Расчет втулки рабочего цилиндра.

Втулка испытывает напряжение от наибольшего давления газов Pz (рис. 6), а т. ж. термические напряжения. Фланец (бурт) втулки испытывает дополнительные напряжения от затяжки крышки цилиндра.

Определяем подготовительные размеры втулки по таблице 4.

Таблица 4. Расчетные размеры втулки.

Характеристики Размеры [м]
Толщина втулки в высшей части, S (0,1)D 0,074
Больший поперечник верхнего опорного бурта, D1 (D Расчет втулки рабочего цилиндра. + 2g) 1,036
Толщина бурта, g (0,2)D 0,148
Высота опорного бурта, е (0,15)D 0,111
Ширина канавки под бурт крышки, b (0,05)D 0,037
Глубина канавки под бурт крышки 0,004
Ширина опорного бурта С (0,03)D 0,0222
Другие размеры: d (0,03)D Df (D + g) D2 (D1 - 2с) 0,0148 0,838 0,9916
Толщина втулки в нижней части (0,3)S 0,0222
D – поперечник цилиндра

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

Толщину стены проверяем на суммарное напряжение от растяжения

= 153,167 МПа

– напряжение от растяжения по направлению радиуса, МПа

– напряжение от термический нагрузки (растяжение наружной стены), МПа

= 31,068 МПа

где:

Рz – наибольшее давление сгорания, Мпа

Д – поперечник цилиндра, м

S - толщина втулки, м

= 122,099 МПа

где:

q – удельная Расчет втулки рабочего цилиндра. термическая нагрузка, Дж/м2с

= 1976033,38

n – частота вращения коленчатого вала, 115 об/с

Pi = 894132,754 Па – среднее индикаторное давление

a = 0,00835 – коэффициент пропорциональности

S – толщина стены втулки.

[σ]=150 Мпа – условие прочности соблюдено.

Фланец втулки проверяем на напряжение извива, растяжения и скалывания, возникающие от силы затяжки шпилек (приложение, рис. 6) Рf в сечении х-х:

= 4,2838 МН

где:

1,25 – коэффициент затяжки шпилек

Pz Расчет втулки рабочего цилиндра. – наибольшее давление сгорания

Df – средний поперечник уплотнительной канавки, м.

Напряжение извива от пары сил Рf a1:

= 154,8758 МПа

где:

а1 = 0.0235 м – определяется из масштаба чертежа

D0 = 0,45 м – из масштаба чертежа

W= = 0.00065 м3

h = 0.0526 м – из масштаба чертежа.

Напряжение растяжения от обычной силы Рн:

= 23,661 МПа

= 17,58 МН – обычная сила

= 0,0743 м2 – площадь сечения х-х

Напряжение скалывания Расчет втулки рабочего цилиндра. от касательной силы Рs:

= 52,581 МПа

где: = 39,06 МН

Суммарное напряжение в сечении x-x:

= 144,2787 МПа

[σ] = 80 МПа – условие прочности соблюдено

Уплотнительную канавку, шириной 18 мм, проверяем на удельное давление:

= 35,5727 МПа

где:

Pf – сила затяжки шпилек, 42,838 МН

D1 – больший поперечник бурта, 1.036м

b – ширина канавки, 0,037 м

[к]=50МПа

Условие прочности соблюдено.

Опорный бурт, шириной 0,0222 м проверяем на смятие:

= 264,552 МПа

[σсм] = 100МПа – условие прочности соблюдено.

В главном Расчет втулки рабочего цилиндра., втулки делаются из чугуна марок СЧ 25.


Расчет шатуна.

Шатун подвергается действию силы от давления газов и силам инерции поступательно передвигающихся частей. Все расчеты шатуна ведем на силу заедания поршня в цилиндре - Ри

Производим проверку стержня шатуна на крепкость от суммарного напряжения в среднем сечении (рис.3) по эмпирической формуле Навьс-Ренкина Расчет втулки рабочего цилиндра., используя принятые соотношения в табл.3

Таблица 3.

Параметр и расчетное соотношение Значение
Длина стержня шатуна, L (3,3)D 2.442
Поперечник стержня шатуна, dст (0,31)D 0.2294
Поперечник внутреннего отверстия стержня, d0 (0,35)dст 0.08029
Среднее сечение двутаврового стержня (рис.3) Высота, Н (0,16)L Расстояние меж полками, h (0,7)Н Толщина, b (0,15)Н Ширина, В (0,75)Н Расчет втулки рабочего цилиндра. 0.39 0.273 0.0585 0.2925
Наружный поперечник головки, d1 (1,8)d 0.666
Длина втулки, l1 0.333
Толщина втулки, δ (0,1)d 0.037
Длина верхней головки, l3 (0.08)d1 0.5661
Другие размеры: S = (0,3)d l2 = (1,6)d 0.111 0.592
D – поперечник цилиндра d – поперечник поршневого пальца

После определения размеров стержня и верхней головки шатуна, проверяем:

а) стержень шатуна на суммарное напряжение сжатия с учетом извива в плоскости качания

= 93,67 Мпа

где Расчет втулки рабочего цилиндра.:

fср – средняя площадь поперечного сечения стержня шатуна по середине сечения=0,008 м2

= 1,206

L – длина шатуна

i = 0,18Н = 0,07 м

С – коэффициент, характеризующий упругие характеристики материала шатуна = 0,00017

[σ]=120МПа

[σ]≥ σ – условие прочности соблюдено

Рассчитываем верхнюю головку шатуна на растяжение в сечении x-x на силу заедания поршня Рв (рис. 3):

= 6,84 МПа

Где:

= 85973,2 Н

рв = 2МПа – удельное давление от силы Расчет втулки рабочего цилиндра. заедания

= 0,063 м3 – площадь поперечного сечения головки в горизонтальной плоскости

[σр]=40МПа

Условие прочности соблюдено.

Определяем размеры нижней головки шатуна по таблице 3.

Таблица 3. Конструктивные соотношения неотъемной нижней головки шатуна.

Параметр Значение
Расстояние меж шатунными болтами lш (1.25)d и ширина нижней головки l1 (1.6)d 0.4686 0.599
Толщина компрессионной прокладки δ 0.01
Толщина вкладыша (0.1)d 0.037
Продольный разбег 0.004
Поперечник шатунных болтов dш Расчет втулки рабочего цилиндра. (0,16)d 0.0599

d = 0,37 м – поперечник кривошипной шеи

h4 – толщина крышки мотылевого подшипника, определяется из расчета

l2 – длина нижней головки.

Определяем толщину небезопасного сечения h4 из уравнения прочности (рис.4), от силы заедания поршня:

= 12,8 МПа

= 12874 Н*м – изгибающим момент в небезопасном сечении

= 0.0001 м3 – момент сопротивления небезопасного сечения

= 0,0323 м

[σиз]=65МПа – условие прочности соблюдено.

Расчет шатунных болтов Расчет втулки рабочего цилиндра. производим на растяжение от силы заедания поршня – Рв с учетом подготовительной затяжки болтов, которая составляет 1,35Рв:

= 82,37 МПа

[σр]=90МПа – условие прочности соблюдено.

i – число шатунных болтов = 2

Заключение.

Результаты термического расчета демонстрируют, что все отысканные значения не превосходят обозначенных в справочной литературе. Погрешности значений менее 2%.

Результаты прочностного расчета проявили, что все Расчет втулки рабочего цилиндра. удельные давления и напряжения не превосходят допускаемых значений.


raschetnoe-zadanie-k-teme-3.html
raschetnoe-zadanie-variant-22-zaklyuchenie-spisok-ispolzovannoj-literaturi-vvedenie.html
raschettolshinistenkiikrishkigidrocilindra.html