Детальная информация

Львов, Андрей Витальевич. Бензиновый двигатель Ne=50 кВт для плавающего автомобиля [Электронный ресурс]: бакалаврская работа: 13.03.03 / А. В. Львов; Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого, Институт энергетики и транспортных систем ; науч. рук. А. Ю. Шабанов. — Электрон. текстовые дан. (1 файл : 1,55 МБ). — Санкт-Петербург, 2016. — Загл. с титул. экрана. — Свободный доступ из сети Интернет (чтение, печать, копирование). — Adobe Acrobat Reader 7.0. — <URL:http://elib.spbstu.ru/dl/2/v17-900.pdf>. — <URL:http://doi.org/10.18720/SPBPU/2/v17-900>.

Дата создания записи: 28.02.2017

Тематика: бензиновые двигатели; двигатели внутреннего сгорания; автомобильный транспорт

Коллекции: Выпускные квалификационные работы; Общая коллекция

Ссылки: DOI

Разрешенные действия: Прочитать Загрузить (1,6 Мб) Для чтения документа необходим Flash Player

Группа: Анонимные пользователи

Сеть: Интернет

Аннотация

В данной работе представлены материалы по разработке конструкции высокооборотного бензинового автомобильного двигателя. Работа включает в себя выбор исходных данных к расчетам, тепловой и динамические расчеты, уравновешивание двигателя и расчеты прочности основных деталей двигателя, технологическую и экономическую части, а также главу, посвященную вопросам охраны труда.

Права на использование объекта хранения

Место доступа Группа пользователей Действие
Локальная сеть ИБК СПбПУ Все Прочитать Печать Загрузить
-> Интернет Все Прочитать Печать Загрузить

Оглавление

  • C:\ВКР_2016_ИСУиТС_ИЭиТС\1_Бакалавры 2016_43225-1\Львов АВ\43225-1_Львов_АВ.pdf
  • C:\ВКР_2016_ИСУиТС_ИЭиТС\1_Бакалавры 2016_43225-1\Львов АВ\43225-1_Львов_АВ1.pdf
    • титул подпис
    • задание подпис
    • Аннотация
    • Пояснительная записка
      • В условиях современного мира автомобильная промышленность развивается очень быстро. Каждый год разрабатывается и запускается в производство несколько десятков легковых и грузовых двигателей автомобилей различного класса, а так же совершенствуются и мо...
      • Большинство зарубежных фирм отдают предпочтение впрысковым системам топливоподачи, в безнаддувном варианте. В качестве топлива используется высокооктановые сорта бензинов. С целью повышения форсировки двигателя используются многоклапанные системы газо...
      • Таким образом, идет постоянное усовершенствование бензинового двигателя с искровым зажиганием с целью повышения энергетических показателей, улучшения экономичности и уменьшения токсичности отработавших газов.
      • Коленчатый вал – наиболее сложная в конструктивном отношении и наиболее напряженная деталь двигателя, воспринимающая периодические нагрузки от сил давления газов, сил инерции и их моментов.
      • Исходные данные:
      • .
      • Рис 6.1. Расчетная схема коленчатого вала
      • Расчет коренной шейки
      • Момент сопротивления коренной шейки кручению:
      • ,W-,τ-к.ш...= ,π∗,,d-к.ш..-3.-16.= ,3,1415∗,0,05-3.-16.=0,245∗,10-−4. ,м-3.
      • Расчёту подвергают наиболее нагруженную коренную шейку, имеющую наибольшую разность максимального и минимального набегающих крутящих моментов. В нашем случае наиболее нагруженной является 3-я коренная шейка.
      • ,M-,к.ш.-max..=308 Н∙м; ,M-,к.ш.-min..= −315 Н∙м
      • Так как коренная шейка обычно выполняется короткой, то величина изгибающего момента у галтели на плече 0,5lкш небольшая, а в месте расположения масляного отверстия равна нулю. Поэтому расчёт коренной шейки можно выполнять только по напряжениям кручения.
      • Рассчитаем минимальные и максимальные касательные напряжения:
      • ,τ-max.= ,,M-,к.ш.-max..-,M-,τ-к.ш....= ,308-0,245∗,10-−4..=28,3 МПа
      • ,τ-min.= ,,M-,к.ш.-min..-,M-,τ-к.ш....= ,−315 -0,245∗,10-−4..=−24,4 МПа
      • Определяем амплитуду напряжений и среднее напряжение:
      • ,τ-а.= ,,τ-max.−,τ-min.-2.= ,28,3+24,4-2.=26,37 МПа
      • ,τ-m.= ,,τ-max.+,τ-min.-2.= ,28,3−24,4-2.=1,92 МПа
      • ,,K-σ.-,ε-τ..=2,5 - эффективный коэффициент концентрации напряжений на краю отверстия для подвода вмазки с учетом масштабного фактора
      • ,ε-τ.=1 - коэффициент поверхностной чувствительности
      • коэффициент, учитывающий асимметрию цикла, принимаем
      • ,Ψ-τ.=0,1 - запас прочности коренной шейки определяют по касательным напряжениям:
      • С учетом коэффициента динамического усиления для 4-х коленного вала, получим: ,λ-д.=1,14 получим:
      • ,n-,τ-к.ш...= ,,n-τ.-,λ-д..= ,4,084-1,14.=3,58
      • Допускаемые значения ,n-,τ-к.ш... находятся в пределах 2,5 – 4,0.
      • Расчет шатунной шейки
      • На шатунные шейки одновременно действуют изгибающие и крутящие моменты, максимальные значения которых не совпадают по времени. Значения изгибающих моментов в шатунной шейке достигают значительной величины, и ими пренебрегать нельзя.
      • Расчёт ведётся отдельно по запасам прочности на изгиб и на кручение, а потом определяется общий запас прочности.
      • На кручение шатунная шейка рассчитывается так же, как и коренная. Наиболее нагруженной является четвертая шатунная шейка.
      • ,M-,ш.ш.-max..=328 Н∙м; ,M-,ш.ш.-min..= −232 Н∙м
      • Момент сопротивления кручению шатунной шейки:
      • ,W-,τ-ш.ш...= ,π∗,,d-ш.ш..-3.-16.= ,3,1415∗,0,042-3.-16.=0,27∗,10-−4. ,м-3.
      • Рассчитаем минимальные и максимальные касательные напряжения:
      • ,τ-max.= ,,M-,ш.ш.-max..-,M-,τ-ш.ш....= ,328-0,27∗,10-−4..=39,36 МПа
      • ,τ-min.= ,,M-,ш.ш.-min..-,M-,τ-ш.ш....= ,−232-0,27∗,10-−4..=−28,26МПа
      • Определяем амплитуду напряжений и среднее напряжение:
      • ,τ-а.= ,,τ-max.−,τ-min.-2.= ,39,36 +28,26-2.=33,81 МПа
      • ,τ-m.= ,,τ-max.+,τ-min.-2.= ,39,36 −28,26-2.=5,55 МПа
      • Аналогично коренной шейке находим запас прочности коренной шейки на изгиб:
      • ,n-τ.=,,τ-−1.-,,,k-τ.-,ε-τ...,τ-a.+,Ψ-τ.,τ-m..=,270-2,5∗33,81 +0,1∗5,55.=3,17
      • С учетом коэффициента динамического усиления ,λ-д.=1,14 - коэффициент динамического усиления для 4-х коленного вала, получим:
      • ,n-,τ-ш.ш...= ,,n-τ.-,λ-д..= ,3,17-1,14.=2,78
      • Допускаемые значения ,n-,τ-ш.ш... находятся в пределах 2,0 – 4,0.
      • Расчёт прочности шатунной шейки на изгиб выполняется для сечения, в котором расположено масляное отверстие. При горизонтальном расположении отверстия расчетной нагрузкой будут экстремальные значения тангенциальной силы и соответствующие моменты.
      • Наиболее нагруженной является 3-я шатунная шейка, значения касательных сил которой равны:
      • ,T-max.= 13810 H; ,T-min.= Š9650 H
      • Рассчитаем моменты, создаваемые этими силами на плече lш.ш. = 0,102 м
      • ,M-,t-max..= ,,T-max.∗,l-ш.ш..-4.= ,13810∗0,102 -4.=352 Н∙м
      • ,M-,t-min..= ,,T-min.∗,l-ш.ш..-4.= ,−9650∗0,102 -4.=−246 Н∙м
      • Определим соответствующие напряжения изгиба:
      • ,σ-max.= ,,M-,t-max..-0,5∗,W-ш.ш...= ,352-0,5∗0,27∗,10-−4..=26,08 МПа
      • ,σ-min.= ,,M-,t-min..-0,5∗,W-ш.ш...= ,−246-0,5∗0,27∗,10-−4..=−18,23 МПа
      • Амплитудные и средние нормальные напряжения:
      • ,σ-м.= ,,σ-max.+,σ-min.-2.= ,26,08 −18,23-2.=3,93 МПа
      • ,σ-а.= ,,σ-max.−,σ-min.-2.= ,26,08 +18,23-2.=22,15 МПа
      • Запас прочности на изгиб по нормальным напряжениям при асимметричном цикле нагружения:
      • ,n-σ.= ,,σ-−1.-,,k-σ.-,ε-σ..∗,σ-а.+,φ-σ.∗,σ-m..= ,500-2,5∗22,15+0,1∗3,93.=8,9
      • где ,,k-σ.-,ε-σ..=2,5 отношение коэффициента концентрации напряжений на краю масляного отверстия к масштабному фактору;
      • ,φ-σ.=0,1 коэффициент, учитывающий асимметрию цикла нагружения.
      • Допустимый запас прочности ,n-σ.=3−5.
      • Общий запас прочности:
      • ,n-⅀.= ,,n-τ.∗,n-σ.-,,,n-τ.-2.+,,n-σ.-2...= ,3,17∗8,9-,,3,17-2.+,8,9-2...=2,98
      • Допустимые значения суммарного запаса ,n-⅀.=1,7−3,0
      • Рис. 6.2. Расчетная схема шатунной группы
      • Исходные данные:
      • Масса поршневой группы mп=0,351 кг
      • Масса шатунной группы mш=0,768 кг
      • Длина поршневой головки lш=0,29 мм
      • Частота вращения n=5800 об/мин
      • Ход поршня S=0,68 м
      • Площадь поршня Fп=0,00515 м2
      • Диаметр верхней головки шатуна:
      • Наружный dг=28 мм
      • Внутренний d=22 мм
      • Радиальная толщина стенки головки:
      • ,h-г.= ,,d-г.−d-2.= ,28−22-2.=3 мм;
      • Для стали 45Г2 имеем:
      • Предел прочности ,σ-в.=800 МПа;
      • Предел усталости при изгибе ,σ-−1.=350 МПа;
      • Предел текучести ,σ-τ.=420 МПа;
      • Расширение-сжатие ,σ-−1Р.=240 МПа;
      • Коэффициент приведения цикла при изгибе (σ=0,25;
      • Коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии (σ=0,12;
      • При изгибе:
      • ,β-σ.= ,,σ-−1.-,σ-τ..= ,350-420.=0,833;
      • ,,β-σ.−,α-0.-1−,β-σ..= ,0,833−0,25-1−0,833.=3,5;
      • При растяжении-сжатии:
      • ,β-0.= ,,σ-−1Р.-,σ-τ..= ,240-420.=0,571;
      • ,,β-0.−,α-σ.-1−,β-0..= ,0,571−0,12-1−0,571.=1,05;
      • Максимальное напряжение пульсирующего цикла
      • ,σ-max.= ,,,m-п.+,m-вг..∗,ω-2.∗R∗(1+λ)-2∗,h-г.∗,l-ш..= ,,0,352+0,05778.∗,576-2.∗0,0405∗(1+0,3)-2∗0,003∗0,029.=56,735 МПа;
      • где mвг = 0,09*mш = 0,09*0,642 = 0,05778 кг.
      • Среднее напряжение и амплитуда напряжения:
      • ,σ-,m-0..= ,σ-,a-0..= ,,σ-max.-2.= ,56,735-2.=28,37 МПа;
      • ,σ-,ак-0..= ,,σ-,а-0..∗,k-σ.-,ε-м.∗,ε-п.., МПа,
      • где ,k-σ.=1,2∗1,8∗,10-−4.∗(,σ-в.−400) - эффективный коэффициент концентрации напряжений
      • ,k-σ.=1,2∗1,8∗,10-−4.∗,800−400.= 1,272.
      • (м=0,86 – масштабный коэффициент;
      • (n=0,82-коэффициент поверхностной чувствительности (чистое обтачивание внутренней поверхности головки)
      • ,σ-,ак-0..= ,28,37∗1,272-0,86∗0,82.=51,17 МПа;
      • Т.к. ,,σ-,ак-0..-,σ-,m-0...= ,51,17-28,37.=1,8 >1,05= ,,β-0.−,α-σ.-1−,β-0.., то запас прочности определяем по пределу усталости
      • ,n-σ.= ,,σ-−1Р.-,σ-,ак-0..+,α-σ.∗,σ-,m-0...= ,240-51,17+0,12∗28,37.=4,4, где допустимые значения (2 - 5)
      • Напряжения от запрессованной втулки:
      • суммарный натяг
      • ∆,= ∆+∆t=0,04+0,02=0,06 мм.;
      • где ∆= 0,04 – натяг посадки бронзовой втулки;
      • ∆t=d∗,,α-в.+,α-г..∗∆Т=22∗,1,8∗,10-−5.−1∗,10-−5..∗110= 0,02 мм - температурный натяг;
      • ∆Т=110 К - средний подогрев головки и втулки.
      • Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой:
      • р= ,⅀∆-d,,,,,d-г.-2.+,d-2.-,,d-г.-2.−,d-2..+μ-,Е-ш..+ ,,,d-2.+,,d-п.-2.-,d-2.−,,d-п.-2..−μ-,Е-в....= ,0,06-22,5,,,,28,5-2.+,22,5-2.-,28,5-2.−,22,5-2..+0,3-2,2∗,10-5..+ ,,,22,5-2.+,22-2.-,22,5-2.−,22-2..−0,3-2,2∗,10-5.... = 14,7 МПа,
      • где μ=0,3 - коэффициент Пуассона;
      • ,d-п.=,0,25−0,3.∗D ≅21 мм;
      • Напряжения от суммарного натяга на внешней поверхности головки:
      • ,σ′-а.=2∗р∗,,d-2.-,,d-г.-2.−,d-2.. =2∗14,7∗,,22-2.-,28-2.−,22-2.. =48,64 МПа;
      • Напряжения от суммарного натяга на внутренней поверхности головки:
      • ,σ′-i.=р∗,,,d-г.-2.+,d-2.-,,d-г.-2.−,d-2..= 14,7∗,,28-2.+,22-2.-,28-2.−,22-2.. = 63,34 МПа;
      • Рис. 6.3. Расчетная схема головки шатуна:
      • а) при растяжении; б) при сжатии
