=240мм – принимаем, в соответствии с двигателем прототипом.

4. Толщина щеки:

t³ 0, 56× d_ш=0.15м.

5. Ширина щеки:

h³ 1, 33× d_ш=0.34м.

6. Длина шатунной шейки:

l_ш=(0, 65...1)× d_ш=0.7× 0.25=0.175м.

7. Длина рамовой шейки:

l_р=(0, 85...1)× d_р=0.9 × 0.24=0.216м.

8. Расстояние между осями коренной и шатунной шеек R, между средним слоем щеки и серединой рамового подшипника а₂, между серединами рамовых шеек а₁:

R=0.235м; а₂=0.180м; а₁=0.640м – принимаем в соответствии с прототипом.

9. Радиусы закруглений:

- у мотылевой шейки: r₁³ 0, 07d_ш=20мм

- у рамовой шейки: r₂³ 0, 5d_р=120мм

- у фланца: r₃³ 0, 125d_р=30мм

10. Размеры вала проверяют для двух опасных положений:

- в ВМТ, когда на мотыль действуют наибольшая радиальная сила и касательная сила, передаваемая от цилиндров, расположенных впереди;

- при повороте мотыля на угол, соответствующий максимальному касательному усилию (угол a₂).

11. Значение углов (абсцисс), ординаты которых подлежат суммированию в первом опасном положении, соответствуют: 0, 0+a₀, 0+a₀₁,.... (число углов равно числу цилиндров i). a₀ - угол между двумя последующими вспышками равен:

a₀=720/i=720/6=120°

12. Значения углов, ординаты которых подлежат суммированию в первом опасном положении: 0°, 120°, 240°, 360°, 480°, 600°.

Значения углов, ординаты которых подлежат суммированию во втором опасном положении: 19°, 159°, 259°, 379°, 499°, 619°.

13. Определение наиболее нагруженного мотыля в 1 опасном положении (заполнение таблицы производят в порядке последовательности вспышек):

Значения Р_р и Р_к при разных углах поворота мотыля для 1 опасного положения:

 

 

 

Угол b можно найти из уравнения:

Таблица 3

№ мотыля	Pp и Pk [Мн/ ]	Угол поворота мотыля, град.						порядок вспышек
		0 720	120	240	360	480	600
1.	Pk	0	0.745	-0.832	0	1.015	-0.724	1.
	Pp	-1.645	-0.683	0.763	2.432	-0.93	0.683
2.	Pk	-0.832	0	1.015	-0.724	0	0.745	5.
	∑ Pk	-0.832	0.745	0.183	-0.724	1.015	0.021
	Pp		2.432
3.	Pk	1.015	-0.724	0	0.745	-0.832	0	3.
	∑ Pk	0.183	0.021	0.183	0.021	0.183	0.021
	Pp						2.432
4.	Pk	0.745	-0.832	0	1.015	-0.724	0	6.
	∑ Pk	0.928	-0.811	0.183	1.036	-0.541	0.021
	Pp			2.432
5.	Pk	-0.724	0	0.745	-0.832	0	1.015	2.
	∑ Pk	0.204	-0.811	0.928	0.204	-0.541	1.036
	Pp					2.432
6.	Pk	0	1.015	-0.724	0	0.745	-0.832	4.
	∑ Pk	0.204	0.204	0.204	0.204	0.204	0.204
	Pp	2.432

 

Произведя суммирование Р_к цилиндров, расположенных впереди, т.е. значений Р_к, вписанных в таблицу выше строки данного мотыля, находят мотыль, передающий наибольшее касательное усилие. Из таблицы видно, что при максимальном значении Р_р=2.432 МН/м² наибольшее касательное усилие от других цилиндров, равное SР_к=1.015МН/м², передаёт мотыль четвёртого цилиндра. Таким образом, в первом опасном положении следует рассчитывать мотыль четвёртого цилиндра, как передающий наибольшее касательное усилие от цилиндров, расположенных впереди.

14. Определения наиболее нагруженного мотыля во втором опасном сечении: суммируем ординаты кривой касательных усилий для угла поворота a₁ с учётом последовательности вспышек. Вносимое значение Р_р может быть определено как:

 

.

 

Из полученной таблицы находят наиболее неблагоприятное сечение радиальной и касательной сил.

