Глава 6 шатунная группа

1. КОНСТРУКТИВНЫЙ ОБЗОР

В состав шатунной группы входят шатун со съемной крышкой кривошипной головки, шатунные вкладыши, шатунные болты с эле­ментами их фиксации.

Условия работы шатуна — интенсивные знакопеременные на­грузки от газовых и инерционных сил и повышенные температуры. Материал и конструкция шатуна должны обеспечивать высокую его

Рис. 6.1. Конструкция одинарного шатува:

] — верхняя (поршневая) голове», 2 — бронзовая втулка, 3 — стержевь, 4 — шатун- выб болт, 5 — внхняя (крнвошипвая) головка, 6 — sepxmd вкладыш, 7 — иижннй вкладыш, 8 — успки, фиксирующие вкладыша от проворачивания н осевого смещения

123

усталостную прочность и максимальную жесткость при малой кон­структивной массе.

Шатуны состоят из трех конструктивных элементов (рис. 6.1): поршневой (верхней) головки, стержня и кривошипной головки со съемной крышкой.

Для изготовления шатунов двигателей с искровым зажиганием применяются стали 45, 45Г2, 40Г, 40Х, 40ХН, 40Р; для дизелей — легированные стали с высоким пределом прочности 18Х2Н4МА, 18Х2Н4ВА, 40Х2Н2МА, 40ХНЗА, 40Х2МА. Заготовки шатунов получают ковкой в штампах и подвергают механической и тер­мической обработке. Для повышения усталостной прочности шату­ны подвергаются Дробеструйной обработке и иногда полируются.

В двигателях с искровым зажиганием в ряде случаев возможно использование шатунов, отливаемых из ковкого перлитного чугуна КЧ или высокопрочного чугуна с шаровидным графитом (ВЧ45). Последний по своим механическим свойствам приближается к ста­лям, имеет более низкую чувствительность к концентраторам на­пряжений и обладает повышенным внутренним трением, что спо­собствует демпфированию вибраций. В качестве материала для литых шатунов перспективны литейные титановые сплавы ВТ с вы­сокими характеристиками прочности (ст.= 1000 МПа, £=1,14-10⁵... ...1,18* 10⁵ МПа).

В зависимости от компоновки двигателя шатуны могут выпол­няться одинарными и сочлененными (рис. 6.2). Наибольшее расп-

Рис. 6.2- Конструкция сочлененных шатунов: а — цеатральвого сочленения, 6 — с прицепным шатувом; 1 — внльитый пи» туи, 2 — внутренний шатун, 3 - главный шатун, 4 — палец ссчлаидвя преден- аого шатуна с главным, 5 — приветов шатун

124

ространение получили одинарные шатуны, устанавливаемые как в рядных, так и в V-образных конструкциях (см. рис. 6.1). В V- образных двигателях на одной шатунной шейке последовательно располагаются кривошипные головки шатунов двух противолежа­щих цилиндров. При этом оси левых и правых цилиндров смещены друг относительно друга в продольной плоскости. В двигателях с цилиндрами, лежащими в одной поперечной плоскости, устанав­ливают шатуны центрального сочленения (вильчатый и внутренний шатуны, рис. 6.2, а); главный шатун с кривошипной головкой, опира­ющейся на шатунную шейку, и несоосно сочлененный с ней прицеп­ной шатун (рис. 6.2, б). В последнем случае кинематические параме­тры движения элементов КШМ противолежащих цилиндров раз­личны.

Конструкция поршневой головки шатуна определяется размера­ми поршневого пальца и способом его сочленения с шатуном (рис. 6.3). При плавающем пальце в неразрезную поршневую головку шатуна запрессовывают бронзовую втулку. В случае установки защемленных пальцев фиксация их в головке осуществляется либо за счет гарантированного температурного натяга при сборке (20...40 мкм) в неразрезной головке, либо за счет стягиваемой резь­бовым соединением разрезной головки шатуна (рнс. 6.3, ж). Верхняя часть поршневой головки, как правило, имеет прилив металла 1 для подгонки шатунов по массе и по расположению центра масс (рчс.

3. а). Для подачи смазки на поверхность поршневого пальца

д) Масло

Рис. 6.3. Поршневые головки шатунов: а,6.« — двигатели с прЕкудвпльвш зажиганием, г,д,е — димлн, ж — фнхсацм

ца в поршневой головке

125

в верхней, менее нагруженной части поршневой головки выполняют отверстия — накопители масла. В автотракторных двигателях сила давления газов P_t может значительно превышать силы инерции P_f. При одинаковой площади опорной поверхности толщина масля­ного слоя между пальцем и нижней поверхностью втулки будет меньше о силу больших величин удельного давления, чем в верхней. Выравниванию толщины масляного слоя способствует уменьшение опорной поверхности верхней половины втулки за счет фрезерова­ния углубления в ее средней части (рис. 6.3, в). В дизелях, где разница между силами Pj и Р_г еще более ощутима, верхние головки шатунов выполняют с наклонными торцевыми плоскостями (рис.

3. г) с таким расчетом, чтобы максимальные величины удельных даълсшш пальца на верхнюю и нижнюю половины втулки были одинаковыми. В форсированных дизелях осуществляют смазку по­ршневого пальца под давлением (рис. 6.3, д, е). Двигатели, работа­ющие со струйным охлаждением днища поршня, имеют на поршне­вой голоь&е распылитель (рис. 6.3, е).

Наиболее опасным сечением является место перехода (точки А) поршневой головки шатуна в стержень. Упрочнение поршневой го­ловни осуществляется следующими конструктивными мероприяти­ями (рис. 6.4):

• увеличением радиуса перехода р от стержня шатуна к головке (рис. 6.4, а) и уменьшением сужения стержня у головки до полного его устранения (рис. 6.4, в);

« созданием приливов металла в зоне перехода (рис. 6.4, 6);

• выполнением третьей полки вдоль продольной оси стержня (рис. 6.4, в);

+ расположением оси отверстия под палец эксцентрично от­носительно оси головки (рис. 6.4, я);

ф приданием арочной формы стержню шатуна (рис. 6.4, а), что значительно снижает концентрацию напряжений в зоне, под поршне­вой головкой;

ф расположением полок шатуна в плоскости качания, что устра-

г)

Рас. 6.4. Конструктивные примеры уирочаеияя поршневой головки: в — увеличением радиус* иередоде от сгержн» шатуна к головке, 6 — сишшвсм прили­вов металла в зоне исрсло/>* е • — ум'^миенигм сужения стержни у головки до полного СТО усцлшсялМ, £ - ^мС1ЮЛОЛ№щ]ъМ ПОЛОС шатуна Ь ПЛОСКОСТИ КДЧАНВА

гл

няет консольность поршневой головки в направлении продольной оси пальца (рис. 6.4, г).

Тонкостенную бронзовую втулку, устанавливаемую в верхнюю головку при плавающем пальце, изготовляют сворачиванием из листовой бронзы с последующей механической обработкой до тол­щины стенок втулки 0,8...2,5 мм. Материалом для втулок служат алюминиево-железистая бронза АЖ9-4 (10% алюминия, 4% желе­за), оловяннсто-цинковая бронза Бр.ОЦС 4-4-2,5 (5% олова, 5%цинка, 3,5% свинца) и оловянисто-фосфорнстая бронза Бр.ОФб,5-0,15 (7% олова, 0,25% фосфора).

Зазор между пальцем и бронзовой втулкой в зависимости от диаметра пальца назначают в пределах А=(0,0004...0,001) <4-

Стержень шатуна имеет, как правило, двутавровое сечение (см. рис. 6.1, 6.4), симметричное относительно продольной оси криво­шипной головки. Смещение стержня шатуна относительно продоль­ной оси симметрии кривошипной головки при неполноопорных коленчатых валах позволяет уменьшить расстояние между осями цилиндров и длину двигателя, но при этом наблюдается нерав­номерный износ шатунных шеек и вкладышей по длине.

К кривошипной головке шатуна предъявляются следующие тре­бования:

• высокая жесткость, обеспечивающая надежную работу тонко­стенных вкладышей и шатунных болтов;

• минимальные габаритные размеры и масса;

• плавность форм в местах изменения сечений и переходов;

• возможность прохождения головки через цилиндр при мон­таже (непременное условие для двигателей с блок-картерами).

Кривошипные головки шатунов автотракторных двигателей вы­полняют разъемными. Наибольшее распространение получил пря­мой (нормальный) разъем, плоскость которого перпендикулярна оси шатуна (см. рис. 6.1). При развитых шатунных шейках с диамет­рами <4п=(0,7...0,8) D выполняют косой разъем, плоскость которо­го располагается под углом <р = 30, 45 или 60° к продольной оси стержня шатуна (рис. 6.5). При косом разъеме сила инерции Р„, действующая на шатунные болты, уменьшается, а возникающие при этом боковые усилия воспринимаются специальными фик­сирующими устройствами в виде треугольных шлиц или буртиков (рис. 6.5, а, б). Шлицевые поверхности по сравнению с гладкими уменьшают жесткость соединения, технология их изготовления сложная и в ряде конструкций шатунов с косым разъемом применя­ют плоские стыковочные поверхности с фиксирующими штифтами (рис. 6.5, в). При косом разъеме крышки крепят к шатуну в основ­ном болтами, ввернутыми в тело верхней половины головки.

Для уменьшения концентрации напряжений переходы к опор­ным плоскостям головок шпилек, болтов, гаек выполняют боль-* шим радиусом, чем г (см. рис. 6.1, Б) или с поднутрением по ра-

127

Рис. 6.5. Кривошипная головка шатуна с косым разъемом в виде треугольных шлиц (а), буртиков (б) и плоских стыковочных поверхностей с фиксирующи­ми штифтами (в)

диусу г, (см. рис. 6.1, В). Для уменьшения габаритных размеро массы кривошипной головки шатунные болты и шпильки стремя располагать как можно ближе к оси шейки. В некоторых констр цыях в теле вкладыша предусматривается выработка для прохоя ния шатунного болта.

Шатунные подшипники скольжения изготовляют в виде разъ ных тонкостенных вкладышей, которые, будучи установленяь в кривошипную головку, образуют ее подшипник. У одной кромок вкладыша отгибают фиксирующий выступ, входящий в с циальную пазовую канавку в кривошипной головке шатуна. ' предохраняет вкладыши от проворачивания и осевого аеремеще (см. рис. 6.1). Подшипники работают в условиях высоких знаке ременных механических нагрузок и повышенных температур.

Конструктивно вкладыши выполняют биметаллическими (ста ная основа и антифрикционный слой) и триметаллическими (ста ная основа, промежуточный полудочный слой и антифрнкциона слой). Общая толщина вкладышей составляет 5 = 1,3...2 мм , двигателей с искровым зажиганием, при этом толщина антифрик онного слоя 0,2...0,4 мм; для дизелей <5—2,5...3 мм (толщина аи фрикционного слоя не более 0,3...0,7 мм). Антифрикционный а подвержен усталостным разрушениям, коррозионно-механическс и абразивному изнашиванию. В современных автотракторных д гателях в качестве антифрикционных материалов применяют св цово-оловяннстые, алюминиевые высокооловянисгые сплавы и с нцовисгую бронзу. Сплав СОС-6-6 (по 5...6% олова и суры

88. .90% свинца) используют в ДсИЗ. При повышенных нагруз; на подшипники применяют алюминиевый высокооловянист сплав АО 20-1 (20% — олова, по 1% меди и никеля, 78% алкм ния). Вкладыши подшипников дизелей, работающих с особо вы

кнми нагрузками (например, КамАЗ), выполняют с автифрикцио! ыым слоем из свинцовистой бронзы Бр.С-30 (30% свинца, 701 меди). Свинцовистая бронза сравнительно плохо прирабатываете и подвержена коррозии («выпотевание» свинца) из-за кислотны соединений, накапливающихся в масле. В связи с этим в моторис масло вводят специальные присадки, предохраняющие вкладыш от разрушения. Для улучшения прирабатываемости вкладышей п< верхность антифрикционного слоя покрывают тонкой пленкой (эл< ктролитическое осаждение) сплава свинца с оловом или свини с кадмием. Толщина сокрытия 0,015...0,04 мм. В дизелях, работам щнх с высокими газовыми нагрузками и менее значительным инерционными, верхний вкладыш может быть выполнен с прымен< нием сплава АО 20-1 (или АО 6-1), а нижний — из сплава АСР (например, двигатели ВТЗ). Алюминиевый сплав ACM (0,7% мал ния, 6% сурьмы, 93,3% алюминия) применяют в основном дл вкладышей коренных подшипников тракторных дизелей с толщ! ной антифрикционного слоя 0,5...0,7 мм.

Вкладыши коренных подшипников отличаются от шатунны только большей толщиной стальной основы. Для большинсте двигателей вкладыши коренных подшипников выполняют с S- =2,4...3 мм (автомобильные двигатели) и 5=4...5 мм (тракторвь двигатели). Диаметральные зазоры, отнесенные к диаметрам uieei A/rf= 0,0005...0,0007 в случае применения высок ооловянистых сот bob; Ajd= 0,0007...0,001 для свинцовистой бронзы. При использош нии сплава ACM относительные зазоры в коренных подшипника Дцд/^ш = 0,012...0,0015; A_ieB/dU = 0,001...0,0012.

Осевой зазор, которому соответствует возможное перемещени шатуна эдоль шатунной шейки, не должен превышать 0,2...0,3 mi (см.рнс. 6.1).

Шатунные болты подвергаются нагрузкам от силы предвари тельной затяжки и сил инерции. Усталостную прочность болте . повышают за счет следующих конструктивных мероприятий, устр;

няющих или сводящих к минимуму их повторно-переменный изги( 1 имеющий место при деформации головки в зоне стыка:

• увеличения жесткости кривошипной головки;

• выполнения переходов от утоненной части болта к резьб< центрирующим пояскам и головке (рис. 6.6, б, в) возможно бол! шим радиусом г=(0Д5...0,5) dfe или двумя радиусами (г, >/•));

% уменьшения опорных поверхностей головок болтов (см. pui 6.6, б);

• использования самоустанавл иваю щихся (сферических) aoaef хностей контакта головки болта и его посадочного места в шатун _;(см. рис. 6.6, в);

0. выполнения резьбы с мелким шагом и увеличения радиус закругления во впадине резьбы.

От напряжения кручения, возникающего при затяжке, болт ра: гружается путем обратного поворота гайки на небольшой угол.

5-548

Рис. 6.6. Конструкции шатунных болтов с головкой не­симметричной формы с вертикальным срезом (а), с уме* ньшеннымси опорными поверхностями головок (б), со сферическими поверхностями контакта головки болта и его посадочного места в шатуне (в), с установочным элементом (г)

Шатунные болты кривошипных головок с нормальной плоско­стью разъема, как правило, являются одновременно установочны­ми, фиксирующими положение крышки относительно шатуна (рис.

6. г).

Болты выполняются из хромистых и хромоникельмолибдено- вых сталей ЗОХ, 35Х, 4QX, 45Х, 40ХНМА штамповкой на хллод- аовысадочных автоматах с последующей накаткой резьбы и тер­мической обработкой (закалка и высокий отпуск). Чтобы предотв­ратить проворачивание болтов, ох головки выполняют несиммет­ричной формы с вертикальным срезом (см. рис. 6.6, а; 6.1), а в теле шатуна фрезеруют площадки или углубления с вертикальным усту­пом (см. рис. 6.1). В ряде случаев в головке болта предусматривают фиксирующие выступы (рис. 6.6, г). Гайки шатунных болтов само- контрящиеся (обжатые по граням) и выполняются из тех же сталей, что и болты, или из углеродистых сталей.

6.2. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ШАТУНА НА ПРОЧНОСТЬ

Элементы шатунной группы работают в условиях переменных нагрузок, изменяющихся по величине в широких пределах в зависи­мости от режима работы двигателя.

Действующие в элементах шатуна напряжения достигают высо­ких значений, особенно при форсировании двигателей, при этом абсолютные значения максимальных напряжений могут прибли­жаться к пределу выносливости.

130

Расчет шатунной группы сводится к определению напряжений, деформаций и запасов прочности в ее элементах.

Поршневая головка нагружается:

• силой инерции Рр поршневого комплекта, разрывающей голов­ку, максимальной при положении поршня в ВМТ в начале такта впуска;

• силой давления газов P_z, сжимающей головку, максимальной в ВМТ на такте расширения.

Напряженное состояние поршневой головки оценивают на режи­ме номинальной мощности при учете совместного действия сил Р^ и P_t.

Помимо нагружения разрывающими и сжимающими силами в поршневой головке шатуна возникают напряжения от давления р в результате запрессовки в нее с натягом бронзовой втулки или защемленного пальца.

Разрывающую и сжимающую силы (МН) определяют по фор­мулам:

Р_Р*Рр=-т_аг<о² (1+Д) 1(Г⁶, (6.1)

Рс=рЛ-т_аг<о² (1 + Л) 10"⁶. (6.2)

При расчете давления р при плавающем пальце определяют суммарный натяг в сопряжении Д + Д„ где Д — натяг от запрессов­ки бровзовой втулки; A,=dAt (а, —Ощ) — температурный натяг; Д/= Ю0...120°С — разность температур поршневой головки на рас­четном режиме и при «холодном» двигателе; а, и Хш — коэффициен­ты линейного расширения соответственно материала втулки и ша­туна. Суммарный натяг (Д + Д₍) может достигать значительной ве­личины (0,12...0,14 мм). Возникающее при этом удельное давление между втулкой и поршневой головкой (МПа) равно:

• для плавающего пальца (см. рис. 6.3)

(Д+Д<) _{(6 3)}

L Е_ш В, J

• для защемленного пальца (см. рис. 6.3}

АА ₍₆₄,

К

В выражениях (6.3) и (6.4) Е_ш и Е_ъ — модули упругости матери­ала соответственно шатуна и втулки, МПа; fi = 0,3 — коэффициент

Пуассона.

Напряжения, возникающие от давления р на внешней а _в и внут­ренней а I поверхностях, определяются по формулам Ламе (МПа):

ш

• для плавающего пальца

(6.5)

• для защемленного пальца

1Л^г , £>*+<*^г

о_а=р с j—р ^:. (6.6)

^ D^l-d² О^г-<Р

Г 9 Г t

Напряжения растяжения и сжатия в поршневой голов- ке шатуна от сил Р_р и Р_с определяют на основании уравнений бруса малой кривизны, полученных при следующих допущениях:

• сала Р_р равномерно распределена по верхней полуокружности

• сила Р_с распределена по нижней полуокружности радиуса Гер с интенсивностью = cos а/тег_ф (рис. 6.7, в);

• в местах перехода головки шатуна в стержень (точка А) предполагается заделка (рис. 6.7, а);

• головка условно рассекается по вертикальной оси симметрии, правая часть отбрасывается, а ее действие на оставшуюся часть заменяется изгибающим моментом М₀ и нормальной силой jV₀. Величины изгибающих моментов М и нормальных сил N находятся для сечения II—II (см. рис. 6.7, а) в зависимости от угла <р. После определения М и N для данного сечения головки шатуна подсчиты- вают напряжения от силы Р_р (МПа):

но наружном волокне

Рис. 6.7. Распределение нагрузок в поршневой головке ■ эпюры напряжений на внешней я внутренней поверхностях: а — стам распределения вагруэки прв растяжении, 6 — эпюры вапряжевий прв расте­нии, « — схема распределена» натрут орв скатив, г — хиоры напряжений орв сжатии

(6.7)

г

132

на внутреннем волокне

2М

; Н

Ь{Ъг_ср-А)

,^+нг]г

(6.8)

где а — длина поршневой головки (см. рис. 6.1); h=(D_r—d)j2 — толщина стенки головки. Коэффициент А^=0,8...0,85 учитывает, что часть действующих усилий воспринимается не материалом головки шатуна, а запрессованной в нее втулкой.

Максимальные напряжения на внешнем волокне возникают в местах заделки при <р=<р₃ (рис. 6.7, б).

Для облегчения расчетов значения М и N находят из вспомога- тельной диаграммы (рис. 6.8): M=P_vr_0ff_y (<р₃), N—PJj (<Р*)-

Напряжения от силы Р_с находят по тем же выражениям (6.7) и (6.8). При этом Л/ = Р_сГср/з N~PJ₄ (<pj.

Напряжения в расчетном сечении головки от действия силы Р_с из- меняются по асимметричному циклу. Максимальное и минималь- ное напряжения цикла а_тм=а‘_а+а_а^

о_Вш=а_а—\а_ас\. Запас прочности опреде- ляют на основании выражения

2а ,

*= , . (6.9)

+«* {o_aj-\a_ae\+2ff'J

Запасы прочности поршневых голо- вок лежат в пределах 2,5...5,0.

Расчет поршневой головки на преде- льную диаметральную деформацию, не нарушающую нормальной работы узла, заключается в определении уменьшения поперечного диаметра (м) головки под действием силы P_v:

10^/

(6.10)

где <4р — средний диаметр головки; /=аЛ³/12 — момент инерции площади сечения головки. Отношение

(Д^О <0,001...0,007.

Напряженное состояние стержня ша- туна оценивают по абсолютным значе- ниям напряжений и по запасам прочно- сти.

В сложившейся практике расчета дви- гателей автотракторного типа принято

Рве. 6.8. Вспомогательная диаграмма для определения изгибающего момента М и но­рмальной силы N в зависимо­сти от угла заделки

133

определять условное суммарное напряжение, одновременно учиты­вающее сжатие и продольный изгиб для среднего сечеыия стержня шатуна (см. рис. 6.1).

Сида (МН), сжимающая стержень шатуна

Pc=PzF„~(m„+m_incp) го>² (I +Х) 10" ^б, (6.11)

где /и_Шф — часть массы шатуна, расположенная выше сечения Н^. Принимается, что /л„-|-т_шч,«ту.

Разрывающая сила (МН)

Р_р=-т,га² (1 + Л) 1<Г^б. (6.12)

Разрывающая сила максимальна при положении поршня в ВМТ на такте начала впуска.

Напряжение в стержне шатуна при изгибе (МПа) в плоскости качания gj = KjPcjfcp и в плоскости, перпендикулярной плоскости ка­чания, а₂ = К_у PJfcp- Коэффициенты « К_у * 1,10... 1,15 и соответст­

венно напряжения, условно учитывающие продольный изгиб стерж­ня шатуна, составляют не более 10... 15% суммарных напряжений. Напряжение растяжения (МПа) шатуна для среднего сечения

<7р ⁼ PplJfcp-

Значения сг, и <т_г достигают 160...250 МПа. Запасы прочности стержня шатуна лежат в пределах 2.. .2,5 для автомобильных двига­телей и 2,5...3,0 для тракторных.

Раенопрочность стержня шатуна обеспечивается при выполнении равенства Запас прочности п_Г/шЛк определяют для ми­

нимального сечения стержня шатуна Н^_а (см. рис. 6.1). Напряжения (МПа) <J_c = PcJ/nm> вр = Pplfaw- Силы Р_е и Р_р подсчитываются для лозвратно-поступателыю движущихся масс, расположенных над се­чением Н_ш.

Крышка шатуна нагружается силами инерции поступательно движущихся и вращающихся масс (без учета массы крышки шату­на). Сила Р_р, МН, деформирующая крышку, определяется на режи­ме Пщшн'

Рр— (1 +Я) + (ш_Ш1-т₁р) Ю“^б, (6.13)

где тжр — масса крышки. Максимального значения сила Р_р достига­ет в ВМТ в начале такта впуска.

При расчете крышки предполагаются следующие допущения:

• головка и подшипниковые вкладыши деформируются совме­стно; при этом изгибающие моменты между вкладышем и крышкой распределяются пропорционально моментам инерции их попереч­ных сечений;

• стык полагается абсолютно недеформируемым, в связи с чем верхняя часть кривошипной головки рассматривается как одно це­лое с крышкой;

• в месте перехода головки в стержень предполагается заделка.

134

За расчетное сечение крышки принимают ее среднее сечение, а за радиус кривизны расчетной балки — половину расстояния между осями болтов С/2. Конечная расчетная приближенная формула имеет следующий вид:

где и J_b •.— моменты инерции сечений крышки и вкладыша; РщрН F, — площади поперечных сечений крышки и вкладыша; W — момент сопротивления изгибу в расчетном сечении /—I крышки.

Напряжения а находятся в пределах 100.., 150 МПа.

Оценку напряженного состояния шатунных болтов осуществля­ют по запасам прочности. Основной нагрузкой для шатунных бол­тов являются сила Р_?, определяемая по уравнению (6.13), и стати­ческая сила предварительной затяжки болта Рщ,. Каждый болт нагружается силой Р_р — P_V!U, где % — количество болтов. В подав­ляющем большинстве случаев крышку кривошипной головки кре­пят двумя шатунными болтами.

Нарушение работоспособности болтов помимо действия основной нагрузки может иметь место вследствие:

• недостаточной силы предварительной затяжки болтов, что сопровождается раскрытием стыка и образованием на его поверх­ностях наклепа;

• монтажной перетяжки болтов, сопровождающейся текуче* стью материала с дальнейшим ослаблением затяжки;

щ напряжений изгиба, возникающих из-за недостаточной жест­кости кривошипной головки и непараллельное™ опорных поверх­ностей болта и гайки.

Во время работы болт нагружается дополнительной циклической силой хК Коэффициент основной нагрузки резьбового соединения

0. определяют из условия совместной деформации болта h и стяги­ваемых частей кривошипной головки Х₆=хР_?К^', Ля — (1 ^—

• Х)Р р Ка, где Кб и К_ш — податливость соответственно болта и стя­гиваемых частей кривошипной головки. При условии, что ДЛ« = ДЛв, величина х—КаЛКш + Кь)- На основании статистических данных

Силу предварительной затяжки определяют из условия Р_ар> >(1 ~х) P_v- В связи с этим принимают коэффициент запаса т = = 2...2,5. В результате максимальная и минимальная силы, нагружа­ющие болт, равны

Напряжения в болте a^. = P^,/F_nf: c_aia = P_lBJF_ov, где -F_op — площадь минимального сечения болта по резьбовой части (см. рис.

6. г).

Запас прочности п_в должен быть не менее 2,0.

Ртал — Рпр X Р р> Ртйь Рпр — (1 X} Р р*