147311 (Проектирование систем двигателей внутреннего сгорания), страница 4

Таблица 6.

Расчет стержня шатуна.

Стержень шатуна подвергается растяжению силой инерции Р_J поступательно движущихся масс, расположенных выше расчетного сечения, и сжатию силой, равной разности сил давления газов и силы инерции. Стержень шатуна рассчитывают на усталость в сечении В – В, которое условно располагается в центре тяжести шатуна.

Сила растяжения шатуна:

Сила, сжимающая шатун:

где

Напряжения сжатия в расчетном сечении с учетом продольного изгиба:

где F_B-B = 470 мм² – площадь сечения В-В.

Напряжения растяжения в сечении В-В:

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

значит, запас прочности определяем по пределу усталости:

Значения коэффициентов:

(обдувка дробью).

Расчет крышки шатуна.

Сила, нагружающая крышку шатуна:

где т_кр = 0,24 кг – масса крышки шатуна;

т_шп = 0,7425 кг – масса шатуна, приведенная к поршню;

т_шк = 1,9575 ку – масса шатуна, приведенная к кривошипу.

Моменты инерции вкладыша и крышки:

где

Момент сопротивления расчетного сечения:

Напряжения при изгибе крышки и вкладыша:

где F_г – суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении:

Расчет шатунного болта.

Максимальная сила инерции, разрывающая головку и шатунные болты:

Номинальный диаметр болта:

d = 12 мм,

Шаг резьбы: t = 1 мм,

Количество болтов i_б = 2,

Материал болтов – сталь 40ХН,

σ_в – предел прочности (1300 МПа),

σ_т – предел текучести (1150 МПа),

σ_-1р – предел усталости при растяжении-сжатии (380 МПа),

а_σ – коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии (0,2)

Сила предварительной затяжки болта:

Суммарная сила, растягивающая болт:

где - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Максимальные и минимальные напряжения в сечении болта:

где F_ср – площадь опасного сечения болта:

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

Так как , то запас прочности шатунного болта определяется по пределу текучести:

Запас прочности должен быть не менее 2.

4.3. Расчет коленчатого вала на прочность

К оленчатый вал двигателя Д – 244 полноопорный с симметричными коленами и асимметричным расположением противовесов.

Рис. 11. Схема коленчатого вала.

Материал – сталь 40ХНМА;

Коренная шейка:

• внутренний диаметр: d_вн = 0 мм

• наружный диаметр: d_н = 75,25 мм

• длина шейки: l_кш = 32 мм

Шатунная шейка:

• внутренний диаметр: d_вн = 32 мм

• наружный диаметр: d_н = 68 мм

• длина шейки: l_кш = 38 мм

Радиус кривошипа: R = 62,5 мм

Расстояние между серединами коренных шеек: l = 135 мм

Масса противовеса: m_пр = 1,5 кг

Приведенная масса щеки: m_щ = 1,2 кг

Приведенная масса шатунной шейки: m_шш = 0,457 кг

Рис. 12. Расчетная схема кривошипа.

Толщина щеки: n = 25 мм

Длина сечения А-А щеки b = 120 мм

Расчет коренных шеек.

Коренные шейки рассчитываем только на кручение под действием тангенциальных сил. Максимальные и минимальные значения скручивающих моментов определяем с помощью составления таблиц набегающих моментов. Значения тангенциальной силы Т = f(φ), определенные в динамическом расчете заносим в графу 2 таблицы. В соответствии с порядком работы цилиндров, в графы таблицы заносятся значения Т для соответствующих цилиндров. Далее определяются набегающие моменты для 2, 3, 4, 5-ой коренных шеек.

.................

Критерием нагруженности шейки является размах момента .

Значение _∆М_max для каждой шейки приводим в последней строке таблицы набегающих моментов. Определяем таким образом наиболее нагруженную шейку.

Таблица 7

Таблица 8

Наиболее нагруженной является 4-я коренная шейка (_∆М_кш4 = 1972,9 Нм). Для этой шейки определяем минимальные и максимальные касательные напряжения.