- предел текучести σт = 800 МПа;
Коэффициент приведения цикла:
- при изгибе - аσ = 0,21;
- при растяжении аσ = 0,17.
Расчет поршневой головки.
Поршневая головка во время процессов впуска и выпуска подвергается растяжению силами инерции РJ и сжатию силой РZ – PJпг (РJпг – сила инерции деталей поршневой группы).
Рис.8. Расчетная схема шатуна.
1. Для случая изгиба:
2. Для случая растяжения-сжатия:
Максимальное напряжение растяжения в сечении І – І:
где
где mвг = 0,075, mш = 0,075·2,7 = 0,203 кг.
δгш = 7 мм.
Среднее значение и амплитуда напряжения:
то запас прочности определяем по пределу усталости:
где
(т.к. не имеется резких переходов)
КF = 0,72 – чистовое растачивание
Кd = 0,8
Напряжения в поршневой головке от запрессовки втулки определяются при натяге посадки втулки, ∆ = 0,05 мм:
- температурном натяге:
где ∆t = 110 ºC – степень подогрева.
- суммарном натяге:
Удельное давление на поверхности соприкосновении втулки с головкой:
где dг = 57 мм – наружный диаметр головки,
d = 43 мм – внутренний диаметр головки,
dн = 40 мм – внутренний диаметр втулки,
М = 0,3 – коэффициент Пуассона.
Напряжения на внешней внутренней поверхностях поршневой головки от действия суммарного натяга определяем по формулам Ламе:
Расчет поршневой головки на изгиб:
Максимальная сила, растягивающая головку:
Нормальная сила и изгибающий момент в сечении
где - угол заделки.
где - средний радиус головки.
Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений, расположенных под углом φ' определяем по следующим формулам:
Для φ' от 0 до 90 º
Для φ' от 90 º до φ3
(φ3 = 120 º - угол заделки)
Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностях по формулам:
где коэффициент b = Ег · Fг / (Ег · Fг + Ев · Fв)
Fг, Fв – площадь сечения стенок головки и втулки.
Результаты расчетов сводим в таблицу. Таблица 5
|
φ, град |
30 |
60 |
80 |
90 |
100 |
110 |
120 |
|
NJ, Н |
-6020,7 |
-6131,2 |
-6229,65 |
-6282,15 |
-6232 |
-6006,38 |
-5591,2 |
|
МJ, мм |
-0,468 |
2,294 |
4,753 |
6,061 |
4,98 |
-0,831 |
-11,21 |
|
σаi, МПа |
-22,34 |
-14,34 |
-7,206 |
-3,411 |
-6,532 |
-23,395 |
-53,49 |
|
σJi, МПа |
-18,74 |
-29,72 |
-39,09 |
-44,202 |
-39,97 |
-17,82 |
21,68 |
Рис. 9. Эпюра напряжений во внутреннем и внешнем волокнах поршневой головки шатуна при растяжении.
Рис. 10. Эпюра напряжений во внутреннем и внешнем волокнах
поршневой головки шатуна при сжатии.
Суммарная сила, сжимающая головку:
Нормальная сила и изгибающий момент в сечении .
Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений, расположенных под углом φ к вертикальной плоскости
где
Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностей:
Результаты вычислений сводим в таблицу.
Таблица 6.
|
φ |
30 |
60 |
80 |
90 |
100 |
110 |
120 |
|
NJ, Н |
165,2 |
95,34 |
19,55 |
0 |
2,635 |
218,13 |
846,43 |
|
MJ, Нм |
2,39 |
4,13 |
5,686 |
6,514 |
6,45 |
1,064 |
14,645 |
|
σai, МПа |
7,82 |
12,88 |
17,39 |
19,79 |
19,6 |
398,45 |
-41,56 |
|
σJi, МПа |
-8,18 |
-14,81 |
-20,47 |
-23,89 |
-23,65 |
-3,137 |
56,6 |
Расчет стержня шатуна.
Стержень шатуна подвергается растяжению силой инерции РJ 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 FB-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 ткр = 0,24 кг – масса крышки шатуна;
тшп = 0,7425 кг – масса шатуна, приведенная к поршню;
тшк = 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 Fг – 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 iб = 2,
Материал болтов – сталь 40ХН,
σв – предел прочности (1300 МПа),
σт – предел текучести (1150 МПа),
σ-1р – предел усталости при растяжении-сжатии (380 МПа),
аσ – 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 Fср – 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
Коленчатый вал двигателя Д – 244 полноопорный с симметричными коленами и асимметричным расположением противовесов.
Рис. 11. Схема коленчатого вала.
Материал – сталь 40ХНМА;
Коренная шейка:
- внутренний диаметр: dвн = 0 мм
- наружный диаметр: dн = 75,25 мм
- длина шейки: lкш = 32 мм
Шатунная шейка:
- внутренний диаметр: dвн = 32 мм
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12
