Шестерня Z2 – подвижная по промежуточному валу и может выходить из зацепления с Z1. Прямая передача может включаться с помощью кулачковой муфты при разъединении шестерен Z1 и Z2.
Передаточное отношение коробки перемены передач вычисляется по выражению:
ip = i1*i2.
Передаточное отношение первой зубчатой пары
i1 =Z2 / Z1,
а второй i2 =Z4 / Z3, т.е. ip = (Z2 / Z1) * (Z4 / Z3).
ip =(60/20)*(100/25)=12
Передаточное отношение конических шестерен главной передачи:
iк =Z6 / Z5. iк =80/20=4
Общее передаточное отношение
iобщ =iр * iк .
iобщ =12*4=48
Частота вращения выходного вала коробки передач
Пвых = Пg / ip; а ведомого вала Пведом = Пвых / iк.
Пвых =2500/12=208,33 об/мин Пведом =208,33/4=52,08 об/мин
Крутящий момент на ведомом валу:
Мкр=Мведом=Мg*iобщ.
Мкр=0*48=0
Мкр=-0,00019*48=-0,00912
Мкр=-0,00019*48=-0,00912
Мкр=0,00012*48=0,00576
Мкр=0,00024*48=0,01152
Мкр=0,00015*48=0,0072
Мкр=0*48=0
Мкр=-0,00017*48=-0,00816
Мкр=-0,0003*48=-0,0144
Мкр=-0,0002*48=-0,0096
Мкр=0*48=0
Мкр=0,00005*48=0,0024
Мкр=0*48=0
Мкр=-0,00104*48=-0,04992
Мкр=-0,00113*48=-0,05424
Мкр=-0,00103*48=-0,04944
Мкр=-0,00071*48=-0,03408
Мкр=-0,00039*48=-0,01872
Мкр=0*48=0
Мкр=0,00036*48=0,01728
Мкр=0,00052*48=0,02496
Мкр=0,0003*48=0,0144
Мкр=-0,00019*48=-0,00912
Мкр=-0,00019*48=-0,00912
Мкр=0*48=0
9. Прочностной расчет узлов и деталей двигателя
9.1 Поршень
Поршень рассчитывается на сжатие от силы давления газов Рг по наименьшему сечению, расположенному выше поршневого пальца, на удельное давление тронка, на прочность днища, а поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление (рис. 7).
Напряжение сжатия определяется из выражения:
sсж = Рг/Fmin£[sсж] Н/мм2,
где Fmin – наименьшее сечение поршня над пальцем (в большинстве конструкций проходит по канавке последнего кольца), мм2.
Fmin= (π*Д2 / 4)- (π*Д12 / 4)= π / 4*( Д2- Д12)
Д1=Д-(0,05…0,07)*Д=Д*(1-0,06)=82*0,94=77,08 мм
Fmin=3,14/4*(822-77,082)=614,4 мм2
т.к. Рг = Ргmax * (π*Д2 / 4);
Pг=5*(3,14*822/4)=26391,7 Н.
sсж =263917/614,4=42,96 Н/мм2 £[sсж]
Допустимое напряжение для поршней из алюминиевых сплавов [sсж] = 50,0 … 70,0 Н/мм2, и для стальных [sсж] = 100 Н/мм2.
Расчет тронка поршня на удельное давление и определение длины направляющей части производится по формуле
Lp = Pн. max / Д*к,
где Pн. max = (0,07…0,11) Pг; [к] = 2…7 кг/см2.
Lp =0,09*26391,7/(8,2*5)=57,933
Днище поршня рассчитывается на изгиб. При плоском днище условие прочности (максимально-допустимое напряжение изгиба) имеет вид
sи = Pг. max / 4d2£[sи],
где d - толщина днища поршня, мм.
Допустимое напряжение на изгиб днищ для алюминиевого поршня
[sи] = 70 н/мм2, а для стальных - [sи] = 100 н/мм2.
При проектировании пользуются эмпирическими зависимостями, установленными практикой.
Толщина днища алюминиевых поршней d = (0,1 … 0,12) Д и стальных (0,06 … 0,1) Д.
Для алюминиевых: sи = 26391,7/ 4*(0,12*82)2 =68,14£[sи]
Для стальных: sи = 26391,7 / 4*(0,1*82)2=98,125 £[sи]
Толщина стенки поршня за кольцами принимается равной (0,05 … 0,07) Д;
Общая длина поршня L = (1,2 … 1,8)S,
Где S – ход поршня, S = 2R, [мм]S=2*75=150 мм
Расстояние от нижней кромки поршня до оси пальца
С = (0,7 … 1,2) Д. С=0,9*82=73,8
Поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление.
Рmax= (Pг. max /dп )* lп, н/мм2
Где dп – наружный диаметр поршнего пальца, мм, dп / Д = 0,4.
dп=0,4*Д=0,4*82=32,8 мм
lп – длина гнезд пальца, мм, lп = 2 dп .
lп=2*32,8=65,6 мм
Рmax=(5/32,8)*65,6=10 н/мм2
Допускаемые удельные давления составляют [р] = 20 … 40, н/мм2
9.2 Поршневой палец
Поршневой палец проверяется по наибольшему давлению сгорания Рг. max = Р4 на изгиб и на срез.
Палец рассматривается как балка с равномерно распределенной нагрузкой и концами, лежащими на опорах.
Изгибающий момент относительно опасного сечения I –I:
Ми = Pг/2 (L/2 - а/4), Н*мм,
Где L – расстояние между опорами, мм,
L = Д – dп=82-32,8=49,2 мм
а – длина подшипников верхней опоры шатуна, мм,
а = dп=32,8мм
Следовательно:
Ми = 26391,7/2(49,2/2 – 32,8/4)=216406,2 Н*мм
Напряжение изгиба
sи = Ми / Wи , н/мм2 ; £[sи],
где Wи – момент сопротивления изгибу
Wи = 0,1 * ((d4п – d4в) / d п), мм3,
Где dв – внутренний диаметр поршневого пальца, мм; dв = 0,5*dпdв=0,5*32,8=16,4 мм
Wи =0,1*((32,84-16,44)/32,8)=3308,208 мм3
sи =216406,2/3308,208=65,415 н/мм2 ; £[sи],
[sи] = 120 н/мм2 для углеродистой стали.
Срезывающие напряжения пальца sср = Pг / 2F < [sср]
F – поперечное сечение пальца, мм2,
F = (π/4) * (d2п – d2в)=(3,14/4)*(32,82-16,42)=633,4 мм2
sср =216406,2/(2*633,4)=170,83 Н/мм2< [sср]
[sср] = 500…600 Н/см2.
Литература
1. Е.Росляков, И.Кравчук, В.Гладкевич, А.Дружинин. «Энергосиловое оборудование систем жизнеобеспечения». Учебник – СПб: Политехника, 2004. – 350 с.: ил.
2. «Многоцелевые гусеничные и колесные машины.» Под ред. Акад., докт. техн. наук,проф. Г.И.Гладкова – М: Транспорт, 2001. – 214 с.
3. Скойбеда А.Т. и др. «Детали машин и основы конструирования.» Учебник М:, Высшая школа, 2000. – 584 с.