6.6 Расчет стержня шатуна.

Из динамического расчёта имеем:

при φ = 370⁰

при φ = 0⁰

L_ш = 136,8мм

По таблице 55 [4] принимаем (рис.7 р.п.з.):

h_ш = 23мм b_ш = 16мм a_ш = 3,2мм t_ш = 3,4мм

Характеристики прочности материала шатуна - сталь 45Г2.

Площадь и моменты инерции расчётного сечения В-В:

Максимальное напряжение от сжимаемой силы:

в плоскости качания шатуна

где

σ_е = σ_в = 800МПа;

в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

где

Минимальное напряжение от растягивающей силы

Средние напряжения и амплитуды цикла:

где k_σ =1,2 + (σ_в - 400) = 1,2 + (800-400) = 1,272

ε_м = 0,88 – определяется по табл. 48 [4] (максимальный размер сечения стержня шатуна 23мм)

ε_п = 1,3 – определяется по табл. 49 [4] с учётом поверхностного упрочнения стержня шатуна обдувкой дробью.

так как > и >

то запас прочности в сечении В-В определяются по пределу усталости:

6.7 Расчёт шатунного болта.

Принимаем:

• номинальный диаметр болта d = 11 мм;

• шаг резьбы t = 1 мм;

• количество болтов i_σ = 2;

Материал – сталь 40 Х.

По таблице 43 и 44 [4] для легированной стали 40 Х определяем:

пределы прочности σ_в = 980 МПа; текучести σ_Т = 800 МПа;

усталость при растяжении-сжатии σ_-1р = 300 МПа;

коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии α_σ = 0,17

; .

Сила предварительной затяжки

Суммарная сила, растягивающая болт:

где χ = 0,2

Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в болте:

где

среднее напряжение и амплитуды цикла

где k_σ =1 + (α_kσ -1)= 1 + (4-1) = 3,43

α_kσ = 4 - определяется по табл. 47 [4];

g = 0,81 – определяется по рис. 95 [4] при σ_в = 980МПа и α_kσ = 4;

ε_м = 0,99 – определяется по табл. 48 [4] при d =11мм;

ε_п = 0,82 – определяется по табл. 49 [4].

так как <

то запас прочности болта определяется по пределу текучести:

6.8 Расчёт коленчатого вала двигателя.

На основании данных динамического расчёта имеем:

коленчатый вал полноопорный (рис.4 р.п.з.) с симметричными коленами, но с асимметричным расположением противовесов (рис.8 р.п.з.);

сила инерции противовеса, расположенного на продолжении щеки, Р_пр =13,09 кН;

реакция на левой опоре от противовеса ;

центробежная сила инерции вращающихся масс K_R = -15,91 кН;

радиус кривошипа R = 45,5 мм.

С учётом соотношений и анализа существующих двигателей принимаем следующие основные размеры колена вала (рис.8 р.п.з.):

1) коренная шейка – наружный диаметр d_кш = 50 мм, длина L_кш = 28 мм;

2) шатунная шейка – наружный диаметр d_шш = 48 мм, длина L_шш = 28 мм;

3) расчётное сечение А-А щеки: ширина b = 76 мм, толщина h = 18 мм.

Материал вала – чугун ВЧ 40-10.

Рис.8 Расчётные схемы коленчатого вала.

По таблице 46 [4] и соотношениям определяем:

1. условные пределы прочности σ_в = 400 МПа и текучести σ_Т = 300 МПа и

τ_Т = 160 МПа;

2) пределы усталости (выносливости):

при изгибе σ_-1 = 150 МПа;

растяжении-сжатии σ_-1р = 120 МПа;

кручении σ_-1р = 115 МПа;

3) коэффициенты приведения цикла:

при изгибе α_σ = 0,4;

кручении α_τ = 0,6.

Определяем:

при изгибе

при кручении

Удельное давление на поверхности шатунных шеек

где R_ш.ш.ср = 11100 Н и R_ш.ш.max = 18451 Н - соответственно средняя и максимальная нагрузки на шатунную шейку.

- рабочая ширина шатунного вкладыша;

r_гал – радиус галтели принят равным 3мм;

коренных шеек:

где - средняя нагрузка на 3^ю коренную шейку, которая является наибольшей.

- максимальная нагрузка на 2^ю коренную шейку, которая является наибольшей.

- рабочая ширина коренного вкладыша.

Расчёт коренной шейки.

Набегающие моменты, скручивающие коренные шейки, рассчитаны графическим способом (рис. 105 [4] )

Значения М_кр.ц1 взяты из таб. 4 р.п.з. , а М_кр.цi - с учётом порядка работы двигателя

1 – 3 – 4 – 2

Момент сопротивления коренной шейки кручению

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла для наиболее нагруженной 4^й коренной шейки, на которую воздействует крутящий момент, имеющий наибольший размах ΔМ_к.ш.max:

Среднее напряжение и амплитуды напряжений

где k = [1 + (α_kτ -1)] = [1 + (3 - 1)] = 1,1 – коэффициент концентрации напряжений

g = 0,4 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений

α_kτ = 3 – теоретический коэффициент концентрации напряжений, определяется по таблице 47 [4] с учётом наличия в шейке масляного отверстия;

ε_мτ = 0,72 – масштабный коэффициент, определяется по табл. 48 [4] при d_к.ш.= 50 мм;

ε_пτ = 0,82 – коэффициент поверхностной чувствительности,

определяется по табл. 49 [4].

так как > то запас прочности коренной шейки определяется по пределу усталости: