Эксплуатация транспортных энергетических установок (на водном транспорте)
Дипломная работа - Транспорт, логистика
Другие дипломы по предмету Транспорт, логистика
жение изгиба на узкой стороне щеки
? изг уз=
Суммарные напряжения изгиба
? сум= ? сж+ ? изг м+ ?изг уз?
? сум=8,97+65,1+6,7=80,77 МПа
? сум=<
Второе опасное положение соответствует повороту кривошипа на некоторый угол ?к, при котором касательная сила Тк, возникающая на кривошипе, достигнет своего максимального значения Tmax.
Определяем наиболее нагруженное колено
№ мотыля30150270390510630110,7-8,7-11,77,3-92-8,7-11,77,3-910,737,3-910,7-8,7-11,7410,7-8,7-11,77,3-95-910,7-8,7-11,77,36-11,77,3-910,7-8,7
Вывод: за расчетный кривошип принимается тот, у которого будет иметь наибольшее положительное значение. Таким образом, самый нагруженный это второй мотыль, он подлежит проверочному расчету на прочность.
4.5 Расчет рамовой шейки
Наиболее опасное сечение 1-1, его и проверяем на прочность
Крутящий момент
Мкр=,
где суммарная касательная сила впереди лежащих цилиндров
Максимальное значение касательной силы
Tmax==
Рдв - величина движущей силы, Рдв==
Радиальная сила Z=Pдв*
Мкр=(0,071+0,394)*0,49/2=0,114 мн. м
Полярный момент Wp=0,2d3=0.2*0.253=0.00312 м3
Напряжение кручения ?кр=
Изгибающий момент от силы
Mизг1=
Момент сопротивления изгибу Wизг=0,1d3=0,1*0,253=0,00156 м3
Изгибающий момент от силы Mизг2=
Напряжение изгиба ?изг=
Суммарный изгибающий момент
Mизг сумм===0,043 МПа
Суммарное напряжения ?сум=
?сум=
?сум<=260 МПа
4.6 Расчет мотыльковой шейки
Наиболее опасное сечение 3-3, его и проверяем на прочность.
Радиальная сила Z вызывает изгибающий момент
Мизг=
Касательное усилие Тmax вызывает изгибающий момент
Мизг2=
Момент сопротивления изгибу Wизг=0,1d3=0,1*0,253=0,00156 м3
Напряжение изгиба от радиальной силы Z
? изг=
Напряжение изгиба от касательной силы Tmax
? изг2=
Суммарные напряжения изгиба
? сум изг===94,07 МПа
Шейка мотыля скручивается под действием крутящего момента
Мкр=*R=
Полярный момент сопротивления Wp=0,2d3=0.2*0.253=0.00312 м3
Напряжение кручения ?кр=
Суммарные напряжения
?сум===103,14 МПа
4.7 Проверка вала на удельное давление
Удаленное давление на мотылевой шейке
Кmax=
Предполагается применить тонкостенные вкладыши, залитые свинцовистой бронзой с толщиной заливки 0,40,6 мм. Значение Kmax?35МПа следовательно, условие не выживаемости смазки из подшипников будет обеспечено.
Удельное давление на рамовой шейке
Кmax=
n=1,25 - коэффициент, учитывающий влияние наиболее нагруженного соседнего кривошипа [K]=1218МПа-для рамовых подшипников с баббитовой заливкой Б83.
Вывод: Коленчатый вал прочен.
5.Конструктивный расчет двигателя и расчет поршня
Материал поршня литой, цельный, выполнен из алюминиево-кремниевого сплава. Днище поршня имеет четыре выреза для возможности открытия газораспределительных клапанов. Внутри головки размещены спиральные каналы (полученные при отливки), по которым циркулирует охлаждающее масло. Напряжение в днище поршня не должно превышать 150 МПа.
Опасное сечение 1-1 расположенно по диаметру. Равнодействующая сила давления газа Pz, будет равна
Pz=pz*, где
Д1=Д=0,43 м (для создания дополнительного запаса прочности в расчетах принимают Д1=Д).
Изгибающий момент
Мизг=Pz*
Момент сопротивления изгибу W в предположении, что днище плоское, равен
W=, где ?-толщина днища поршня.
Толщина стенки днища
?=
Принимаем ?=30 мм, где [?изг]=5070 МПа - для алюминиевых сплавов.
Кроме механических напряжений от силы Pz в днище возникают тепловые напряжения, величина которых определяется по формуле ?т=a*g*?, где
a-коэффициент пропорциональности
a - 0,00547-для алюминиевых сплавов
g-удельная тепловая нагрузка g=k (0,0710,186h) Pi
k=1 - для 4х тактных двигателей g=1*0,18*420*1,2*106=117,16*106 Дж/(м2с)
?т=0,00547*117,16*106*0,03=19,2 МПа
Суммарное напряжение в днище поршня
?т=?изг+?т=70+19,2=89,2 МПа<[?] [?]=150 МПа
Длину Lт предварительно определяем в зависимости от хода поршня S.
LT=(0,80,9) S=(0,80,9)*0,49=0,3920,441 м Принимаем LT=0,47 м
Принятое значение LT проверяем на удельное давление к от нормативной силы
к=PH max-наибольшее значение нормальной силы за цикл
PH max=(0,080,1) Pz=(0,080,1) 1,2=0,100,132 мн Принимаем PH max=0,13 мн
к=, [k]=0,4-0,7 МПа-для среднеоборотных двигателейk<[k]
5.1 Расчет бобышек
Расчет сводится к определению их длины I и внутреннего диаметра d, предварительно принимаем I=(0,20,27) Д=(0,20,27)*0,43=0,0840,113 м, принимаем I=0,12 м
Внутренний диаметр d=(0,350,4) Д=(0,350,4)*0,43=0,1470,168 м
Принимаем d=0,18
Размеры d и I проверяем на допускаемое удельное давление [k]=2035 МПа для поршня из алюминиевого сплава при плавающем пальце
k= МПа k<[k]
5.2 Расчет поршневого кольца
В сечении 1-1 в рабочем состояние проверяем на изгиб (рис. 17.5 стр. 341 Миклос) ?изг=3p h-толщина кольца. p=0,06-0,2 МПа - удельное давление кольца на стенку рабочей втулки, вызванное силами упругости [?изг]=100200 МПа - для высокооборотных двигателей.
При надевании кольца на поршень так же возникают напряжения изгиба, определяемые по формуле ?изг=3,5*104, где
2=8h-1-дефо