Проектирование систем двигателей внутреннего сгорания

-         предел текучести σт = 800 МПа;

Коэффициент приведения цикла:

-         при изгибе - аσ = 0,21;

-         при растяжении аσ = 0,17.


Расчет поршневой головки.


Поршневая головка во время процессов впуска и выпуска подвергается растяжению силами инерции РJ и сжатию силой РZ – PJпг (РJпг – сила инерции деталей поршневой группы).

Рис.8. Расчетная схема шатуна.


1.     Для случая изгиба:

2.     Для случая растяжения-сжатия:

Максимальное напряжение растяжения в сечении І – І:

где

где mвг = 0,075, mш = 0,075·2,7 = 0,203 кг.

δгш = 7 мм.

Среднее значение и амплитуда напряжения:

то запас прочности определяем по пределу усталости:

где

(т.к. не имеется резких переходов)

КF = 0,72 – чистовое растачивание

Кd = 0,8

Напряжения в поршневой головке от запрессовки втулки определяются при натяге посадки втулки,  ∆ = 0,05 мм:

-         температурном натяге:

где ∆t = 110 ºC – степень подогрева.

-         суммарном натяге:

Удельное давление на поверхности соприкосновении втулки с головкой:

где dг = 57 мм – наружный диаметр головки,

       d = 43 мм – внутренний диаметр головки,

       dн = 40 мм – внутренний диаметр втулки,

       М = 0,3 – коэффициент Пуассона.

Напряжения на внешней внутренней поверхностях поршневой головки от действия суммарного натяга определяем по формулам Ламе:

Расчет поршневой головки на изгиб:

Максимальная сила, растягивающая головку:

Нормальная сила и изгибающий момент в сечении

где  - угол заделки.

где  - средний радиус головки.

Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений, расположенных под углом φ' определяем по следующим формулам:

Для φ' от 0 до 90 º

Для φ' от 90 º до φ3

(φ3 = 120 º - угол заделки)

Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностях по формулам:

где коэффициент b = Ег · Fг / (Ег · Fг + Ев · Fв)

Fг, Fв – площадь сечения стенок головки и втулки.

 

Результаты расчетов сводим в таблицу.                                       Таблица 5

φ, град

30

60

80

90

100

110

120

NJ, Н

-6020,7

-6131,2

-6229,65

-6282,15

-6232

-6006,38

-5591,2

МJ, мм

-0,468

2,294

4,753

6,061

4,98

-0,831

-11,21

σаi, МПа

-22,34

-14,34

-7,206

-3,411

-6,532

-23,395

-53,49

σJi, МПа

-18,74

-29,72

-39,09

-44,202

-39,97

-17,82

21,68


Рис. 9. Эпюра напряжений во внутреннем и внешнем волокнах поршневой головки шатуна при растяжении.








Рис. 10. Эпюра напряжений во внутреннем и внешнем волокнах

поршневой головки шатуна при сжатии.



Суммарная сила, сжимающая головку:

Нормальная сила и изгибающий момент в сечении .

Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений, расположенных под углом φ к вертикальной плоскости

где

Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностей:

Результаты вычислений сводим в таблицу.

Таблица 6.

φ

30

60

80

90

100

110

120

NJ, Н

165,2

95,34

19,55

0

2,635

218,13

846,43

MJ, Нм

2,39

4,13

5,686

6,514

6,45

1,064

14,645

σai, МПа

7,82

12,88

17,39

19,79

19,6

398,45

-41,56

σJi, МПа

-8,18

-14,81

-20,47

-23,89

-23,65

-3,137

56,6


Расчет стержня шатуна.

Стержень шатуна подвергается растяжению силой инерции РJ поступательно движущихся масс, расположенных выше расчетного сечения, и сжатию силой, равной разности сил давления газов и силы инерции. Стержень шатуна рассчитывают на усталость в сечении В – В, которое условно располагается в центре тяжести шатуна.

Сила растяжения шатуна:

Сила, сжимающая шатун:

где

Напряжения сжатия в расчетном сечении с учетом продольного изгиба:

где FB-B = 470 мм2 – площадь сечения В-В.

Напряжения растяжения в сечении В-В:

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

 

значит, запас прочности определяем по пределу усталости:

Значения коэффициентов:

 (обдувка дробью).


Расчет крышки шатуна.

Сила, нагружающая крышку шатуна:

где ткр = 0,24 кг – масса крышки шатуна;

       тшп = 0,7425 кг – масса шатуна, приведенная к поршню;

       тшк = 1,9575 ку – масса шатуна, приведенная к кривошипу.

Моменты инерции вкладыша и крышки:

где

Момент сопротивления расчетного сечения:

Напряжения при изгибе крышки и вкладыша:

где Fг – суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении:


Расчет шатунного болта.

Максимальная сила инерции, разрывающая головку и шатунные болты:

Номинальный диаметр болта:

d = 12 мм,

Шаг резьбы: t = 1 мм,

Количество болтов iб = 2,

Материал болтов – сталь 40ХН,

σв – предел прочности (1300 МПа),

σт – предел текучести (1150 МПа),

σ-1р – предел усталости при растяжении-сжатии (380 МПа),

аσ – коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии (0,2)

Сила предварительной затяжки болта:

Суммарная сила, растягивающая болт:

где  - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Максимальные и минимальные напряжения в сечении болта:

где Fср – площадь опасного сечения болта:

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

Так как , то запас прочности шатунного болта определяется по пределу текучести:

Запас прочности должен быть не менее 2.


4.3. Расчет коленчатого вала на прочность



Коленчатый вал двигателя Д – 244 полноопорный с симметричными коленами и асимметричным расположением противовесов.


Рис. 11. Схема коленчатого вала.

Материал – сталь 40ХНМА;

Коренная шейка:

-     внутренний диаметр: dвн = 0 мм

-     наружный диаметр: dн = 75,25 мм

-     длина шейки: lкш = 32 мм

Шатунная шейка:

-     внутренний диаметр: dвн = 32 мм

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12



Реклама
В соцсетях
рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать