Расчет поршневой группы 5
Работа добавлена на сайт samzan.net:
5. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ НА ПРОЧНОСТЬ
5.1. Расчет поршневой группы
5.1.1. Расчет поршня
Исходные данные
Диаметр цилиндра D=72 мм.
Ход поршня S=72мм.
Максимальное давление сгорания pz=6.4 МПа , при n=5400 мин-1.
Площадь поршня Fп=40.72 см2.
Наибольшая нормальная сила Nmax=0.001826 MН, при =470 град. п.к.в.
Масса поршневой группы mп=0.443 кг.
Максимальная частота вращения холостого хода двигателя nx.x.=5670 мин-1.
Толщина днища поршня =9 мм.
Высота поршня Н=58 мм.
Высота юбки поршня hю=39 мм.
Радиальная толщина кольца t=3.4 мм.
Радиальный зазор кольца в канавке поршня t=0.7 мм.
Толщина стенки головки поршня s=15 мм.
Величина верхней кольцевой перемычки hп=3.5 мм.
Число и диаметр масляных каналов в поршне nм!=8 и dм=3 мм.
Материал поршня - алюминиевый сплав, п=25 10-6 1/град.
Материал гильзы цилиндра - чугун, ц=11 10-6 1/град.
Внутренний радиус днища
мм.
Напряжение изгиба в днище поршня
МПа .
При отсутствии у днища поршня ребер жесткости допустимые значения напряжений лежат в приделах из =20 -25 МПа.
При наличии ребер жесткости допустимые значения напряжений лежат в приделах
из =50 -150 МПа.
Максимальная сила давления газов на днище поршня
Pz max=pz Fп= МН.
Диаметр поршня по дну канавки
dк=D -2 (t+t)= мм .
Внутренний диаметр поршня
мм .
Площадь продольного диаметрального сечения масляного канала
Площадь сечения х – х
Напряжение сжатия
МПа.
Допустимые напряжения на сжатие сж =30 -40 МПа.
Максимальная угловая скорость холостого хода
Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х – х
Максимальная разрывающая сила
Напряжение разрыва в сечении х – х
МПа.
Допустимые напряжения на разрыв составляют р =4 -10 МПа.
Напряжение среза в верхней кольцевой перемычке
МПа.
Напряжение изгиба в верхней кольцевой перемычке
МПа.
Сложное напряжение в верхней кольцевой перемычке:
МПа.
Допускаемые напряжения в верхних кольцевых перемычках с учетом значительных температурных нагрузок находится в пределах =30 - 40 МПа.
Удельное давление поршня на стенку цилиндра:
МПа.
МПа.
Для современных автомобильных двигателей МПа и МПа.
Необходимые зазоры между стенками цилиндра и поршнем в холодном состоянии
Диаметры головки и юбки поршня
DГ =D - Г =72 – 0.50 =71.50 мм,
DЮ =D - Ю = 72 – 0.22=71.78 мм.
Диаметральные зазоры в горячем состоянии
где tц , tГ , tЮ – соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии, при водяном охлаждении принимаются tц=110 - 1150С, tГ=200 – 4500С, tЮ=130 – 2000С.
5.1.2. Расчет поршневого кольца
Необходимые данные для расчета приведены в пункте 5.1.1.
Материал кольца – серый чугун, Е=1.0 105 МПа.
Отношение разности между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии к толщине кольца =3.3.
Среднее давление кольца на стенку цилиндра
МПа.
Среднее радиальное давление для компрессионных колец pcp=(0.11 – 0.37) МПа.
Среднее радиальное давление для маслосъемных колец pcp=(0.2 – 0.4) МПа.
Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности:
Р = рср к , МПа, (5.1.)
где к – для различных углов взято из таблицы 5.1.
Таблица 5.1.
|
Угол , град |
0 |
30 |
60 |
90 |
120 |
150 |
180 |
|
р/рср=к |
1.05 |
1.05 |
1.14 |
0.90 |
0.45 |
0.67 |
2.85 |
Результаты расчета по формуле (5.1.) свожу в таблицу 5.2.
Таблица 5.2.- Результаты расчета давления кольца на стенку цилиндра
|
, град |
0 |
30 |
60 |
90 |
120 |
150 |
180 |
|
к |
1.05 |
1.05 |
1.14 |
0.90 |
0.45 |
0.67 |
2.85 |
|
p=рсрк ,МПа |
0.303 |
0.303 |
0.329 |
0.260 |
0.130 |
0.193 |
0.822 |
По данным таблицы 5.2. строю эпюру давления кольца на стенку цилиндра.
Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии
МПа.
Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:
МПа,
где m=1.57 – коэффициент, зависящий от способа надевания кольца.
Допустимые напряжения при изгибе кольца из =220 – 450 МПа.
Монтажный зазор в замке поршневого кольца
где !К=0.06…0.10 мм – минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя;
tк , tц , t0 – соответственно температура колец и стенок цилиндра в рабочем состоянии и начальная температура, при водяном охлаждении принимаются: tк=200 – 3000С, tц=110 – 1150С, t0=200C.
5.1.3. Расчет поршневого пальца
Основные исходные данные для расчета приведены в пункте 5.1.1.
Кроме того:
Наружный диаметр пальца dп=20 мм .
Внутренний диаметр пальца dв=12 мм .
Длина пальца lп=63 мм .
Длина втулки шатуна lш=22 мм .
Расстояние между торцами бобышек b=27 мм .
Материал поршневого пальца – сталь 15Х, Е= МПа.
Палец плавающего типа.
Газовая сила, действующая на палец
Рz max=pz max Fп= МН.
Инерционная сила, действующая на палец
Рj= - mп 2м R (1+)= МН,
где
Расчетная сила, действующая на поршневой палец
Р=рz max Fп+ k Pj= МН.
где k=0.68…0.81 – коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.
Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна
МПа.
Удельное давление пальца на бобышки
МПа.
Для современных автомобильных двигателей МПа и МПа.
Напряжение изгиба в среднем сечении пальца
МПа,
где
Для современных автомобильных двигателей МПа.
Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна
МПа.
Для современных автомобильных двигателей МПа.
Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации
Значение не должно превышать 0.02…0.05 мм.
Напряжения овализации на внешней поверхности пальца в горизонтальной плоскости (=00)
Напряжения овализации на внешней поверхности пальца в вертикальной плоскости (=900)
Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости (=00)
Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца в вертикальной плоскости (=900):
Наибольшее напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости. Это напряжение не должно превышать 300 – 350 МПа.
5.2. Расчет шатунной группы
5.2.1. Расчет поршневой головки шатуна
Исходные данные
Максимальное давление сгорания pzд=6.4 МПа на режиме n=nN=5400 мин-1 при 370 0.
Масса шатунной группы mш=0.54 кг.
Наружный диаметр головки dГ =36 мм.
Внутренний диаметр головки d=22.6 мм.
Материал шатуна – углеродистая сталь 40Г; Еш =2.2 105 МПа, Г =1 10 -5 град -1.
Материал втулки – бронза; ЕВ= 1.15 105 МПа, В =1.8 10 -5 град-1.
Предел прочности В =700 МПа.
Предел усталости (выносливости) при изгибе -1 =250 МПа.
Предел усталости при растяжении – сжатии -1р =180 МПа.
Предел текучести Т =360 МПа.
Коэффициент приведения цикла при изгибе = 0.15.
Коэффициент приведения цикла при растяжении – сжатии = 0.12.
Радиальная толщина стенки головки
Радиальная толщина стенки втулки
Отношения предела усталости при изгибе к пределу текучести
Отношения предела усталости при растяжении - сжатии к пределу текучести
Расчет сечения 1 - 1
Масса головки выше сечения 1 -1
mВГ = 0.07 mш= кг.
