4.3. Расчет втулки цилиндра.. 4.4. Расчет коленчатого вала

4. 3. Расчет втулки цилиндра.

Втулка испытывает напряжение от максимального давления газов P_z (рис. 6), нормальной силы P_н, а так же тепловые напряжения. Фланец (бурт) втулки испытывает дополнительные напряжения от затяжки крышки цилиндра.

Определяем предварительные размеры втулки по таблице 6.

Таблица 6.

№ п. п	Параметры	Размеры [м]
1.	Толщина втулки в верхней части, S	(0, 06 ÷ 0, 1) D
2.	Наибольший диаметр верхнего опорного бурта, D1	D + 2g
3.	Толщина бурта, g	(0, 15 ÷ 0, 20) D
4.	Высота опорного бурта, е	(0, 10 ÷ 0, 15) D
5.	Ширина канавки под бурт крышки, b	(0, 03 ÷ 0, 05) D
6.	Глубина канавки под бурт крышки	3 ÷ 6 мм
7.	Ширина опорного бурта С	(0, 02 ÷ 0, 03) D
8.	Остальные размеры: d Df D2	(0, 02 ÷ 0, 03) D D + g D1 - 2с
9.	Толщина втулки в нижней части (0, 3)S	(0, 2 ÷ 0, 3) S
10.	Длина втулки для четырехтактных ДВС	(1, 8 ÷ 3, 0) D
	D – диаметр цилиндра

 

рис. 5 Расчет втулки рабочего цилиндра.

После определения конструктивных размеров, рассчитываем опасное сечение x - x, для этого изобразим расчетную схему втулки в масштабе (рис. 5)

Толщину стенки проверяем на суммарное напряжение от растяжения

 МПа;

где:  – напряжение от растяжения по направлению радиуса, МПа

 – напряжение от тепловой нагрузки (растяжение внешней стенки), МПа

 МПа;

где: Р_z – максимальное давление сгорания, МПа

D – диаметр цилиндра, м

S – толщина втулки, м

 МПа;

где: q – удельная тепловая нагрузка, Дж/м²с

 ;

n – частота вращения коленчатого вала, 115 об/мин;

P_i  – среднее индикаторное давление, Па;

a – коэффициент пропорциональности, для чугуна а=0, 00835, для стали а=0, 02:

S – толщина стенки втулки, м.

[σ ] = 100 ÷ 150 МПа – для чугунных втулок;

[σ ] = 250 МПа – для стальных втулок.

Фланец втулки проверяем на напряжение изгиба, растяжения и скалывания, возникающие от силы затяжки шпилек (приложение, рис. 5) Р_f в сечении х- х:

, Мн

где: 1, 25 – коэффициент затяжки шпилек;

P_z – максимальное давление сгорания, МПа;

D_f  – средний диаметр уплотнительной канавки, м.

Напряжение изгиба от действия пары сил Р_f, a₁:

, МПа

где: W=  - момент сопротивления сечения х - х, м;

 - напряжение растяжения от нормальной силы Р_н ; МПа

 – нормальная сила, МН

где: а₁ – определяется из масштаба чертежа, м;

D₀  – из масштаба чертежа, м;

h = 0. 0526 м – из масштаба чертежа.

 – площадь сечения х - х, м²;

Напряжение скалывания от касательной силы Р_s:

 , МПа

где:  – касательная сила, Мн

Суммарное напряжение в сечении x - x:

 [σ ], МПа

[σ ] = 30 ÷ 50 МПа – для чугунных втулок;

[σ ] = 60 ÷ 80 МПа – для стальных втулок.

Уплотнительную канавку, шириной b мм, проверяем на удельное давление:

40 ÷ 80, МПа

где: P_f – сила затяжки шпилек, Мн;

D₁ – наибольший диаметр бурта, м;

b – ширина канавки, 0, 037 м

Опорный бурт, шириной С проверяем на смятие:

 [σ _см], МПа

[σ _см] = 80 ÷ 100, МПа – для чугунных втулок.

       В основном, втулки изготавливаются из чугуна марок СЧ 25 при диаметре 450 мм, иногда из чугуна марки СЧ 28. В редких случаях втулки изготавливают из стали 35ХМЮА, в основном, для высокооборотных и форсированных дизелей.

4. 4. Расчет коленчатого вала

    Коленчатые валы изготавливают из следующих материалов:

1. Низкооборотные дизели – сталь 35, 40, 45 и 50Г;

2. Высокооборотные дизели – сталь 40Х, 40ХН, 20 НВА.

    Расчеты коленчатых валов показывают, что наиболее напряжены галтели сопряжения щек с шейками. Запасы прочности в этих местах имеют обычно минимальное значение. Однако, указанные напряжения не могут быть уменьшены только за счет увеличения радиуса галтелей.

    На величину коэффициента концентрации напряжений в галтелях влияют также другие конструктивные параметры вала, например, величина перекрытия шеек, диаметр и смещение облегчающего отверстия, бочкообразность отверстия и крутильные колебания, возникающие в судовом валопроводе.

Произведем поверочный расчет коленчатого вала дизеля с однорядным расположением цилиндров по формулам Российского Морского Регистра.

Эскиз коленчатого вала, рисунок 6.

рис. 6 Расчет коленчатого вала.

Таблица 7.

№ п. п	Параметры	Двигатели
		низкооборотные	высокооборотные
1.	Расстояние между серединами рамовых шеек, L а) четырехтактные б) двухтактные	(1, 6 ÷ 1, 8) D (1, 7 ÷ 1, 8) D	(1, 1 ÷ 1, 5) D (1, 3 ÷ 1, 6) D
2.	Диаметр шейки кривошипа, dk	(0, 6 ÷ 0, 75) D	(0, 57 ÷ 0, 68) D
3.	Диаметр рамовой шейки, dp	(0, 6 ÷ 0, 8) D	(0, 6 ÷ 1, 0) D
4.	Диаметр сверления в шейке, d0	(0, 4 d)
5.	Длина шейки кривошипа, l1	(0, 55 ÷ 1, 1) dk	(0, 50 ÷ 1, 0) dk
6.	Длина рамовой шейки, l	(0, 4 ÷ 1, 0) dp	(0, 35 ÷ 1, 0) dp
7.	Толщина шейки кривошипа, h	(0, 3 ÷ 0, 35) D	(0, 16 ÷ 0, 30) D
8.	Ширина шейки кривошипа, b	(0, 9 ÷ 1, 1) D	(0, 9 ÷ 1, 5) D
9.	Радиус галтели, r	(0, 055 ÷ 0, 07) d	(0, 055 ÷ 0, 07) d
d – диаметр рамовых и кривошипных шеек из расчета по формуле Регистра; D – диаметр цилиндра

 

Диаметр шеек коленчатого вала, согласно формул Регистра должен быть не менее:

 , мм

где: К – коэффициент:  ,

а – коэффициент;

а = 0, 9 – с упрочнением поверхности коленчатого вала;

а = 0, 95 – для кованных коленчатых валов;

а = 1, 0 – коленчатый вал не подвергался упрочнению.

R_m – временное сопротивление материала при растяжении, 780 МПа

D – диаметр цилиндра, м

А – коэффициент для однорядных ДВС, А = 1;

В – коэффициент для однорядных ДВС, В = 1;

Р_z – давление сгорания, МПа;

L – расстояние между серединами коренных шеек, м;

φ – коэффициент (по таблице);

t – коэффициент, t = 0, 85 + Р_i – для двухтактных ДВС:

t =0, 85 + 0, 75 Р_i – для четырехтактных ДВС;

P_i – среднее индикаторное давление, МПа;

S - ход поршня, м;

Значение коэффициента φ табл 8

Тип двигателя	Число цилиндров
Двухтактный	4, 8	4, 8	5, 14	5, 47	5, 81	0, 14	6, 48	6, 82	7, 15	7, 48	7, 82	8, 15
Четырехтактный	4, 8	1, 8	5, 08	5, 37	5, 67	5, 95	6, 24	6, 53	6, 81	7, 1	7, 39	7, 68

 

Толщина щеки кривошипа вала должна быть не менее:

h = 0, 105 К D , мм:

где: К – коэффициент учитывающий влияние материала вала и рассчитывается аналогично, как при определении диаметра шеек – d;

 – коэффициенты определяются по табл. 8 и 9 (при определении коэффициента  учитывается радиус галтели – r);

С – расстояние от середины рамового подшипника до средней плоскости щеки, мм;

b – ширина щеки, мм (размеры b и h берутся между кривошипной и рамовой шейками в плоскости, касательной к кривошипной шейке);

табл. 9 значение коэффициента

b / d	1, 2	1, 4	1, 5	1, 8	2, 0	2, 2
	0, 92	0, 95	1, 0	1, 08	1, 16	1, 27

 

табл. 10 значение коэффициента

r / h	e / h
		0, 2	0, 4	0, 6	0, 8	1, 0	1, 2
0, 07	4, 5	4, 5	4, 28	4, 1	3, 7	3, 3	2, 75
0, 10	3, 5	3, 5	3, 34	3, 18	2, 88	2, 57	2, 18
0, 15	2, 9	2, 9	2, 82	2, 65	2, 4	2, 07	1, 83
0, 20	2, 5	2, 5	2, 41	2, 32	2, 06	1, 79	1, 61
0, 25	2, 3	2, 3	2, 2	2, 1	1, 9	1, 7	1, 4
r – радиус галтели, мм е – абсолютное перекрытие, мм

 

Диаметры шеек коленчатого вала, полученные по формуле Регистра, проверяем на максимально допустимое удельное давление (на 1м² проекции шейки) по формулам:

1. Для кривошипных шеек

 МПа;

2. Для рамовых шеек

 , МПа;

где:

Р_z – максимальная сила давления газов, МПа;

d_k – диаметр шейки кривошипа, м;

d_p – диаметр рамовой шейки, м;

l₁ – длина шейки кривошипа, м;

l – длина рамовой шейки, м;

m – коэффициент, учитывающий влияние наиболее нагруженного соседнего кривошипа, m=1, 25.

K_max  18 ÷ 12 МПа – для низкооборотных ДВС, заливка Б83;

K_max  12 ÷ 18 МПа – для среднеоборотных ДВС, заливка Б83;

K_max  35 МПа – для высокооборотных ДВС, заливка Бр. С30.

(Баббит Б83 используют при толщине заливки (0, 03 ÷ 0, 4) d, свинцовистую бронзу Бр. С30 используют в тонкостенных вкладышах с толщиной заливки 0, 4 ÷ 0, 6 мм).

 

 

5. ПРИМЕРЫ РАСЧЁТА РАБОЧЕГО ЦИКЛА И ПОСТРОЕНИЯ ИНДИКАТОРНЫХ ДИАГРАММ.

⇐ Предыдущая123456789Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: