Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
2.6. Конструкторская часть
2.6.1. Установка двигателя СН-6Д
и КПП
2.6.2. Установка двигателя УД-25
и КПП
2.6.3. Модернизированный кронштейн для установки двигателя 196432 вместо СН-6Д
2.6.3. Модернизированный кронштейн для установки двигателя 196432 вместо УД-25
2.6.5. Расчёт кронштейна-переходника (2.6.4.)
2.6.5.1. Общие положения
Расчёт усилий, передаваемых на переходник от динамических нагрузок в моторной установке и её веса, а также прочности самого переходника проводится в связи с заменой модели устанавливаемого двигателя и конструкции переходника. Так как нет подробной технической характеристики карбюраторного ДВС модели 196432, выпускаемого фирмой B&S (США), расчёт носит ориентировочный характер.
Цели расчёта:
убедиться в отсутствии чрезмерных динамических нагрузок даже в условиях работы моторного агрегата в условиях резонансных (по отношению к несущей конструкции) режимах;
проверить наличие достаточного запаса прочности новой конструкции переходника при воздействии упомянутых нагрузок;
проверить техническую пригодность применяемых резиновых амортизаторов при установке новых модели ДВС.
2.6.5.2. Расчёт нагрузок, создаваемых ДВС B&S 196432
2.6.5.2.1. Известные технические данные двигателя 196432
|
Тип |
4-х тактный карбюраторный |
|
Число цилиндров |
1 |
|
Мощность номинальная |
Nном= 8 л.с.=5,89 кВт |
|
Номинальная частота вращ. |
n=3000 мин-1 |
|
Диаметр цилиндра |
Dп=2,5=63,5 мм |
|
Ход поршня |
S=3=76,2 мм |
|
Масса двигателя |
mдв50 кг |
2.6.5.2.2. Расчёт недостающих технических данных
Средний крутящий момент по колен. валу:
Нм.
Площадь цилиндра (поршня):
м2.
Суммарная площадь всех цилиндров:
м2.
Объём рабочих камер:
м3.
Среднее индикаторное давление:
кПа или кгс/см2
тактность ДВС.
Принимаем кгс/см2.
Радиус кривошипа:
мм = 0,0381 м.
Отношение радиуса кривошипа r к длине шатуна lш .
2.6.5.2.3. Расчёт замещающей массы
поршневой группы
Замещающая масса поршневой группы:
, где
mп натуральная масса поршня;
mш натуральная масса шатуна;
lш расстояние между осями расточек шатуна в поршневой и кривошипной головке;
lшк расстояние от оси расточки в кривошипной головке шатуна и центром тяжести шатуна.
Конструктивная масса поршня:
.
Конструктивная масса шатуна:
.
Тогда кг;
кг.
Принимаем .
Замещающая масса поршневой группы (локализованная на оси пальца) равна:
кг.
2.6.5.2.4. Расчёт сил инерции поршневой группы
Силы инерции, приложенные к поршневой группе, вызываются возвратно-поступательным движением поршня. В расчётах рекомендуется учитывать 1-ую и 2-ую гармоники переменной силы инерции, приложенной к поршневой группе вдоль оси цилиндра:
угол поворота кривошипа из верхнего мёртвого положения;
Наибольшее значение усилия на поршневой группе:
Максимальная величина ускорения поршня:
2.6.5.2.5. Расчёт переменной части опрокидывающего момента, создаваемой силами инерции на поршневой группе
Момент от силы инерции поршневой группы, передаваемый касательной составляющей усилия на шатуне на колен. вал, равен с точностью до 4-ой гармоники:
Амплитудные значения гармоник момента Мw :
2.6.5.2.6. Расчёт переменной части опрокидывающего момента от непостоянства давления газов
Опрокидывающий момент, действующий на корпус двигателя и далее на несущую конструкцию моторной установки в целом, равен крутящему моменту на оси колен. вала: Мопр = Мкр
Поэтому Мопр определяется выражением:
Мо средний крутящий момент;
Мк амплитудное значение к-ой гармоники момента;
w угловая частота колебаний; для 4-х тактного двигателя w = (1/2)wв; wв угловая скорость вращения колен. вала; начальная фаза к-го момента.
Мк определяют по формуле:
Мк = ТгкrFп , где
Тгк к-ая гармоника тангенциальной силы, отнесённой к единице площади цилиндра.
Так как w = 1/2wв , то порядок k кратен 1/2:
k = 1/2; 1; 11/2; 2; 21/2...
|
Порядок гармоники k |
1/2 |
1 |
11/2 |
2 |
21/2 |
|
Тгк (Н/м2) |
3,4105pi |
3,4105pi |
3,1105pi |
2,3105pi |
1,8105pi |
|
27 |
351 |
338 |
315 |
305 |
Здесь Pi выражено в Мпа; для данного двигателя: Pi = 1 Мпа.
Подставляя в формулу r = 0,0381 м и Fп = 3,16710-3 м2, получим значение амплитуд гармоник момента.
|
Порядок гармоники k |
1/2 |
1 |
11/2 |
2 |
21/2 |
|
Мk (Нм) |
41,0 |
41,0 |
37,4 |
27,8 |
21,7 |
|
27 |
351 |
338 |
315 |
305 |
2.6.5.2.7. Результаты расчёта постоянных и переменных силовых факторов в цилиндре двигателя
Таблица 2.1
|
Вынужд. сила |
Амплитуда и начальная фаза гармоники с возмущающей частотой, Гц |
|||||||
|
0 |
25 |
50 |
75 |
100 |
125 |
150 |
200 |
|
|
Z(Pг) Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Z(Pj) Н |
|
|
1316/0 |
|
395/0 |
|
|
|
|
Мx(Pг) Нм |
18,7 |
41,0/77 |
41,0/351 |
37,4/338 |
27,8/315 |
21,7/305 |
|
|
|
Mx(Pj) Нм |
|
|
3,8/0 |
|
25,1/180 |
|
11,3/180 |
1,1/ 180 |
Рг сила давления газов на поршень;
Рj сила инерции вследствие неравномерного движения поршня.
Начальная фаза отсчитывается от положения ВМТ. Положительные значения: у силы при направлении вверх; у момента при вращении по часовой стрелке.
2.6.5.3. Расчёт инерционных характеристик колебательной системы моторной установки
2.6.5.3.1. Допущения, принятые в расчёте
2.6.5.3.1.1. Ввиду отсутствия чертежей двигателя мод. 196432 и КПП, а также ввиду ориентировочного характера расчёта, принимаем, что двигатель и КПП представляют собой параллелепипеды, размеры которых определяются основным массивом металла данных агрегатов.
Приняты размеры в м.
|
Длина L |
Ширина В |
Высота Н |
|
|
Двигатель |
0,26 |
0,34 |
0,46 |
|
КПП |
0,21 |
0,17 |
0,17 |
2.6.5.3.1.2. Считаем всю моторную установку (двигатель + КПП + переходник) абсолютно жёстким телом. Такое допущение оправдано тем, что установка опирается на резину металлические амортизаторы, податливость которых на несколько десятичных порядков выше податливости металлических элементов агрегатов, входящих в установку.
2.6.5.3.1.3. Принимаем, что центр тяжести всей системы лежит на оси вращения колен. вала двигателя. Принимаем, что на той же оси лежат ц.т. двигателя и КПП в отдельности. Такое допущение оправдано следующими соображениями (помимо ориентировочного характера расчёта):
Корпус двигателя с искровым зажиганием (ДсИЗ) мод. 196432 выполнен из лёгкого металла (этим объясняется его малая масса). Детали из стали коле. вал с противовесами, маховик, муфта сцепления и т.п. расположены низко их ц.т. лежат или на высоте оси вращения или ещё ниже. Небольшим расстоянием по высоте между фактическим ц.т. ДсИЗ и осью вращения в приближённом расчёте можно пренебречь.