Максимальное напряжение пульсирующего цикла
Эффективный коэффициент концентрации напряжений
k=1.2+1.8 10 -4(В – 400)=
Среднее напряжение и амплитуда напряжений
где м=0.86 – масштабный коэффициент,
п=0.82 – коэффициент поверхностной чувствительности,
так как - то запас прочности в сечении 1 - 1 определяется по пределу усталости
Напряжения от запрессованной втулки
Температурный натяг
где t=1200C – средняя температура головки и втулки.
Суммарный натяг
где =0.04мм - натяг посадки бронзовой втулки.
Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой
где =0.3 - коэффициент Пуассона.
Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки
Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки:
значения и могут достигать 100…150 МПа.
Расчет сечения А-А
Максимальная сила, растягивающая головку на режиме n = nN
Нормальная сила в сечении 0 – 0:
где ш.з=1100 – угол заделки.
Средний радиус головки
Изгибающий момент в сечении 0 – 0
Нормальная сила в расчетном сечении от растягивающей силы
Изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы
Площадь сечения стенок головки
Площадь сечения стенок втулки
Напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы
где
Суммарная сила, сжимающая головку
Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы
где 0.0009,
0.00025.
Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы
Максимальное напряжение асимметричного цикла
Минимальное напряжение асимметричного цикла
Среднее напряжение и амплитуда напряжения
Так как , то запас прочности в сечении А – А определяется по пределу текучести
Запас прочности поршневых головок изменяется в пределах .
5.2.2. Расчет кривошипной головки шатуна
Масса шатунной группы mш=0.54 кг.
Диаметр шатунной шейки dш.ш=45 мм.
Толщина стенки вкладыша tВ =1.5 мм.
Расстояние между шатунными болтами сб=60 мм.
Длина кривошипной головки lк=22 мм.
Масса шатунной группы, совершающая возвратно – поступательное движение mш.п=0.162 кг.
Масса шатунной группы, совершающая вращательное движение mш.к=0.378 кг.
Масса крышки кривошипной головки:
mкр=0.226 mш= 0.226=0.122 кг.
Максимальная сила инерции
Внутренний радиус кривошипной головки шатуна
Момент сопротивления расчетного сечения
Момент инерции вкладыша
Момент инерции крышки
Суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении
Напряжение изгиба крышки и вкладыша
Значения изменяется в пределах 100…300 МПа.
5.2.3. Расчет стержня шатуна
Сила, сжимающая шатун, достигает максимального значения в начале рабочего хода при рzд и определяется по результатам динамического расчета:
при = 3700
где mj – масса возвратно движущихся частей КШМ,
Сила, растягивающая шатун, достигает максимального значения в начале впуска и также определяется по результатам динамического расчета
где - давление остаточных газов.
Длина шатуна: Lш=120 мм.
Основные конструктивные параметры стержня шатуна: hш=22 мм; bш=14 мм; аш=4 мм; tш=5 мм .
Из кривошипной головок шатуна имеем: d=22.6 мм; d1=47 мм.
Площадь инерции сечения В – В
Момент инерции сечения В – В
Коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости качания шатуна
Максимальное напряжение от сжимающей силы в плоскости качания шатуна
Длина стержня шатуна между поршнем и кривошипной головкой
Коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания шатуна
Максимальное напряжение от сжимающей силы в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания шатуна
Для современных автомобильных двигателей напряжения и не должно превышать 200…350 МПа.
Минимальное напряжение от растягивающей силы
Средние напряжения и амплитуды цикла
где м – масштабный коэффициент, равный 0.88 ,
п – коэффициент поверхностной чувствительности, с учетом поверхностного упрочнения стержня шатуна обдувкой дробью, равный 1.3.
Так как и , то запасы прочности в сечении В – В определяются по пределу усталости
5.2.4. Расчет шатунного болта
Номинальный диаметр болта d= 9 мм.
Шаг резьбы t=1 мм.
Количество болтов iб=2.
Материал – сталь 40Х.
Предел прочности В=1000 МН / м2.
Предел текучести Т=900 МН /м2.
Предел усталости при растяжении – сжатии -1=330 МН /м2.
Коэффициент приведения цикла при растяжении – сжатии 0=0.16.
Отношения предела усталости при растяжении - сжатии к пределу текучести
Сила предварительной затяжки
Суммарная сила, растягивающая болт
где - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения, равный 0.2.
Внутренний диаметр резьбы болта
Максимальное напряжение, возникающее в болте
Минимальное напряжение, возникающее в болте
Податливость болта
где к - теоретический коэффициент концентрации напряжения, равный 4.4;
q – коэффициент чувствительности стали к концентрации напряжений, равный 0.82 .
Среднее напряжение и амплитуды цикла
где м – масштабный коэффициент, равный 0.86 ,
п – коэффициент поверхностной чувствительности, равный 0.99 .
Так как , то запас прочности болта определяется по пределу текучести
5.3.Расчет коленчатого вала на прочность
Результаты динамических расчетов КШМ используют для расчетов прочности, важнейшим из которых является расчет прочности коленчатого вала. Коленчатый вал рассчитывается на усталостную прочность, потому что коленчатый вал нагружен переменными силами и моментами.
5.3.1.Расчет коренной шейки
Коренные шейки подвергаются деформациям кручения и изгиба, однако деформации изгиба незначительны и ими пренебрегают. Коренные шейки рассчитывают только на кручение. Наиболее напряженной является шейка, для которой максимальная величина
; (5.1.)
где: и - выбираются для каждой шейки.
Для выявления наиболее напряженной шейки составляют таблицу 5.3.
Таблица 5.3.
|
№ коренных шеек К, К+1 |
1,2 |
2,3 |
3,4 |
4,К |
|
|
0.190 |
0.285 |
0.399 |
0.496 |
|
-0.171 |
-0.265 |
-0.369 |
-0.274 |
|
|
0.361 |
0.552 |
0.758 |
0.770 |
Наиболее нагруженной является шейка 4, К и расчет ведем только для этой шейки.
Амплитуда цикла касательных напряжений:
МПа,
где - момент сопротивления шейки при кручении с учетом ослабляющего действия смазочных сверлений;
м3;
где D=0.050 м – диаметр коренной шейки;
,
где D1 =0 м– диаметр отверстия в коренной шейке;
- коэффициент, учитывающий ослабляющее действие смазочных отверстий;
= 0,9 – при одном отверстии.
Запас прочности коренной шейки по касательным напряжениям
;
где - предел усталости материала коленчатого вала при кручении и симметричном
цикле нагружений, для высокопрочного чугуна ВЧ 50-2 ;
=1.14 - коэффициент динамичности, учитывающий дополнительные напряжения от крутильных колебаний, его значение больше 1 и выбирается в зависимости от числа кривошипов коленчатого вала;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала с поперечным
сверлением;
- масштабный коэффициент;
Отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений для вала с поперечным сверлением к масштабному коэффициенту принимаем:
.
Полученное значение сравнивается с .
= 1,5…3 – для высокофорсированных двигателей.
5.3.2.Расчет шатунной шейки
Напряжения изгиба в расчетном сечении определяют по изгибающему моменту , действующему в продольной плоскости, проходящей через ось отверстия
; (5.2.)
где: - угол между плоскостью кривошипа и сечением смазочного отверстия.
Для К-й шатунной шейки
(5.3.)
. (5 .4.)
Расчет ведут по разности моментов
.
Законы изменения ZK и ТК одинаковы для всех шатунных шеек.
Для нахождения и составляют таблицу5.2.
Таблица 5.2.
|
ТК, кН |
|
|||
|
460 |
5.283 |
0.1016 |
-0.1016 |
|
|
40 |
- 4.777 |
-0.0918 |
0.0918 |
Расчет таблицы следует вести лишь для нескольких значений α вблизи ZМАКС и ТМАКС и нескольких значений α в близи ZМИН и ТМИН , что обеспечивает выявление и . Далее определяют амплитуду нормальных напряжений σа и запаса прочности для них :
МПа;
,
где
;
где d=0.045 м – диаметр шатунной шейки;
d1=0 – диаметр осевого отверстия в шатунной шейке;
φ = 0,9 – коэффициент, учитывающий ослабляющее действие отверстия для подвода смазки.
Скручивающие моменты МКР для разных шатунных шеек меняются различно, так как они зависят от подходящих моментов МК-1,К . Расчету на кручение подлежит шатунная шейка №К, для которой наибольшая разность
.
Эти разности рассчитывают в таблице 5.3.
Расчет для каждой шатунной шейки следует вести лишь для тех значений αК которые находятся вблизи максимальных значений МК-1,К и ТК и вблизи минимальных МК-1,К и ТК .Эти значения находят из таблицы 5.3.
Таблица 5.3.
|
630 |
0.178207 |
-2.24691 |
-0.04149 |
0.1367 |
|
|
640 |
0.1902 |
-0.0884 |
-0.00163 |
0.1885 |
|
|
650 |
0.1871 |
0.7822 |
0.01444 |
0.2016 |
|
|
210 |
-0.1695 |
-1.9022 |
-0.0351 |
-0.2047 |
|
|
220 |
-0.1719 |
-2.5407 |
-0.0469 |
-0.2188 |
|
|
230 |
-0.1442 |
-3.1029 |
-0.0573 |
-0.1822 |
|
|
450 |
-0.0869 |
4.9502 |
0.0914 |
0.0044 |
|
|
460 |
-0.0431 |
5.2839 |
0.0975 |
0.0544 |
|
|
470 |
0.0984 |
5.1990 |
0.0960 |
0.1058 |
|
|
30 |
-0.0725 |
-4.7108 |
-0.08699 |
-0.1595 |
|
|
40 |
-0.0938 |
-4.7770 |
-0.0882 |
-0.1821 |
|
|
50 |
-0.1132 |
-4.0078 |
-0.0740 |
-0.1872 |
|
|
300 |
0.2610 |
1.7170 |
0.0301 |
0.2912 |
|
|
310 |
0.2858 |
2.7900 |
0.0489 |
0.3347 |
|
|
320 |
0.2845 |
3.2077 |
0.05624 |
0.3407 |
|
|
390 |
-0.2420 |
4.0185 |
0.07045 |
-0.1716 |
|
|
400 |
-0.2658 |
3.091 |
0.05420 |
-0.2116 |
|
|
410 |
-0.2575 |
2.6302 |
0.04611 |
-0.2113 |
|
|
450 |
-0.0048 |
4.9502 |
0.0867 |
0.0819 |
|
|
460 |
0.0769 |
5.2839 |
0.0926 |
0.1695 |
|
|
470 |
0.1517 |
5.1990 |
0.09115 |
0.2429 |
|
|
30 |
0.0761 |
-4.7108 |
-0.0825 |
-0.0064 |
|
|
40 |
-0.0198 |
-4.7770 |
-0.0837 |
-0.0639 |
|
|
50 |
-0.0170 |
-4.0078 |
-0.0702 |
-0.0872 |
|
|
130 |
0.3863 |
3.0629 |
0.0551 |
0.4414 |
|
|
140 |
0.3999 |
2.5227 |
0.0454 |
0.4454 |
|
|
150 |
0.3531 |
1.8947 |
0.0341 |
0.3872 |
|
|
400 |
-0.3573 |
3.0917 |
0.0556 |
-0.3016 |
|
|
410 |
-0.3692 |
2.6302 |
0.0473 |
-0.3218 |
|
|
420 |
-0.3457 |
2.8275 |
0.0508 |
-0.2948 |
|
|
450 |
-0.0917 |
4.9502 |
0.0891 |
-0.0026 |
|
|
460 |
0.0337 |
5.2839 |
0.0951 |
0.1288 |
|
|
470 |
0.1616 |
5.1990 |
0.0935 |
0.2551 |
|
|
30 |
-0.0036 |
-4.7108 |
-0.0847 |
-0.0811 |
|
|
40 |
-0.0740 |
-4.777 |
-0.0859 |
-0.1600 |
|
|
50 |
-0.1302 |
-4.0078 |
-0.0721 |
-0.2023 |
По наибольшей разности из таблицы 5.3. находят наибольшую амплитуду касательных напряжений τа и запас прочности по ним :
;
;
Здесь ;
Отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений для вала с поперечным сверлением к масштабному коэффициенту принимаем:
.
Общий запас прочности
.
Полученное значение n сравнивается с [n] = 1,5…2 – для форсированных двигателей.
5.3.3. Расчет щек
Наиболее напряженными являются точки сопряжения щек с шатунными шейками в плоскости кривошипа. Напряжения в этих точках возникают только от действия сил Z и Т на данном кривошипе, вследствие чего законы изменения напряжений на всех кривошипах одинаковы. Наибольшие значения напряжений возникают на щеках с наименьшей толщиной , расположенных возле наиболее длинных коренных шеек.
Момент сопротивления 3-го кривошипа при изгибе
При расчёте передней щеки 3-го кривошипа
где - в зависимости от этого, значения коэффициента , находим по таблице.
При расчёте задней щеки 2-го кривошипа
где , так как в и h остаётся неизменной.
Запасы прочности в расчётных точках щёк по нормальным напряжениям , по касательным напряжениям , и полный находят по формулам
где - значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений принимаем по таблице и ;
r=1.6 мм – радиус галтельного перехода;
d=45 мм – диаметр шатунной шейки;
- масштабные коэффициенты находятся по таблице в зависимости от диаметра шатунной шейки и материала.
Допускаемый запас прочности для форсированных вигателей =1.2…2.
Так как рассчитанный запас прочности меньше допустимого, то увеличиваю ширину щеки с 66 мм до 72 мм и провожу расчет только для одной щеки, например задней .
Момент сопротивления кривошипа при изгибе
Запасы прочности в расчётных точках щёк по нормальным напряжениям , по касательным напряжениям , и полный находят по формулам
Так как рассчитанный запас прочности не меньше допустимого, то расчет коленчатого вала можно считать завершенным.
2. Статья 1 Правовое регулирование отношений возникающих в связи с ведением гражданами личного подсобного хо
3. Правонарушения в области стандартизации
4. фактора Forever Young- Our Officil X Fctor Story 2011 Перевод сайта- http---www
5. Тема урока- Строение и функции органов мочевыделительной системы Тип урока- Изучение нового материала
6. Спортивный экстремизм подходы к определению и пути преодоления
7. Реферат- Механизм бектрекинга
8. Тема- Что такое философия Конспектирование источника- Мир философии- книга для чтения- в 2 ч.
9. Статья 270 Бюджетного кодекса Российской Федерации определяет предмет финансового контроля осуществляемого
10. Реферат- Радиоэлектронное вооружение
11. сущность человекаот общества
12. Причины крестьянской войны начала XVII века
13. Династический кризис в России в конце XVI начале XVII вв и его преодоление
14. Тема- Законодательные основы по охране труда Составила- Проверил- Доцент
15. Задание 722 3 Найти длины полуосей эксцентриситет координаты фокусов составить уравнения директрис эллипс
16. 12 УЧЕБНЫЕ ЦЕЛИ - изучить комплекты ЗИП назначение отдельных элементов изучить смазки применя.
17. 1 Опишите современную систему документации обеспечения управления предприятием организацией учреждением.
18. Организация и методика проведения налоговых проверок
19. СОШ 7 Исследовательская работа Влияние на окружающую среду производства Металлургии
20. 1Общие характеристики потребителя5 1