ZAZ-968M (730162), страница 7

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 7)

m_ур= М_{i 1}/(l)=0,33 кг.

Момент от сил инерции 2-го порядка действуют в горизонтальной плоскости и в следствии его незначительности не учитывается.

М_{i 2}=2m_iR² cosb

Момент от центробежных сил действует во вращающейся плоскости, отстоящей от плоскости 1-го кривошипа на 45⁰.

М_с=2m_RR²  a.

Момент М_с легко уравновесить при помощи противовесов с массой каждого противовеса m_z , расположенных на продолжении щек коленчатого вала.

m_z= 2m_RR²  a/(с)=1,59 кг.

а- расстояние между центрами шатунных шеек,

b- расстояние между центрами тяжести противовесов,

- расстояние центра тяжести противовеса до оси коленчатого вала.

7. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ [1, с.197222, 245261]

7.1. Расчет поршня

На основании данных теплового расчета, скоростной характеристики и динамического расчета получили:

диаметр цилиндра D=80 мм;

ход поршня: S=70 мм;

действительное максимальное давление сгорания: p_Zд=4,647 МПа;

площадь поршня: F_п=50,24 см²;

наибольшая нормальная сила: N_max=0,0015 МН при =450⁰

масса поршневой группы: m_п=0,5024 кг;

частота вращения: n_max =4500 об/мин;

отношение радиуса кривошипа к длине шатуна: =0,285.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, приведенных в табл.50 1,с.206, принимаем:

толщина днища поршня: =6 мм;

высота поршня: H=84 мм;

высота юбки поршня: h_ю=52 мм;

высота верхней части поршня h₁=32 мм;

внутренний диаметр поршня: d_i=60,4 мм;

диаметр бобышки: d_б=32 мм;

расстояние между торцами бобышек: b=32 мм;

расстояние до первой поршневой канавки: e=8 мм;

радиальная толщина кольца: t_К= t_М=3 мм;

радиальный зазор кольца в канавке поршня: t=0,8 мм;

толщина стенки головки поршня: s=6 мм;

толщина стенки юбки поршня: _ю=3 мм;

величина верхней кольцевой перемычки: h_п=4 мм;

число и диаметр масляных каналов в поршне: n_m’=10 и d_m=1 мм.

Схема поршня представлена на рис.7.1.

Материал поршня  алюминиевый сплав, _п=2210^-6_­ 1/К; материал гильзы цилиндра  чугун, _ц=1110^6 1/К.

Напряжение изгиба в днище поршня: _из=p_Zд(r₁/)²,

где r₁=D/2(s+t+t)=80/2(6+3+0,8)=30,2 мм.

_из=4,647(30,2/6)²=117,73 МПа.

Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости, т.к. _из25 Мпа.

Напряжение сжатия в сечении xx :

_сж=P_Zд/F_xx,

где P_zд=p_ZдF_п=4,6470,005024=0,0233 МН;

_сж=0,0233/0,00119=19,56 МПа .

F_xx=(/4)(d_k²d­­_i²)n_m’( d_kd­­_i )d_m/2;

F_xx=((3,14/4)(72,4²60,4²)106))10^-6=0,00119 м².

d_k=D2(t+t);

d_k=802(3+0,8)=72,4 мм.

Напряжение разрыва в сечении xx:

максимальная угловая скорость холостого хода: _{х.х max}=n _{х.х max}/30;

_{х.х max}=3,145300/30=555 рад/с.

масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения xx: m_xx=0,5m_п;

m_xx=0,50,5024=0,2512 кг.

максимальная разрывающая сила: P_j=m_xxR²_{х.х max} (1+)10^6;

P_j=0,25120,035555²(1+0,285)10^-6 =0,00348 МН.

напряжение разрыва: _р=P_j/F_xx;

_р=0,00348/0,00119=2,924 МПа.

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

среза: =0,0314p_ZдD/h_п; =0,03144,64780/3=3,89 МПа.

изгиба: _из=0,0045p_Zд(D/h_п)²; _из=0,00454,647(80/3)²=14,87 МПа.

сложное: _=(_из²+4²); _=(14,87²+43,89²)=16,78 МПа.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

q₁=N_max/(h_юD); q₁=0,2930,005024/(0,0560,080)=0,32 МПа.

q₂=N_max/(HD); q₂=0,2930,005024/(0,0840,080)=0,22 МПа.

Диаметры головки и юбки поршня:

D_г=D_г; D_г=800,56=79,44 мм.

D_ю=D_ю; D_ю=800,16=79,84 мм.

где _г=0,007D=0,00780=0,56 мм; _ю=0,002D; _ю=0,00280=0,16 мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

_г’=D1+_ц(Т_цТ₀)D_г1+_п(Т_гТ₀);

_г’=801+1110^6(450293)79,441+2210^6(650293)=0,074 мм;

_ю’=D1+_ц(Т_цТ₀)D_ю1+_п(Т_юТ₀);

_ю’=801+1110^6(450293)79,841+2210^-6(550293)=0,02 мм,

где Т_ц=450 К, Т_г=650 К, Т_ю=550 К приняты с учетом воздушного охлаждения двигателя [1,с.203];

_ц =1110^6 1/К и _п=2210^61/К коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня.

7.2. Расчет поршневого кольца

Параметры кольца 1,с.206:

радиальная толщина кольца: t=3 мм;

радиальный зазор кольца в канавке поршня: t=0,8 мм;

высота кольца: а=3 мм;

разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и в рабочем состоянии:

А₀=10 мм.

материал кольца: серый чугун, Е=1,010⁵ МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

;

МПа.

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности: p=p_ср_к.

Значения _к для различных углов  приведены на с.213 [1].

Результаты расчетов р представлены в табл.7.1. По данным табл.7.1. строим эпюру давлений компрессионного кольца на стенку цилиндра (рис.7.2.).

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии: _из1=2,61р_ср(D/t1)²;

_из1=2,610,112(80/31)²=192,6 МПа.

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:_из2= ,

где m=1,57  коэффициент, зависящий от способа монтажа кольца.

Таблица 7.1.

_из2= МПа.

Монтажный зазор в замке поршневого кольца: _к=_к’+D[_к (Т_кТ₀) _ц (Т_цТ₀)],

где _к’=0,08 мм минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя;

_к =1110^6 1/К и _ц=1110^-6 1/К  коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра; Т_ц=450 К, Т_к=550 К и Т₀=293 К.

_к=0,07+3,1480[1110^-6(550293)1110^-6(450293)]=0,356 мм.

7.3. Расчет поршневого пальца

Параметры поршневого пальца принимаем по табл.50 [1,c.206]:

наружный диаметр пальца: d_п=20 мм;

внутренний диаметр пальца: d_в=14 мм;

длина пальца: l_п=66 мм;

длина втулки шатуна: l_ш=30 мм;

расстояние между торцами бобышек: b=32 мм;

материал поршневого пальца: сталь 15Х, Е=210⁵ МПа.

Палец плавающего типа.

Действительное максимальное давление: p_{z max}=p_Zд=4,647 МПа .

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

газовая: P_{z max}=p_{z max}F_п; P_{z max}=4,6470,005024=0,0233 МН.

инерционная: P_j=m_п²R(1+)10^-6, где  =n _м/30=3,142700/30=282,6 рад/с;

P_j=0,5024282,6²0,035(1+0,285)=0,001805 МН.

расчетная: P=P_{z max}+kP_j, где k=0,8  коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.

P=0,02330,80,001805=0,0219 МН.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна: q_ш=P/(d_пl_ш);

q_ш=0,0219/(0,020,03)=36,5 МПа.

Удельное давление пальца на бобышки: q_б=P/[d_п(l_п-b)];

q_б=0,0219/[0,02(0,0660,032)]=32,21 МПа.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца: _из= ,

где =d_в/d_п=14/20=0,7 – отношение внутреннего диаметра кольца к наружному.

_из= МПа.

Касательное напряжение среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

= ;

= МПа.

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

d_{п max}= ;

d_{п max}= 0,0297 мм.

Напряжение овализации на внешней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (рис.7.3. точки 1, =0°):

_{а 0°}= ;

_{а 0°} 115,45 МПа;

в вертикальной плоскости (рис.7.3. точки 3, =90°):

_{а 90°} ;

_{а 90°} 199,78 МПа.

Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (рис.7.3. точки 2, =0°):

_{i 0°} ;

_{i 0°} 291,14 МПа.

в вертикальной плоскости (рис.7.3. точки 4, =90°):

_{i 90°}= ;

_{i 90°} 166,18 МПа.

Расчетная схема поршневого пальца приведена на рис. 7.3.

7.4. Расчет коленчатого вала

На основании данных динамического расчета имеем:

центробежная сила инерции вращающихся масс: K_R=11,258 кН;

вал с симметричными коленами и с противовесами, расположенными на концах вала;

радиус кривошипа: R=35 мм.

С учетом соотношений, приведенных в табл.56 [1,с.247], и анализа существующих двигателей, принимаем следующие основные размеры колена вала:

шатунная шейка:

наружный диаметр: d_ш.ш=48 мм;

длина: l_ш.ш=37 мм;

коренная шейка:

наружный диаметр: d_к.ш=50 мм;

длина: l_к.ш=37 мм;

расчетное сечение АА щеки:

ширина: b=80 мм;

толщина: h=20 мм.

Характеристики

Список файлов реферата