Переходник, входящий в рассчитываемую систему расположен значительно ниже ДсИЗ и КПП и сильно вытянут по вертикали; всё это заметно снижает ц.т. всей системы.
2.6.5.3.1.4. Принимаем, что массы симметрично размещены относительно вертикальной плоскости, проходящей через ось вращения. При ориентировочном характере расчёта такое допущение вполне оправдано. При том, что опоры вибросистемы (амортизаторы) расположены строго симметрично относительно упомянутой плоскости, сделанное допущение позволяет в расчёте разбить рассчитываемую систему на 2 подсистемы, каждая из которых имеет 3 степени свободы.
2.6.5.3.2. Выбор системы координат
Принятая система координат (правая) показана на рисунке вместе со схематически изображёнными ДсИЗ, КПП, а также амортизаторами. Там же указаны размеры, взятые со сборочного чертежа моторной установки или получающиеся простым расчётом на основе принятых допущений.
2.6.5.3.3. Координаты центров тяжести
элементов системы
Присвоим индексы:
1 двигателю; 2 КПП; 3 переходнику.
|
Элемент |
Координата ц.т. эл-та по осям, м |
Масса,кг |
||
|
X |
Y |
Z |
||
|
Двигатель |
50 |
|||
|
КПП |
30 |
|||
|
Переходник |
6 |
2.6.5.3.4. Определение инерционных
характеристик моторной установки
Координаты центра тяжести:
2.6.5.4. Расчёт жёсткостных
характеристик амортизаторов
Применяется резина общего назначения (ГОСТ 7338-77) средней твёрдости. Её твёрдость по Шору А = 50-65.
Модуль упругости резины на сдвиг при статических нагрузках: G = 10 кгс/см2 = 1мпа.
Модуль упругости на растяжение-сжатие:
Для амортизаторов прямоугольной конфигурации отношение площадей фронтальной и боковой поверхностей:
Поэтому в расчётах используем значение модулей упругости:
для прямоугольных амортизаторов, крепящих переходник к основной несущей конструкции
для резиновых шайб под лапами КПП
Определение коэффициентов жёсткости амортизаторов
Цилиндрические шайбы-амортизаторы под КПП работают параллельно: они установлены на каждом из 2 отверстий лап КПП по 2 шт.( одна сверху, другая снизу лапы).
Площадь поперечного сечения шайбы:
Высота шайбы h2 = 20 мм = 0,02 м.
Коэффициенты жёсткости амортизаторов шайб:
2.6.5.5. Расчёт прочности переходника
2.6.5.5.1. Оценка необходимости проверки прочности основного материала переходника
В предложенной конструкции переходника передняя левая его сторона представляет собой, за счёт длинных рёбер жёсткости и уголка, приваренных к вертикальному листу, замкнутую коробчатую конструкцию, хорошо работающую на изгиб и скручивание относительно всех трёх координатных осей. Чтобы оценить порядок возникающих напряжений сверху, предположим, что уголок 40х40х5 отсутствует. Такое допущение сильно завышает напряжения от изгиба относительно оси Y, что идёт в пользу надёжности расчёта. Определим геометрические характеристики поперечного сечения переходника вблизи стыка вертикального листа с усиливающими рёбрами с горизонтальным листом. Координата центра тяжести сечения по оси X:
Момент инерции будет равен:
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент вычислим в предположении, что, имея самые разнообразные частоты вынуждающей нагрузки, можно предположить, что достаточно часто будет происходить наиболее неблагоприятное сочетание гармоник. Поэтому примем, что внешние силы равны наибольшему значению и что силы направленные, по X и по Z дают изгибающие моменты одинакового направления. Для сечения стенки вертикальных элементов переходника с горизонтальным листом момент будет равен:
Н = 100 мм = 10 см расстояние от среднего по высоте сечения амортизатора;
t = 4 см толщина амортизатора.
