МЕТОДИКА РАСЧЁТА КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА
Цель расчёта - проверка возникающих в коленчатом вале напряжений. Для этого выбирается материал коленчатого вала и допускаемые напряжения. В процессе расчета полученные расчетные напряжения в элементах коленчатого вала сравниваются с допускаемыми. Расчет проводится в двух опасных положениях вала: - в первом, когда расчетное колено находится в положении, соответствующем ВМТ поршня данного цилиндра; - во втором, когда расчётное колено находится в таком положении, Расчетная схема колена (рис. 4.1) вычерчивается в соответствии с рабочим чертежом коленчатого вала или по чертежам поперечного и продольного сечений дизеля.
Рис. 4.1. Расчетная схема колена коленчатого вала
Определение наиболее нагруженного колена в обоих опасных положениях коленчатого вала пояснено в [15]. В первом расчетном положении (рис. 4.2 а) колено вала нагружено силой максимального давления сгорания , МН и максимальным тангенциальным усилием от других цилиндров , МН, где (SТ¢)1 - суммарное значение тангенциальных усилий от других цилиндров, подходящих к расчетному колену, МПа; Fn - площадь поршня, м2. Для выбора наиболее нагруженного расчетного колена необходимо знать порядок вспышек в цилиндрах дизеля [15], тангенциальные усилия Т из динамического расчёта и заполнить таблицы 4.1, 4.2. В первом расчетном положении (см. табл.4.1) просуммировав по вертикали все значения Т, расположенные выше рz данного цилиндра получим значение касательных усилий (SТ¢)1, подходящих к каждому колену от других цилиндров.
Рис. 4.2. Силы, действующие на колено вала в первом (а) и во втором (б) расчетных положениях
Знак подходящего момента от других цилиндров значения не имеет, так как расчетное колено всегда находится в верхнем положении, тангенциальное усилие Т равно нулю и соответствующий момент, создаваемый им, равен нулю. Поэтому расчету подлежит колено, у которого абсолютное значение суммарного подходящего момента SТ¢ будет наибольшим. Выбор колена, нагруженного наибольшим подходящим моментом, поясним на примере. Предположим нужно найти максимальный подходящий момент от других цилиндров в двухтактном шестицилиндровом двигателе с порядком вспышек 1-5-3-6-2-4. Будем искать максимальную сумму тангенциальных усилий SТ¢, подходящую к любому из колен вала, находящихся в ВМТ. В рассматриваемом случае вспышки будут чередоваться через угол заклинки φзакл, равный 120 оПКВ, т.е. φзакл = , оПКВ Во втором расчетном положении (рис.4.2б) колено вала нагружено силами Тf = Tmax×Fп и RF = R×Fп, а также максимальным положительным тангенциальным усилием от других цилиндров (ТF¢)2 = (SТ¢)2×Fп, МН где (SТ¢)2 - суммарное значение тангенциальных усилий от других цилиндров, подходящих к расчетному колену, МПа.
Таблица 4.1. Определение касательных усилий, подходящих к кривошипам в первом расчетном положении
Угол поворота расчётного колена относительно ВМТ соответствует максимальному значению тангенциального усилия Тmax данного колена и определяется из динамического расчета. У дизелей Тmax соответствует углу поворота колена в пределах от 20 до 30 оПКВ за ВМТ . Усилие R определяется по наибольшему значению Ттах для данного угла. Определение (SТ¢)2 (табл. 4.2), для разных кривошипов, производится аналогично табл. 4.1 для расчета вала в первом положении. По горизонтали пишем углы, соответствующие положению первого колена в моменты максимальных значений Тmax в других цилиндрах, т. е. углы, отличные от угла поворота первого колена при Тmax на величину угла заклинки φзакл . Следует отметить, что в отличие от первого расчётного положения в данном случае имеет значение знак (SТ¢)2Так как момент, создаваемый Тmax, положителен, то алгебраическая сумма Тmax + (SТ¢)2 может быть больше Тmax лишь в случае положительного значения (SТ¢)2. Потому следует выбрать колено, к которому подводится наибольшая положительная сумма (SТ¢)2.
Таблица 4.2. Определение касательных усилий, подходящих к кривошипам во втором расчётном положении
Выбор исходных данных
Исходные данные для расчета коленчатого вала сведены в табл. 4.3. Таблица 4.3 Исходные данные для расчета коленчатого вала
Продолжение таблицы 4.3
Примечания: 1. Параметры рz и pi выбираются из расчёта рабочего цикла дизеля, 2. Конструктивные параметры колена а, a1, l, h, b, d, d1 d¢, d¢1 3. Предел прочности материала коленчатого вала при растяжении sв 4. Коэффициент y1 выбирают из табл. 4.4 с учетом радиуса г' галтели
Таблица 4.4 Значениякоэффициента y1
5. Коэффициент y2 выбирают из табл 4.5 в зависимости от отношения ширины щеки b к диаметру рамовой шейки d. Таблица 4.5 Значения коэффициента y2
Если вал составной, то коэффициенты и в расчете не используются и их можно считать равными 0. 6. Коэффициент выбирают из табл. 4.6 в соответствии с тактностью и числом цилиндров дизеля. Таблица 4.6 Значение коэффициента
7. При использовании материала коленчатого вала с = 780 МПа следует принять = 780 МПа. Коэффициент k1, зависящий от , выбирают из табл.4.7 Таблица 4.7. Значение коэффициента k1
Если вал составной, то коэффициент k1 в расчете не используется и его можно взять равным 0. 8. Коэффициенты A и Bдля однорядных дизелей равны 1, а в остальных случаях определяются по графикам рис. 4.3 и 4.4
а - шатуны в одной плоскости; б - шатуны движутся в разных плоскостях. Рис. 4.3. Зависимость коэффициента А от интервала между вспышками Vи0 в цилиндрах, работающих на одну шейку.
