Построение графиков сил и моментов

На одной координатной сетке представлены графики: действительная индикаторная диаграмма двигателя и графики сил, действующих в КШМ (рис.2.3.1), график результирующей силы, действующей на шатунную шейку (рис.2.3.2.), график результирующей силы, действующей на шатунную шейку в полярных координатах(рис.2.3.3).

Площадь, ограниченная кривой R_ш.ш=f(α) и осью абсцисс, F=2667 мм².

Максимальное значение R_ш.ш.max=165325 Н.

Минимальное значение R_ш.ш.min=11075 Н.

Среднее значение R_ш.ш.ср=F·μ/l=22797 Н.

Масштаб крутящего момента μ_Мкр=μ·R=96 Н/мм.

График индикаторного крутящего момента, развиваемого одним цилиндром, представлен на рис.2.3.4.

Длина графика суммарного крутящего момента в пределах одного периода l=80 мм.

График суммарного индикаторного крутящего момента представлен на рис.2.3.5.

Среднее значение суммарного индикаторного крутящего момента двигателя ∑М_кр.ср.=(F₁-F₂)·μ/l=2854 Нм.

Эффективный крутящий момент двигателя Ме=∑М_кр.ср.·ηм=1342.

Расхождение между полученным по графику и рассчитанным в тепловом расчете значениями Ме: ∆Ме=|(1342-1301)/1342|·100%=3,05%<5%.

3. Расчет внешней скоростной характеристики двигателя

Максимальная расчетная мощность двигателя N_max=N_е/0,93=308 кВт, и соответствующий ей эффективный удельный расход топлива g_eN=207 г/кВт·ч.

Частота вращения коленчатого вала при N_max: n_N=1,15·n=2400 мин^-1.

Значения коэффициентов для расчета характеристик дизельного двигателя с неразделенной камерой сгорания: с₁=0,5; с₂=1,5; с₃=1,55; с₄=1,55; с₅=1.

Минимальную частоту вращения коленчатого вала принимаем n_min=600 мин^-1.

Значения эффективной мощности и эффективного удельного расхода топлива в зависимости от частоты вращения коленчатого вала рассчитываются, как N_ex=N_max(n_x/n_N)(c₁+c2(n_x/n_N)-((n_x/n_N)²)) и g_ex=g_eN(c₃-c₄(n_x/n_N)+c₅((n_x/n_N)²)) соответственно.

Значения эффективного крутящего момента и часового расхода топлива в зависимости от частоты вращения коленчатого вала рассчитываются, как М_ех=30000·N_ex/(π·n_x) и G_Tx=g_ex·N_ex·10^-3 соответственно.

Интервал изменения частоты вращения коленчатого вала принимаем, равным 200 мин^-1.

Результаты расчетов представлены в табл.3.

Таблица 3.

Результаты расчета внешней скоростной характеристики.

n	Ne	Me	ge	Gт
	62,5			15,8
	91,1			21,6
	122,9			27,4
	154,0			32,6
	183,9			37,5
	217,7			43,3
	246,0			48,5
	269,7			53,1
	291,9			58,7
	308,0			63,8

По данным табл.3. строится внешняя скоростная характеристика двигателя-зависимости N_e, M_e, g_e,, G_т от n, представленная на рис.3.

4. Проектирование и расчет на прочность деталей КШМ двигателя

Поршень

Основные размеры поршневой группы определяются по соотношения, представленным в табл.4.1.

Принимаем материал поршня – алюминиевый сплав.

По данным табл.4.1. разрабатывается эскиз поршневой группы, представляемый в графической части проекта.

Таблица 4.1.

Размеры элементов поршневой группы

Высота поршня	hп, мм
Расстояние от верхней кромки поршня до оси пальца	h1, мм
Толщина поршня	δ,мм
Высота юбки поршня	hю, мм
Диаметр бобышки	dб, мм
Расстояние между торцами бобышек	b, мм
Толщина стенки юбки поршня	δю,мм
Толщина стенки головки поршня	s, мм	11,2
Расстояние до первой поршневой канавки	е, мм
Толщина первой кольцевой перемычки	hn, мм
Радиальная толщина кольца:
компрессионного	t, мм	5,6
маслосъемного	t, мм	5,6
Высота кольца	α, мм
Разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии	А0, мм	19,6
Радиальный зазор кольца в канавке поршня:
компрессионного	Δt, мм	0,9
маслосъемного	Δt, мм	0,9
Внутренний диаметр поршня	di, мм
Число масляных отверстий в поршне	nм', мм
Диаметр масляного канала	dм, мм	1,6
Наружный диаметр пальца	dn, мм
Внутренний диаметр пальца	dв, мм
Длина пальца:
закрепленного	ln, мм
плавающего	ln, мм
Длина втулки шатуна:
закрепленного	lш, мм
плавающего	lш, мм

Днище поршня

Максимальное напряжение изги ба в диаметральном сечении днища поршня σ_из, МПа

σ_из=p_zmax(d₁/2·δ)²=80,8.

Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости, поскольку расчетное напряжение превышает допускаемые 20…25 МПа.

Головка поршня

Головка поршня в сечении х-х, ослабленная отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв.

Для определения напряжения сжатия определяем:

-диаметр поршня по дну канавок d_к, м, d_к=D-2(t+∆t)=0,127;

-площадь продольного диаметрального сечения масляного канала F’, м², F’=((d_к-d_i)/2)d_м=0,0000179;

-площадь сечения х-х головки поршня F_х-х, м², F_х-х=(π/4)(d_к²-d_i²)-n_м’·F’=0,0039;

-максимальную сжимающую силу Р_zmax, МН, Р_zmax=р_zmax·F_n=0,195.

Напряжение сжатия σ_сж, МПа

σ_сж= Р_zmax/ F_х-х=50,1.

Рассчитанное напряжение сжатия не превышает допустимые значения напряжений на сжатие для поршня из алюминиевых сплавов-(30…60) МПа.

Для определения напряжения разрыва в сечении х-х определяем:

-максимальную угловую скорость вращения коленчатого вала при холстом ходе ω_х-х.max, рад/с, ω_х-х.max=π·n_х-х.max/30=242, где максимальная частота вращения холостого хода, мин^-1: n_х-х.max=1,1·n=2310;

-массу головки поршня с кольцами m_х-х, кг, m_х-х=0,5·m_n=2,25.

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс Р_j, МН, определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя: Р_j= m_х-х·R· ω_х-х.max²(1+λ)·10^-6=0,0104.

Напряжение разрыва σ_р, МПа: σ_р= Р_j/F_х-х=2,68.

Юбка поршня

Юбка поршня проверяется на износостойкость по удельному давлению q_ю, МПа, на стенку цилиндра от максимальной боковой силы N_max:

q_ю= N_max/h_ю·D=0,74.

---

Дата добавления: 2015-12-01