Наибольшие напряжения в металле:
Для обычных малоуглеродистых конструкционных сталей предел выносливости:
Поэтому даже при ориентировочном расчёте, требующем осторожности при оценке действующих нагрузок, можно считать, что основной металл в предлагаемой конструкции переходника нагружен слабо и имеет запас прочности больше обычно принятого.
2.6.5.5.2. Расчёт прочности сварных швов
2.6.5.5.2.1. Оценка величины действующих
нагрузок
Силы
Моменты
2.6.5.5.2.3. Допущения
1. Считаем, что напряжения от приложенной нагрузки распределены в сварном шве равномерно по длине. При сравнительно коротких швах в предлагаемой конструкции переходника такое допущение достаточно обоснованно. Изменение и рост напряжений вблизи зон приложения сосредоточенных нагрузок от мотоустановки и опорных реакций от основной несущей конструкции виброкатка в расчёте компенсируем увеличением коэффициента запаса прочности.
2. Принимаем, что напряжения в швах должны уравновешивать долю нагрузок, приходящихся на усиливающие элементы (рёбра, уголок и т.п.). Доли нагрузок, приходящиеся на эти элементы, рассчитываем по формулам сопромата.
3. Расчёт является проверочным.
2.6.5.5.2.4. Расчёт геометрических характеристик швов в зоне стыка горизонтального листа платформы с вертикальным и усиливающими рёбрами
Полная длина шва:
Координата центра тяжести шва:
Моменты инерции отн-но центральных осей X и Y:
Наибольшие напряжения среза в шве будет от момента Мy = 8 кНсм. Они определяются из равенства:
Для сварных швов допускаются напряжения:
Для рядовых конструкционных сталей Ст.3, Ст.4:
Даже при коэффициенте концентрации :
С дополнительной нагрузкой от продольных сил:
2.6.5.5.2.5. Напряжения в продольных швах,
соединяющих рёбра с вертикальным листом
Доли нагрузки, приходящиеся на рёбра:
Для длинных рёбер:
Для коротких рёбер аналогично:
Интенсивность равномерно распределённой нагрузки определяется из равенства:
t высота ребра;
z число швов; в данном случае z = 2.
Отсюда:
Для коротких рёбер:
Основные выводы из расчёта переходника новой конструкции:
1. Основными нагрузками на переходник и поддерживающие его амортизаторы являются динамические нагрузки, создаваемые работой двигателя. Так от веса агрегата и переходника на каждый амортизатор под переходником приходится нагрузка:
вертикальная 288 Н;
горизонтальная 317 Н.
При работе двигателя на номинальной мощности N = 8 л.с. и частоте вращения n = 3000 об/мин расчётом получены максимальные значения нагрузок на те же амортизаторы:
вертикальная 1272 Н;
горизонтальная 2391 Н.
2. Основной причиной интенсивности динамических нагрузок является по расчёту близость 2-х собственных частот колебаний моторной установки к частотам гармоник возмущающих сил:
51 Гц к 50 Гц
76 Гц к 75 Гц
Изменить результат возникновения мощных колебаний в резонансе за счёт изменения частоты вращения колен. вала двигателя невозможно, так как и при снижении и при повышении частоты вращения сближаются частоты возмущающих сил с другими собственными частотами установки, так как спектр возмущающих сил моментов содержит значительные по амплитуде гармоники, частота которых кратна целой или половинной частоте вращения двигателя.
3. Прочность самого переходника достаточна как по основному металлу, так и по сварным швам. Наибольшие напряжения сдвига в швах в стыке горизонтального листа платформы с вертикальным листом и рёбрами жёсткости:
max rном 90 Мпа , что значительно ниже предела выносливости как основного материала, так и материала самого шва.
В проекте следует подчеркнуть, что необходима тщательная отделка шва, чтобы не возникла концентрация напряжений в металле шва и свариваемых элементов.