Рис. 4.4. Зависимость коэффициента В от угла развала блоков V0 для дизелей с интервалом между вспышками в цилиндрах, работающих на одну шейку V0
9. Коэффициент aв равен 0,9 для валов с азотированием всей поверхности либо подвергнутых другому виду упрочнения и равный 1 для остальных валов. Расчётные уравнения 4.2.1. Радиус кривошипа коленчатого вала , м. 4.2.2. Площадь поршня , м
4.2.3. Сила максимального давления газов на поршень , МН. 4.2.4. Тангенциальная сила , МН. 4.2.5. Радиальная сила при Tmax , МН. 4.2.6. Тангенциальное усилие, подходящее к расчетному колену в первом положении вала , МН. 4.2.7. Тангенциальное усилие, подходящее к расчетному колену во втором положении вала , МН. 4.2.8. Момент сопротивления изгибу рамовой шейки , м3. 4.2.9. Момент сопротивления кручению рамовой шейки (полярный момент) , м3 4.2.10. Момент сопротивления изгибу широкой стороны щеки , м3 4.2.11. Момент сопротивления изгибу узкой стороны щеки , м3 4.2.12. Момент сопротивления изгибу мотылевой шейки , м3. 4.2.13. Полярный момент сопротивления кручению мотылевой шейки , м3. 4.2.14. Полярный момент сопротивления широкой стороны щеки , м3. 4.2.15. Полярный момент сопротивления узкой стороны щеки , м3.
Расчет вала в первом положении
4.2.16. Напряжение изгиба рамовой шейки, вызванное моментом от реакции Рz/2 на плече а , МПа. 4.2.17. Напряжение кручения рамовой шейки, вызванное моментом от , МПа. 4.2.18. Сложное напряжение в рамовой шейке , МПа. 4.2.19. Напряжение изгиба щеки, вызванное моментом от реакции Pz/2 на плече a1 , МПа. 4.2.20. Напряжение изгиба щеки, вызванное моментом от силы на плече r , МПа. 4.2.21. Напряжение сжатия щеки, вызванное силой Pz/2 , МПа. 4.2.22. Суммарное напряжение в щеке , МПа. 4.2.23. Напряжение изгиба мотылёвой шейки, вызванное моментом от силы Pz на плече l , МПа. 4.2.24. Напряжение кручения мотылёвой шейки, вызванное моментом , МПа. 4.2.25. Сложное напряжение в мотылёвой шейке , МПа. ` Расчёт вала во втором положении
4.2.26. Напряжение изгиба рамовой шейки, вызванное моментами
4.2.27. Напряжение кручения рамовой шейки, вызванное моментом от сил TF и на плече r
4.2.28. Сложное напряжение в рамовой шейке
4.2.29. Напряжение изгиба щеки, вызванное моментом от реакции RF/2на плечеa1
4.2.30. Напряжение изгиба щеки, вызванное моментом от силы на плече r
4.2.31. Напряжение изгиба щеки, вызванное моментом от силы ТF и
4.2.32. Напряжение сжатия щеки, вызванное силой RF/2
4.2.33. Суммарное напряжение в щеке
4.2.34. Напряжение кручения щеки, вызванное моментом от усилия на середине широкой стороны щеки
на середине узкой стороны щеки
4.2.35. Наибольшее сложное напряжение на середине широкой стороны щеки
4.2.36. Сложное напряжение на середине узкой стороны щеки
4.2.37. Напряжение изгиба мотылевой шейки, вызванное моментами
4.2.38. Напряжение кручения мотылевой шейки, вызванное моментом, подходящим от других цилиндров, и моментом от силы TF/2 на плече r
4.2.39. Сложное напряжение в мотылевой шейке
Проверка размеров коленчатого вала по Правилам Регистра
4.2.40. Шейки коленчатого вала должны удовлетворять условию
где - коэффициент; D - диаметр цилиндра, м; S - ход поршня, м; 1 - расстояние между серединами рамовых шеек, м; рz - максимальное давление сгорания, МПа; t = 0,85 + pi - для двухтактных дизелей; t = 0,85 + 0,75 pi - для четырёхтактных дизелей (pi - среднее индикаторное давление, МПа); А и В - коэффициенты (см. рис.4.3 и 4.4); - коэффициент (см. табл. 4.6). 4.2.41. Толщина щеки цельнокованого вала должна удовлетворять условию
где b -ширина щеки, м; a1 - расстояние от середины плоскости щеки до середины рамовой шейки, м; k1 — коэффициент (см. табл. 4.7); -коэффициент (см. табл. 4.4); -коэффициент (см. табл. 4.5); r' - радиус галтелей (см. рис. 4.1); — абсолютная величина перекрытия шеек (см. рис. 4.1); b/d - отношение ширины щеки к диаметру рамовой шейки коленчатого вала.
4.2.42. Щёки составных коленчатых валов должны удовлетворять следующим условиям а) толщина щеки в месте посадки рамовой шейки h1 (см. рис. 5.1)
б) радиальная толщина щеки tщ (см. рис. 4.1)
Популярное: Как выбрать специалиста по управлению гостиницей: Понятно, что управление гостиницей невозможно без специальных знаний. Соответственно, важна квалификация... Почему люди поддаются рекламе?: Только не надо искать ответы в качестве или количестве рекламы... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (3372)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |