тепловой расчет

Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Тольяттинский государственный университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

= 24,2 МПа,

+ 222 ) / (24,42

−222 ) −0,3

= 24,2 МПа,

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

28.05.2015

Размер:

2.96 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 78 / 98 9 > Следующая >>>

																								Таблица 3.3

				Параметры																Бензиновые двигатели

	Внутренний диаметр поршневой головки d:
	без втулки																						d ≈ dп
	с втулкой																				(1,10…1,25) dп
	Наружный диаметр головки dг																				(1,25…1,65) dп
	Длина поршневой головки шатуна lш:
	с закреплённым пальцем																				(0,28…0,32) D
	с плавающим пальцем																				(0,33…0,45) D

	Минимальная радиальная толщина стенки головки hг																				(0,16…0,27) dп
	Радиальная толщина стенки втулки sв																				(0,055…0,085) dп
																								Таблица 3.4

	Предел прочности αв , МПа									Изгиб ασ									Растяжение				Кручение ατ
	Предел прочности αв , МПа									Изгиб ασ									сжатия ασ				Кручение ατ
																			сжатия ασ
		350...450								0,06...0,10									0,06...0,08				0
		450...600								0,08...0,13									0,07...0,10				0
		600...800								0,12...0,18									0,09...0,14					0…0,08
			800…1000							0,16...0,22									0,12...0,17				0,06...0,10
			1000…1200							0,20...0,24									0,16...0,20				0,08...0,16
			1200…1400							0,22...0,25									0,16...0,23				0,10...0,18
		1400...1600								0,20...0,30									0,23…0,25				0,18…0,20
	Определяем предел усталости:
	–	при изгибе
			βσ =		σ−1 =				350		= 0,833 ,			βσ −ασ				=	0,833 −0,17	= 3,97 ;
			βσ =		σ−1 =			420			= 0,833 ,			1 −β				=	1 −0,833	= 3,97 ;
						σ		420						1 −β		σ			1 −0,833
						T										σ
	–	при растяжении–сжатии
			βσ =			σ−1 р		=		210		= 0,5	,	βσ − α			σ	=	0,833 − 0,17	= 0,76 .
			βσ =			σ		=		420		= 0,5	,	1 −β	σ			=	1 − 0,833	= 0,76 .
						σ				420				1 −β					1 − 0,833
							T
	Расчёт сечения I–I (см. рис. 3.6).																							Таблица 3.5
																								Таблица 3.5

	Марка						Механические свойства легированных сталей, МПа
	Марка
	стали		σВ				σТ							σ−1					σ−1р			τТ		τ−1
			σВ				σТ							σ−1					σ−1р			τТ		τ−1
10			320...420		180									160					120...150		140			80…120

15			350...450		200									170					120...160		140			85...130

20			400...500		240								170...220						120...160		160			100…130

	20Г		480...580		480									250					180		170			90

25			430...550		240									190					–			–		–

30			480...600		280								200...270						170...210		170			110...140

35			520...650		300								220...300						170...220		190			130...180

	35Г2		680...830		370									260					190		240			160

40			570...700		310...400								230...320						180...240			–		140...190

	40Г		640...760		360									250					180		210			150

45			600...750		340								250...340						190...250		220			150...200

45Г2	700	...920	420	310…400		210		260	180	...220
50	630...	800	350	270	...350	200	...260	–	160	...210

50Г	650...	850	370	290...	360		–	–		–

60Г	670...	870	340	250...	320	210		250	170
65	750 ...	1000	380	270...	360	220	...260	260	170...	210

65Г	820...	920	400	300		220		260	180

Поршневая головка шатуна рассчитывается на:

а) усталостную прочность в сечении I–I от действия инерционных сил достигающих максимальных значений при работебензинового двигателя на режиме разностной частоты вращения вала, равной ≈ 1,38 nN;

б) напряжения, возникающие в головке от воздействия на неё запрессованной втулки; в) усталостную прочность в сечении А–А от действия суммарных сил и запрессованной втулки. Расчёт

ведётся для решения работы двигателя максимальных суммарных сил.

Сечение I–I поршневой головки нагружается на режиме n = nхх переменной силой инерции масс поршневой головки mп и верхней части головки mв. г.

Сила инерции создаёт в сечении I–I максимальное напряжение σmax = (mп + mв. г)ωх.х.max R(1+ λ) / (2hгlш) и

минимальное				σmin = 0 напряжение,					следовательно, напряжения в сечении I–I изменяются по закону пульси-
рующего цикла.
Определим максимальное напряжение пульсирующего цикла
σ		=	(m		+m	) ω2	R (1+λ)		=
σ	max	=		п	в. г	x. x max			=
	max					2hгlш
						2hгlш
								(0,5024 +0,045) 6282 0,039 (1+0,285) 10		−6
							=				= 64,39 МПа,
							=		2 0,03 0,028		= 64,39 МПа,
									2 0,03 0,028

где mв. г = 0,06mш = 0,06 – 0,754 = 0,045 кг – масса части головки выше сечения I–I

ωx.x max = πnx.x max /3,14 = 6000/30 = 628 рад/с;

среднее напряжение и амплитуда напряжений будет

σmо = σaо = σmax /2 = 64,39/2 = 32,195 МПа;

σakо = σaоκσ /(εмεп) = 32,195 1,272/(0,86 – 0,9) = 50 МПа,

где κσ = 1,2 + 1,8·10–4 (σв – 400) = 1,2 +1,8·10–4 · (800 – 400) = 1,272 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (головка не имеет резких переходов и концентрация напряжения в основном зависит от качественной структуры материала); εм = 0,86 – масштабный коэффициент, определяется по табл. 3.7 (максимальный размер для сечения I–I составляет 28 мм); εп = 0,9 – коэффициент поверхностной чувствительности, определяется по табл. 3.8 (чистовое обтачивание внутренней поверхности головки); так как

σak0 /σm0 = 50/30/455 = 1/64 > (βσ – ασ) /(1 – βσ) = 0,76,

то запас прочности в сечении I–I определяется по пределу усталости:

n = σ–1р /(σak0 + ασσm0) = 210/(50 + 0/12·30/455) = 3,9.

Суммарный натяг, мм

∆∑ = ∆ +∆t = 0,04 + 0,0215 = 0,0615 мм,

где ∆ = 0,04 мм – натяг посадки бронзовой втулки; ∆t = d (αв – αт)∆Т = = 24,4(1,8·10–5 – 1,0·105)·110 = 0,0215 мм – температурный натяг; ∆T = 110 К – средний подогрев головки и втулки;

											Таблица 3.6

Масштаб-ные						Размеры детали, мм
коэф-фициенты		*		10…15	15…20	20…30	30…40		40…50	50…100	100…200
		10		10…15	15…20	20…30	30…40		40…50	50…100	100…200
εмσ		1		1...	0,95...0,90	0,90...0,85	0,85...0,80		0,80...0,77	0,75...	0,65...
				0,95					5	0,65	0,55
εмτ		1		1...	0,94...0,88	0,88...0,83	0,83...0,78		0,78...0,72	0,72...	0,60...
εмτ		1		0,94	0,94...0,88	0,88...0,83	0,83...0,78		0,78...0,72	0,60	0,50
				0,94						0,60	0,50
											Таблица 3.7

	Вид обработки					εпσ ≈ εпτ			Вид обработки		εпσ ≈ εпτ
или поверхностного									Вид обработки
или поверхностного								или поверхностного упрочнения
	упрочнения							или поверхностного упрочнения
	упрочнения

Полирование без поверхностного упрочне-								Обдувка дробью			1,1...2,0
ния						1		Обдувка дробью			1,1...2,0
ния						1
Шлифование без поверх-ностного упрочне-								Обкатка роликом			1,1...2,2
ния						0,97...0,85		Обкатка роликом			1,1...2,2
ния						0,97...0,85
Чистовое обтачивание			без	поверхностного					Цементация		1,2...2,5
упрочнения						0,94...0,80			Цементация		1,2...2,5
упрочнения						0,94...0,80
Грубое обтачивание			без	поверхностного					Закалка		1,2...2,8
упрочнения						0,88...0,60			Закалка		1,2...2,8
упрочнения						0,88...0,60
Без обработки и без поверхностного упроч-									Азотирование		1,2...3,0
нения						0,76...0,50			Азотирование		1,2...3,0
нения						0,76...0,50

– определяем удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой

					∆Σ					=
	(d 2			+ d 2 ) / (d − d) +µ		(d 2	+ d 2 ) /(d 2	− d 2 ) −µ		=
d		г			+		п		п
d				Eш	+		Eв
				Eш			Eв

				0,0615					→
24,4			(30,42 + 24,42 ) / (30,42 −				24,42 ) + 0,3		→
			(30,42 + 24,42 ) / (30,42 −				24,42 ) + 0,3

				2,2 105
				2,2 105

где µ = 0,3 – коэффициент Пуассона;

–определяем напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки

σi′ = p (d2г +d2)/(d2г – d2) = 24,2·(30,42 +24,42)/(30,42 – 24,42) = 111,8 МПа;

–определяем напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки

σа′ = p2d2 (d2г – d2) = 24,2·2 – 24,42 / (30,42 – 24,42) = 87,6 МПа.

Расчёт сечения А–А (см. рис. 3.5 и 3.6) на изгиб:

– максимальная сила, растягивающая головку на режиме n = nN

PjN = –mп Rω2 (1 + λ) = – 0,478·0,039·5862 (1 + 0,285) = –8230 Н,

где ω = πn / 30 = 3,14·4800 / 30 = 502,4 рад/с;

– нормальная сила и изгибающий момент в сечении 0–0 будет:

N j0 = −Pjп(0,572 −0,0008ϕш.з) = −(−8230) (0,572 −0,0008 105) = 4016 Н;

Mj0 = −Pjпrср(0,00033 −0,0297) =

=−(−8230) 0,0137 (0,0033 105 −0,0297) = 0,56 Н,

где φшз = 105° – угол заделки; rср = (dг +d)/4 = (30,4 + 24,4)/4 = 13,7 мм – средний радиус головки;

Рис. 3.6. Распределение нагрузок на поршневую головку шатуна:

а– при растяжении; б – при сжатии

–нормальная сила и изгибающий момент в расчётном сечении от растягивающей силы:

N jϕш..з = N j0 cos ϕш.з −0,5PjN (sin ϕш.з −cos ϕш.з) =

= 4016 cos105o −0,05 (−8230) (sin105o −cos105o) = 4000 Н; M jϕш. з = M j0 + N j0rср(1−cos ϕш. з) +0,5PjN rср(sin ϕш. з −cos ϕш. з) =

=0,56 + 4016 0,0137 (1−cos105o) +0,5 (−8230) 0,0137 ×

×(sin105o −cos105o) = 0,75 Н·т;

–напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы

6rср +hг

+ KN jϕ

10−6

σaj = 2M jϕ

ш. з

h (2r + h

)

ш. з

l h

ср

ш г

6 0,0137 +0,003

= 2 0,075

+0,827 4000

0,003 (2 0,0137 0,003)

10−6

= 56,2 МПа,

0,028

0,003

где

K = E

F /(E

F + E

F ) = 2,2 105

168 /(2,2 105 168 +1,15 67,2 = 0,827;

ш г

= (d

−d)l

= (30,4 −24,4) 28 =168 мм2;

= (d −d

= (24,4 −22) 28 = 67,2 мм2;

– суммарная сила, сжимающая головку:

Pсж = ( pzд − p0 )Fп −mпRω2 (cos ϕ+λcos 2ϕ) =

=(5,502 −0,1) 0,004776 106 −0,478 0,039 5862 ×

×(cos 370o +0,285cos 740o) =17 780 Н;

–нормальная сила и изгибающий момент в расчётном сечении от сжимающей силы:

Nсж0

sin ϕш.з

ϕш.з

сж

ш.з

= P

−

sin ϕ

ш.з

−

cos ϕ

сж

ш.з

сж

=17 780 (0,0005 +0,002)

= 44,5 Н;

P r

M сж0

Nсж0

(1−cos ϕ

)−

сж

ш. з

ш.з

P r

сж ср

сж

sin ϕш.з

ϕш.з

−

sin ϕ

ш.з

−

cos ϕ

ш.з

=17 780 0,0137

×(0,0001+0,0005 1,2588 −0,002)= −0,31 Н·м;

где Nсж0

Pсж = 0,0005 и M сж0

(Pсж rср) = 0,0001 определены по табл. 3.8:

f (ϕш.з) =

sin ϕш.з

−

ϕш.з

sin ϕш.з −

cos ϕш.з

= 0,002

f (ϕш.з) =1−cos ϕш.з =1,2588

определено с помощью табл. 3.9;

Таблица 3.8

Параметры

Угол заделки ϕш.з , град

100

105

110

115

120

125

130

Nсж0 / Pсж

0,0001

0,0005

0,0009

0,0018

0,0030

0,0060

0,0085

M сж0 /(Pсжrср)

0,00010

0,00025

0,00060

0,00110

0,00180

0,00300

Таблица 3.9

f (ϕш.з)

Угол заделки ϕш.з , град

100

105

110

115

120

125

130

cosϕш.з

–0,1736

–0,2588

–0,3420

–0,4226

–0,5000

–0,5736

–0,6428

1−cos ϕш.з

1,1736

1,2588

1,3420

1,4226

1,5000

1,5736

1,6428

sinϕш.з −cosϕш.з

1,1584

1Д247

1,2817

1,3289

1,3660

1,3928

1,4088

sin ϕш.з

−

ϕш.з

×sin ϕш.з −

0,0011

0,0020

0,0047

0,0086

0,0130

0,0235

0,0304

−π1 cos ϕш.з

–напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:

6rср + hг

10−6

σасж =

2M сжϕш. з

+ KNсжϕш. з

h (2r +h )

l h

ср г

ш г

2 (−0,3)

6 0,0137 +0,003

+0,827 44,5

0,003(2 0,0137 0,003)

10−6

= −6,45 МПа;

0,028

0,003

– максимальное и минимальное напряжения асимметричного цикла:

σmax = σ′a +σaj

= 87,6 +56,2 =143,8 МПа;

σmin = σ′a +σaсж = 87,6 −6,45 = 81,15 МПа.

–среднее напряжение и амплитуды напряжения:

σm = (σ′max + σmin ) / 2 = (143,8 +81,15) / 2 =112,48 МПа;

σa = (σ′max −σmin ) / 2 = (143,8 −81,15) / 2 = 31,33 МПа;

σak = σa κσ /(εмεп) = 31,33 1,272 / (0,86 0,9) = 51,5 МПа.

Так как

σак / σm = 51,5 /112,48 = 0,458 < (βσ −σm ) /(1−β) = 3,97 ,

то запас прочности в сечении А–А определяется по пределу текучести:

nТσ = σТ /(σак +σm ) = 420 /(51,5 +112,48) = 2,56 .

3.2.2. РАСЧЁТ КРИВОШИПНОЙ ГОЛОВКИ ШАТУНА ДВИГАТЕЛЯ С РАСПРЕДЕЛЁННЫМ ВПРЫСКОМ ТОПЛИВА

Из динамического расчёта и расчёта поршневой головки шатуна имеем: радиус кривошипа R = 0,039 м; массу поршневой группы mп = = 0,5024 кг; массу шатунной группы mш = mш.п +mш.к = 0,207 + 0,547 = = 0,754 кг; угловую частоту вращения ωx.x max = 628 рад/с; λ = 0,285. По таблице 3.10 принимаем: диаметр шатунной шейки dш. ш = 48 мм; толщину стенки вкладыша tв = 2 мм; расстояние между шатунными болтами Сб = 62 мм; длину кривошипной головки lк = 26 мм.

									Таблица 3.10

Размеры							Пределы	Размеры	Пределы
кривошипной							Пределы	кривошипной	Пределы
кривошипной						измерения		кривошипной	измерения
головки						измерения		головки	измерения
головки								головки

Диаметр шатунной шейки					(0,56…0,75) ×
dш.ш							× D
Толщина стенки вкладыша
tв :
тонкостенного					(0,03…0,03) ×			Расстояние	(1,30…1,75) ×
							×dш.ш	между шатунными	×dш.ш
								болтами Cб
толстостенного							0,1 dш.ш	Длина	(0,45…0,95) ×
								кривошипной	×dш.ш
								головки lк
Максимальная сила инерции
Pjp	= −ω2х.хmax R [(mп + mш.п )(1+λ)+(mш.к −mкр )] 10−6 =
	= −(628)2 0,039 [(0,5024 +0,207) (1+0,285)+(0,547 −0,1885)]×
× 10−6 = 0,0186 МН,
где mкр = 0,25mш = 0,25 0,754 = 0,1885 кг.
Момент сопротивления расчётного сечения
W	= l			к	(0,5c	6	−r)2 / 6 = 0,26 (0,5 0,062 −0,026)2 / 6 =1,08 10−7		м3,
из				к		6
где r1 = 0,5(dш.ш +2tв) = 0,5(48 +2 2) = 26 мм – внутренний радиус кривошипной головки шатуна.
Моменты инерции вкладыша и крышки:
							Jв = lкtв = 26 23 10−12 = 208 10−12 м4;
J = l		к	(0,5c − r )3 10−12 = 26 (0,5 62 − 26)3 10−12 = 3250 10−12						м4.
		к			6		1

Напряжение изгиба крышки и вкладыша

σиз = Pjp

0,023cб

0,4

= 0,0186×

+ J

/ J )W

из

0,023 0,062

0,4

= 274 МПа;

+208

10−12 / 3250 10−12 ) 1,08 10−7

0,000182

где F

= l

0,5(c

−d

ш.ш

) = 26 0,5 (62 −48) 10−6 = 0,000182 м2.

3.2.3. РАСЧЁТ СТЕРЖНЯ ШАТУНА ДВИГАТЕЛЯ С РАСПРЕДЕЛЁННЫМ ВПРЫСКОМ ТОПЛИВА

Издинамическогорасчётаимеем: Рсж = Рг + Рj = 14 505 Н≈ 0,0145 МН при φ = 370°; Pр = Pпг + Pj = –11 500 Н = –0,0115 МН при φ = 0°; lш = = 136,8 мм. По таблице 3.11 принимаем (см. рис. 3.5): hш = 23 мм; bш = 16 мм; αш = 3,2 мм; tш = 3,4 мм. Из расчётов поршневой и кривошипной головок шатуна: d = 24,4 мм, d1 = 52 мм; характеристики прочности материала шатуна (сталь 45Г2).

Площадь и моменты инерции расчётного сечения В–В:

Fср = hшbш −(bш −aш) (hш −2tш )= 23 16 −(16 −3,2) (23 −2 3,4)= = 160,62 мм2 = 160,6·10–6 м2;

J x = [bшhш3 −(bш −aш) (hш −2tш )3 ]/12 =

	= [16 233 −(16 −3,2) (23 −2 3,4)3 ]/12 =11 687 мм4 = 116,9·10–10 м4;
J y = [hшbш3 −(hш −2tш) (bш −aш )3 ]/12 =	= [23 163 −(16 −3,2)3 (23 −2 3,4)]/12 = 5020 мм4 = 502·10–11 м4.

	Таблица 3.11

Размеры сечения шатуна	Двигатели с впрыском топлива

hш min	(0,50…0,55) dг
hш	(1,2…1,4) hш min
bш	(0,50…0,60) lш
aш ≈ tш	(2,5…4,0)

Максимальное напряжение от сжимающей силы:

–в плоскости качания шатуна

σmax x = K x Pсж / Fср =1,095 0,0145 / (160,6 10−6 ) = 93 МПа;

где

K	x	=1+	σe	L2ш	F =1+	800		136,82	160,6 =

			π2 Eш	J x		3,142 2,2 105	11687

=1,095, σе = σВ = 800 МПа;

–в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

σmax y = K y Pсж / Fср =1,029 0,0145 / (160,6 10−6 ) = 93 МПа,

K	y	=1+	σe	L12	F =1+		800		98,62	160,6 =1,029 ;

			π2 Eш	J y	ср	3,14	2 2,2 105	5020

L1 = Lш −(d +d1) / 2 =136,8 −(24,4 +52) / 2 = 98,6 мм.

Минимальное напряжение от растягивающей силы

σmin = Pр / Fср = −0,0115 /160,6 10−6 = −71,6 МПа,

Средние напряжения и амплитуды цикла:

σmx = (σmax x + σmin ) / 2 = (99 −71,6) / 2 =13,7 МПа;

σmy = (σmax y + σmin ) = (93 −71,6) / 2 =10,7 МПа;

σax = (σmax x −σmin ) / 2 = (99 + 71,6) / 2 = 85,3 МПа; σay = (σmax y −σmin ) = (93 +71,6) / 2 = 82,3 МПа;

σakx = σax κσ /(εмεп) = 85,3 1,272 /(0,88 1,3) = 94,8 МПа;

σaky = σay κσ /(εмεп) = 82,3 1,272 /(0,88 1,3) = 91,5 МПа,

где kσ = 1,2 + 1,8·10–4 (σв – 400) = l,2 + l,8·10–4 (800 – 400) = l,272; | εм = = 0,88 – определяется по табл. 3.6 (мак-

симальный размер сечения стержня шатуна 23 мм); εп = 1,3 – определяется по табл. 3.7 с учётом поверхностного упрочнения стержня шатуна обдувкой дробью.

Так как	σakx	=	94,8	>	βσ −σm = 0,76 (см. расчёт поршневой головки шатуна карбюраторного двигателя) и
Так как	σakx	=		>
	σmx		13,7		1−βσ
σак / σm = 91,5 /10,7 > 0,76,					то запасы прочности в сечении В–В определяются по пределу усталости:
					nσx = σ−1р /(σakx +ασσmx ) = 210 /(94,80 +0,12 13,7) = 2,18 ;

nσy = σ−1р /(σaky +ασσmy ) = 210 /(91,5 +0,12 10,7) = 2,26 .

3.2.4. РАСЧЁТ ШАТУННОГО БОЛТА ДВИГАТЕЛЯ С РАСПРЕДЕЛЁННЫМ ВПРЫСКОМ ТОПЛИВА

Из расчёта кривошипной головки шатуна имеем: максимальную силу инерции, разрывающую кривошипную головку и шатунные болты: Рjp = 0,0186 МН. Принимаем: номинальный диаметр болта d = 10 мм; шаг резьбы t = 1 мм; число болтов iб = 2. Материал – сталь 40Х.

По таблицам 3.4 и 3.12 для легированной стали 40Х определяем:

– пределы прочности σв = 980 МПа; текучести σт = 800 МПа и усталости при растяжении–сжатии σ–1р = 300 МПа; коэффициент приведения цикла при растяжении–сжатии ασ = 0,17.

										Таблица 3.12

Марка стали				Механические свойства легированных сталей, МПа

	σВ		σТ		σ−1		σ−1р		τТ	τ−1
	σВ		σТ		σ−1		σ−1р		τТ	τ−1
20Х	650...	850	400...	600	310...	380	230		360	230
30Х	700...	900	600...	800	360		260		420	220
30ХМА	950		750		470			–	–		–
35Х	950		750					–	–		–
35ХМА	950		800			–		–	–		–
38ХА	950		800			–		–	–		–
40Х	750...	1050	650...	950	320...	480	240...	340	–	210…260
40ХН	1000...	1450	800...	1300	460...	600	320...	420	390	240
45Х	850...	1050	700...	950	400...	500		–	–		–
50ХН	1100		850		550			–	–		–
12ХНЗА	950...	1400	700...	1100	420...	640	270…320		400	220…300
18ХН24А	1100		850								–
18ХНВА	1150...	1400	850...	1200	540...	620	360...	400	550	300...	360
25ХНМА	1150					–		–	–		–
20ХНЗА	950...	1450	850...	1100	430...	650	310		–	240...	310
25ХНВА	1100...	1150	950...	1050	460...	540	310...	360	–	280...	310
30ХГСА	1100		850		510...	540	500...	530	–	220...	245
37ХНЗА	1150...	1600	1000...	1400	520...	700		–	–	320...	400
40ХНМА	1150...	1700	850...	1600	550...	700		–	700	300...	400

По формулам для определения предела усталости при изгибе:

βσ = σ–1р/σт = 300/800 = 0/375;

(βσ – ασ)/(1 – βσ) = (0,375 – 0,17)/(1 – 0,375) = 0,328.

Сила предварительной затяжки

Pпр = (2…3)Рjp /iб = 2·0,0186/2 = 0,0186 МН.

Суммарная сила, растягивающая болт:

Pбχ = Pпр + χРjp /iб = 0,0186 + 0,2·0,0186/2 = 0,0205 МН,

где χ = 0,2.

Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в болте:

σmax = 4Pб/(πd 2в) = 4·0,0205/(3,14·0,00862) = 353 МПа; σmin = 4Pпр/(πd 2в) = 4·0,0186/(3,14·0,00862) = 320 МПа;

где dв = d – 1,4t = 10 – 1,4·1,0 = 8,6 мм = 0,0086 м.

Среднее напряжение и амплитуды цикла

σm = (σmax + σmin)/2 = (353 + 320)/2 = 337 МПа; σa = (σmax – σmin)/2 = (353 – 320)/2 = 17 МПа; σak = σa kσ/(εмεп) = 17·2/6/(1,0·1,1) = 40,2 МПа,

Рис. 3.7. Коэффициент чувствительности сталей к концентрации напряжений

где kσ = 1 + q(αkσ – 1) = 1 + 0,80·(3 – 1) = 2,6; αkσ = 3,0 – определяется по табл. 3.13; q = 0,80 – определяется по рис. 3.7 при σв = 980 МПа и σkσ = 3,0; εм = 1,0 – определяется по табл. 3.7 (обкатка роликом), q – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений q = 0,8 (для стали).

Так как σak	=	40,2	= 0,119 < βσ −ασ = 0,328 , то запас прочности болта определяется по пределу текуче-
Так как σak	=
σm	377		1−βσ
сти:
			nTσ = σT /(σak +σm ) = 800 /(40,2 +337) = 2,12.
				Таблица 3.13

			Вид концентратора напряжений	αкσ
Полукруглая выточка при отношении радиуса
к диаметру стержня:
0,1				2,0
0,5				1,6
1,0				1,2
2,0				1,1
Галтель при отношении радиуса галтели
к диаметру стержня:

0,0625…0,125	1,75…1,50
0,25	1,20
0,5	1,10

Переход под прямым углом	2,0
Острая V-образная выточка (резьба)	3,0…4,5

Отверстия при отношении диаметра отверстия
к диаметру стержня:
от 0,1 до 0,33	2,0…3,0

Риски от резца на поверхности изделия	1,2…1,4

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Теория двигателей внутреннего сгорания основана на использовании термодинамических зависимостей с учётом реальных факторов. Поэтому необходимо глубокое изучение процессов, происходящих в цилиндре двигателя.

Динамика поршневых двигателей внутреннего сгорания включает расчёты кинематики звеньев преобразующих механизмов и их отдельных точек; расчёты сил инерции развиваемых этими звеньями, разработку динамических моделей механизмов в целом; расчёт сил, действующих в кинематических парах. Таким образом определяются условия необходимые для прочностных расчётов, что позволяет оптимизировать конструктивные особенности двигателя.

Важность теплового и динамического расчёта возрастает в связи с повышенным уровнем форсирования двигателей при одновременном снижении их металлоёмкости (возникает проблема обеспечения прочности и жёсткости отдельных звеньев.

В данном учебном пособии рассмотрены два типа двигателей: карбюраторный двигатель и двигатель с непосредственным впрыском топлива. Сопоставление расчётов этих двигателей с их прототипами показывает небольшие отличия от оригиналов, что указывает на вероятность оптимального расчёта и не требует корректировки.

Настоящее учебное пособие будет способствовать качественной подготовке специалистов по технической эксплуатации автомобильных двигателей.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.Стуканов, В.А. Основы теории автомобильных двигателей и автомобиля : учебное пособие / В.А. Стуканов. – М. : ФОРУМ: ИНФРА-М, 2004. – 368 с.

2.Колчин, А.И. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей : учебное пособие для вузов / А.И. Колчин, В.П. Демидов. – 3-е изд. перераб. и доп. – М. : Высшая школа, 2003. – 496 с.

3.Яманин, А.И. Динамика поршневых двигателей : учебное пособие / А.И. Яманин, А.В. Жаров. – М. : Машиностроение, 2003. – 464 с.

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 78 / 98 9 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

#
28.05.2015690.69 Кб67Теория менеджмента-лекц.doc
#
14.09.2019222.21 Кб18Теория по HTML.doc
#
08.12.201845.82 Кб20Теория развития коллективов.docx
#
28.05.2015233.98 Кб28Теория рюкзакостроения.doc
#
01.05.20257.95 Mб2теория сварочных процессов.rtf
#
28.05.20152.96 Mб23тепловой расчет.pdf
#
28.05.20155.79 Mб42теплообмен.doc
#
03.12.2018347.14 Кб6теплотехника контр.раб..doc
#
28.05.20151.11 Mб83Теплотехника, часть 1 (Техн. термодин.).doc
#
28.05.20151.74 Mб309Теплотехника, часть 2 (Теплопередача).doc
#
17.12.2018522.24 Кб27Тепляшина.doc