Таблица 4

№ мотыля	Pp и Pk [Мн/ ]	Угол поворота мотыля, град.						порядок вспышек
		21.6	141.6	261.6	381.6	501.6	621.6
1.	Pk	-0.648	0.557	-0.950	1.726	0.670	-0.648	1.
	Pp	-1.278	-0.986	-0.398	3.405	-1.186	-0.271
2.	Pk	-0.950	1.726	0.670	-0.648	-0.648	0.557	5.
	∑ Pk	-1.598	2.283	-0.280	1.078	0.022	-0.091
	Pp		3.405
3.	Pk	0.670	-0.648	-0.648	0.557	-0.950	1.726	3.
	∑ Pk	-0.928	1.635	-0.928	1.635	-0.928	1.635
	Pp						3.405
4.	Pk	0.557	-0.950	1.726	0.670	-0.648	-0.648	6.
	∑ Pk	-0.371	0.685	0.798	2.305	-1.576	0.987
	Pp			3.405
5.	Pk	-0.648	-0.648	0.557	-0.950	1.726	0.670	2.
	∑ Pk	-1.019	0.037	1.355	1.355	0.150	1.657
	Pp					3.405
6.	Pk	1.726	0.670	-0.648	-0.643	0.557	-0.950	4.
	∑ Pk	0.707	0.707	0.707	0.707	0.707	0.707
	Pp	3.405

 

Первое опасное положение.

Расчёт шатунной шейки.

 

Рис. 3 - Расчет шатунной шейки

 

15. Сила давления в конце горения:

 

16. Момент, изгибающий шатунную шейку:

17. Напряжение изгиба:

где W_из - осевой момент сопротивления [м³] для сплошной шейки равен W=0, 1d³.

18. Наибольшее касательное усилие от расположенных (выше) впереди цилиндров:

19. Момент, скручивающий мотылёвую шейку:

М_кр=Р_к× R=155.6× 0, 125=19450 Нм

20. Напряжение кручения:

21. Эквивалентное напряжение в шейке:

22. Условие прочности выполняется, т.к.:

s =66.47МПа < [s]=120МПа.

Расчёт рамовой шейки.

 

Рис. 4 - Расчет рамовой шейки

 

23. Изгибающий момент:

24. Напряжение изгиба:

25. Напряжение кручения:

26. Эквивалентные напряжения:

27. Условие прочности выполняется:

s =32.24 МН/м² < [s]=120 МН/м².

Расчёт щеки.

 

Рис. 5 - Расчет щеки

 

28. Изгибающий момент:

29. Момент сопротивления на широкой стороне щеки:

м³

30. Напряжение изгиба:

,

31. Момент сопротивления на узкой стороне щеки:

 м³

32. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

33. Напряжение сжатия от силы P_z/2:

34. Суммарное напряжение:

s =s_из.щ.+s_из.уз.+s_сж.=17.7+30+6.2=53.9МПа

35. Условие прочности выполняется:

s =53.9 МН/м² < [s]=120 МН/м².

Второе опасное положение .

Расчёт шатунной шейки.

36. Наибольшее касательное усилие одного цилиндра:

37. Наибольшее радиальное усилие одного цилиндра:

38. Изгибающий момент от наибольшего касательного усилия:

39. Изгибающий момент от наибольшего радиального усилия:

40. Напряжение изгиба от действия М_из.к.:

41. Напряжение изгиба от действия М_из.r.:

42. Равнодействующее напряжение изгиба:

43. Суммарное касательное усилие, передаваемое шейкой рамового подшипника:

44. Касательное усилие от впереди расположенных цилиндров:

Р_кп=Р_k.max-P_k=0.2726-0.2=0.0726 МН

45. Крутящий момент от касательной силы Р_кп:

М_кр.п=Р_кп× R=72600× 0.125=9 кН· м

46. Крутящий момент от касательной силы одного цилиндра:

 Нм

47. Напряжение кручения от моментов М_кр1 и М_кр.п:

48. Суммарное напряжение кручения:

s_кр=s_кр1+s_кр.п=6.88 МН/м²

49. Эквивалентное напряжение в шатунной шейке:

50. Условие прочности выполняется:

s =47.8 МН/м² < [s]=120 МН/м²

Расчёт щеки.

51. Изгибающий момент на широкой стороне щеки:

 Нм

52. Напряжение изгиба на широкой стороне щеки:

53. Напряжение изгиба на узкой стороне щеки:

54. Напряжение сжатия силой Р_r /2:

55. Суммарное напряжение:

s =s_из.щ+s_из.уз+s_сж=29, 14+36, 098+48, 24=113, 478Н/м²

56. Момент, скручивающей щеки:

57. Момент сопротивления кручению на середине широкой стороны щеки:

58. Касательное напряжение на середине широкой стороны щеки:

59. Напряжение кручения на середине узкой стороны щеки:

60. Равнодействующее напряжение на середине широкой стороны щеки:

61. Равнодействующее напряжение на середине узкой стороны щеки:

 

Расчёт рамовой шейки.

62. Изгибающий момент силы Р_к:

Нм

63. Изгибающий момент силы P_r:

Нм

64. Равнодействующий изгибающий момент:

Нм

65. Напряжение изгиба:

66. Момент, скручивающий рамовую шейку:

М_кр=Р_к× R=200000× 0.235=47000 Нм

67. Напряжение кручения:

68. Суммарное напряжение:

69. Условия прочности выполняется:

s =33.7 МН/м² < [s]=120МН/м².

⇐ Предыдущая123456Следующая ⇒

Поделиться: