Расчет стержня и верхней головки шатуна

После определения по таблице 2 размеров стержня и верхней головки шатуна проверяем:

а) стержень шатуна на суммарное напряжение сжатия с учетом изгиба в плоскости качания

,МПа;

где: f_cp - средняя площадь поперечного сечения стержня шатуна по середине сечения.

к=1+C

к=1+0,00017 =4,2

где С - коэффициент, характеризующий упругие свойства материала шатуна;

L- длина шатуна, м;

i - радиус инерции сечения, м;

1) для круглого сечения

i=

2) для двухтаврового сечения

i= 0,18

Коэффициент С выбираем из таблицы.

№ п/п	Марка стали	С
1.	Сталь 35	0,00015
2.	Сталь 40	0,00016
3.	Сталь 45	0,00017
4.	Сталь 45ХН	0,00040
5.	Сталь 18ХН2НЧВА	0,00043

,МПа - для углеродистой стали;

, МПа- для легированной стали;

< - условие прочности,

<

б) верхнюю головку шатуна на растяжении в сечении х - х на силу

заедания поршня р_b

где: Р_b = Р_b 0,785Д², МН - сила заедания поршня;

Р_b = 1,3*0,785*1,44²=11,4МН

Р_b= (1,5 2,0), МПа - удельное давление от силы заедания для

тихоходных дизелей;

Р_b = (1,0 1,5), МПа - удельное давление от силы заедания для

быстроходных дизелей;

- площадь поперечного сечения головки в горизонтальной плоскости (втулку поршневого пальца не учитываем)

м²

,МПа

9,5МПа

= (30 60)МПа, причем меньшие значения относятся к

углеродистой стали, большие к легированным.

- условие прочности

Условия прочности соблюдены

Расчет нижней головки шатуна

Определяем размеры нижней головки шатуна по таблице 4-Конструктивные соотношения нижней головки шатуна табл.4

Определяем толщину опасного сечения h4 из уравнения (рис. 4), от силы заедания поршня.

= 51 мм

Миз= =1,1 изгибаюший момент в опсном сечении

W= 0,18 м- момент сопротивления опасного сечения

[ ] 65 мПа для литых стальных крышек

[ ] 100 мПа для стальных кованых крышек

h4=3,6 м

Расчет шатунных болтов производим на растяжение от силы заедания поршня Pв, с учетом предварительной затяжкой которая составляет 1,35 Pa (рис.3)

= [ ], мПа

где Pв – сила заедания поршня, Мн

dш- наименьший диаметр резьбы шатунных болтов, М

[ ] = ( ) мПа – для углеродной стали;

[ ] = ( ) мПа – для легированной стали;

i - число шатунных болтов

Расчет втулки рабочего цилиндра

Втулка испытывает напряжение от давления газов Pи нормальной силы Pи (рис.6), а также тепловые напряжнния Фланец (бурт) втулки испытывает дополнительные напряжения от затяжки крышки цилиндра.

Определяем предварительные размеры втулки по таблице 5

Табл 5.

№	параметры	размеры
1	Толщина втулки в верхней части S	7,2
2	Наибольший диаметр верхнего опорного бурта Д1	156
3	Толщина бурта g	18
4	Высота опорного бурта l	13,2
5	Ширина канавки под бурт крышки в	4,8
6	Глубина канавки под бурт крышки	4
7	Ширина опорного бурта С Остальные размеры; d Дf Д2 Толщина втулки в нижней части Длина втулки для четырехтактных ДВС	2,4 3,6 130,8 151,8
Д- диаметр цилиндра

После определения конструктивных размеров, рассчитываем опасное сечение х-х1 для этого изобразим расчетную сему втулки в масштабе (рис.5)

Толщину втулки проверям на самарное напряжение от растяжения

= + мПа = 52,8 + 112,9 = 165,7 мПа

Где - напряжение от растяжения по направлению радиуса, мПа

- напряжение от тепловой нагрузки (растяжение внешней стенки), мПа

= , мПа = = 52,8 мПа

Где Pz – давление сгорания (max), мПа

Д – диаметр цилиндра, м

S – толщина втулки, м

= agS, мПа = 0,00835*1878500*0,0072= 112,9 мПа

Где – g удельная тепловая нагрузка, Дж/м2с

g = (0,071 + 0,0186n)Pi g= (0.071 + 0.0186*1150) * 650000 = 1878500 Дж/м2с

где n – частота вращения коленчатого вала

Pi – среднее индикаторное давление

а – коэффициент пропорциональности, для чугуна а – 0,00835

для стали а – 0,00835

S – толщина стенки, м

[ ] = 100 150, мПа - для чугунных втулок

[ ] = 200, мПа - для стальных втулок

Фланец втулки проверяем на напряжение изгиба, растяжения и скалывания, возникающее от силы затяжки шпилек (рис.6) Pf в сесении х-х1

Pf = 1,25 Pz , Мн Pf = 1,25*6,2

где 1,25 – коэффициент затяжки шпилек

Pz – максимальное давление сгорания. мПа

Дf – средний диаметн уплотнительной канавки , м

[ ] [ ] = 80 100 мПа = 89 мПа