      • Расчет на усталостную прочность сечения перехода головки шатуна в стержень.
      • Максимальная сила, растягивающая головку:
      • ,P-jn.= −,m-n.∗R∗,ω-2.∗,1+λ.= −0,352∗0,0405∗,576-2.∗(1+0,3) = −6148,74 H;
      • Нормальная сила и изгибающий момент в верхней части шатуна φшз=110(- угол заделки головки:
      • ,r-ср.= ,,d-г.+d-4.= ,28+22-4. =12,5 мм – средний радиус головки шатуна
      • ,N-jo.= −,P-jn.∗,0.572−0.0008,φ-шз..=2976 H;
      • ,M-jo.= −,P-jn.∗,r-ср.∗,0.00033,φ-шз.−0,0297.= 0,56 H∙м;
      • Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы:
      • ,N-j.,φ-шз.= ,N-jo.,∗cos-,φ-шз.−0,5∗,P-jn.∗(,sin-,φ-шз..−,cos-,φ-шз..).=2923,4 H;
      • ,M-i.,φ-шз.=,M-jo.+,N-jo.,∗r-ср.∗,1−,cos-,φ-шз...+0,5∗,P-jn.∗,r-ср.∗,,sin-,φ-шз..−,cos-,φ-шз...= 1,232 H∙м;
      • Напряжения на внешнем волокне от растягивающей силы
      • ,σ-aj.= ,2,M-j.,φ-шз.,6,r-ср.+,h-г.-,h-г.∗(2,r-ср.+,h-г.).+K,N-j.,φ-шз..,,10-−6.-,l-ш.∗,h-г.. = 69,3 МПа, где
      • K= ,,E-ш.∗,F-г.-,E-ш.∗,F-г.+,E-в.∗,F-в..=0,923, где
      • ,F-г.=,,d-г.−d.,l-ш.=,28−22.∗29=174 ,мм-2.;
      • ,F-в.=,d−,d-п..,l-ш.=,22−21.∗29=29 ,мм-2..
      • Суммарная сила, сжимающая головку
      • ,Р-сж.=,,Р-z.−,Р-0..∗,F-п.−,m-п.∗R∗,ω-2.∗,,cos-φ+λ,cos-2φ...= 30031,43 Н;
      • Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы.
      • ,N-сж.,φ-шз.= ,Р-сж.,,,N-сж.-,P-сж..+(,,sin-,φ-шз..-2.−,,φ-шз.-π.,sin-,φ-шз.−,1-π..,cos-,φ-шз..).=168,2 Н;
      • ,M-сж.,φ-шз.= ,Р-сж. ∗,r-ср.,,,M-сж.-,P-сж.∗,r-ср..+,,N-сж.-,P-сж..,1−,cos-,φ-шз... −,,,sin-,φ-шз..-2.−,,φ-шз.-π.,sin-,φ-шз.−,1-π..,cos-,φ-шз.... = −1,24 Н∙м
      • ,,N-сж.-,P-сж..=0,0009; ,,M-сж.-,P-сж.∗,r-ср..=0,00025 -табличные данные.
      • Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы
      • ,σ-асж.= ,2,М-сж.,φ-шз.,6,∗r-ср.+,h-г.-,h-г.(2∗,r-ср.+,h-г.).+K∗,N-сж.∗,φ-шз..,,10-−6.-,l-ш.∗,h-г..= −29,87 МПа;
      • Максимальное и минимальное напряжение асимметричного цикла
      • ,σ-max.= ,σ′-a.+,σ-aj.=48,64+69,3=117,94 МПа ;
      • ,σ-min.= ,σ′-a.+,σ-aсж.=48,64−29,87=18,77 МПа;
      • Среднее напряжение и амплитуда напряжений
      • ,σ-m.= ,,σ-max.+,σ-min.-2.= ,117,94+18,77-2.=68,355 МПа;
      • ,σ-а.= ,,σ-max.−,σ-min.-2.= ,117,94−18,77-2.=49,585 МПа ;
      • ,σ-ак.= ,,σ-а.∗,K-σ.-,ε-п.∗,ε-m..= ,49,585∗1,272-0,82∗0,86.=89,44 МПа;
      • т.к. ,,σ-ак.-,σ-m..= ,89,44-68,355.=1,3<3,5= ,,β-σ.−,α-0.-1−,β-σ.. ,
      • то запас прочности в сечении перехода головки шатуна в стержень определяем по пределу текучести:
      • ,n-τ.= ,,σ-τ.-,σ-ак.+,σ-m..= ,420-89,44+68,355.=2,66 допустимые значения (1,7-3).
      • Расчет кривошипной головки шатуна
      • Исходные данные:
      • Масса шатунной группы: mш = 0,642 кг
      • Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца mшп = 0,176 кг
      • Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа mшк = 0,47 кг
      • Масса крышки кривошипной головки mкр ≈0,25mш≈0,160 кг
      • Диаметр шатунной шейки dшш = 50 мм
      • Толщина стенки вкладыша tb = 1,5 мм
      • Расстояние между шатунными болтами сб = (1,3-1,75) dш = 63 мм
      • Длина кривошипной головки lk = (0,45-0,95) dш = 27 мм
      • Максимальная сила инерции:
      • ,P-jp.= −,ω-2.∗R,,,m-п.+,m-шп..,1+λ.+(,m-шк.−,m-кр.).∗,10-−6.= −,576-2.∗0,0405∗,,0,352+0,176.,1+0,3.+(0,47−0,16).∗,10-−6.= −0,018 МН;
      • Момент сопротивления расчетного сечения:
      • ,W-из.= ,,l-к.(,0,5∗,с-б.−,r-1.)-2.-6.= ,,0,027∗(0,5∗0,063−0,0265)-2.-6.=28,7∗,10-−8.,м-3. ;
      • ,r-1.=0,5∗,,d-шш.+2,t-b..=26,5 мм;
      • Момент инерции вкладыша и крышки:
      • ,J-в.= ,l-к.∗,t-в.=28∗,1,5-3.∗,10-−12.=94,5∗,10-−12. ,м-4.
      • J= ,l-к.∗,(0,5,∗с-б.−,r-1.)-3.=28∗,(0,5∗65−25,5)-3.∗,10-−12.=9604∗,10-−12. ,м-4.
      • Напряжения изгиба крышки и вкладыша.
      • ,σ-из.= ,Р-jp.,,0,023∗,с-б.-(1+,,J-в.-J.),W-из..+,0,4-,F-г...=0,018,,0,023∗0,065-,1+,94,5-9604..28,7∗,10-−8..+,0,4-0,000238..=123,1 МПа (удовлетворяет условию ,σ.=100−300 МПа);
      • ,F-г.= ,l-к.∗0,5,,c-б.−,d-шш..= 27∗0,5∗,63−50.∗,10-−6.=0,000176 ,м-2.;
      • Расчет стержня шатуна
      • Длина шатуна: lш = 135 мм;
      • Размеры сечения шатуна: bш=17 мм, aш=5,5 мм, tш=5 мм, hш=24 мм;
      • Внутренний диаметр головки d1 =52 мм;
      • Из динамического расчета имеем:
      • ,Р-р.= ,,,F-p.∗,p-r.−m∗R∗,ω-2..(1+λ).∗,10-−6.= −0,011214 МН;
      • ,P-cg.= ,,F-p.,,p-z.−,p-0..−m∗R∗,ω-2.(cosφ+2cosφ).∗,10-−6.=0,0255 МН;
      • Площадь и момент инерции расчетного сечения В – В
      • ,F-ср.= ,h-ш.∗,b-ш.−,,b-ш.−,a-ш..,,h-ш.−2,t-ш..= 0,024∗0,017−,0,017−0,0055.,0,024−2∗0,005.= 0,000247 ,м-2.;
      • ,J-x.= ,,b-ш.,,h-ш.-2.−,,b-ш.−,a-ш..,(,h-ш.−2,t-ш.)-3.-12.=8,1∗,10-−9. ,м-4.;
      • ,J-y.= ,,h-ш.,,b-ш.-2.−,,h-ш.−,2t-ш..,(,b-ш.−,a-ш.)-3.-12.=5,8∗,10-−9. ,м-4.;
      • Максимальное напряжение от сжимающей силы в плоскости качания шатуна:
      • ,σ-max−x.= ,,K-x.∗,P-сж.-,F-ср..=175,3 МПа ,где
      • ,K-x.=1+,,σ-e.-,π-2.∗,E-ш..∗,,,L-ш.-2.-,J-x..∗,F-ср.=1,1
      • В плоскости перпендикулярной плоскости качания шатуна:
      • ,σ-max−y.= ,,K-y.∗,P-сж.-,F-ср..=163,52 МПа , где
      • ,K-y.=1+,,σ-e.-,π-2.∗,E-ш..∗,,,L-1.-2.-4∗,J-y..∗,F-ср.=1,026,
      • где ,L-1.= ,L-ш.−,d+,d-1.-2.=0,096 м;
      • ,L-1. – длина стержня шатуна между расточками верхней и нижней головок шатуна.
      • Минимальное напряжение осей растягивающей силы:
      • ,σ-min.= ,,P-p.-,F-ср..= −70,1 МПа;
      • Средние напряжения и амплитуды цикла:
      • ,σ-mx.= ,,σ-max−x.+,σ-min.-2.=52,6 МПа;
      • ,σ-my.= ,,σ-max−y.+,σ-min.-2.=46,71 МПа;
      • ,σ-аx.= ,,σ-max−x.−,σ-min.-2.=122,7 МПа;
      • ,σ-аy.= ,,σ-max−y.−,σ-min.-2.=116,81 МПа;
      • ,σ-akx.= ,,σ-ax.∗,k-σ.-,ε-m.∗,ε-p..=139,6 МПа;
      • ,σ-aky.= ,,σ-ay.∗,k-σ.-,ε-m.∗,ε-p..=132,9 МПа;
      • где , K-σ.=1,272; ,ε-m.=0,86; ,ε-р.=1,3;
      • ,,σ-akx.-,σ-mx..= ,139,6-52,6.=2,65 и
      • ,,σ-aky.-,σ-my..= ,132,9-46,71.=2,85
      • то запас прочности в сечении определяется по пределу усталости
      • ,n-σx.= ,,σ-−1p.-,σ-akx.+,α-σ.∗,σ-mx..= ,240-139,6+0,12∗52,6.=1,65;
      • ,n-σy.= ,,σ-−1p.-,σ-aky.+,α-σ.∗,σ-my..= ,240-132,9+0,12∗46,71.=1,73;
      • Расчет шатунных болтов
      • Из расчета кривошипной головки шатуна имеем: максимальная сила инерции, растягивающая кривошипную головку и шатунный болт Pjp=0,018МH
      • Принимаем:
      • номинальный диаметр болта d=11 мм
      • шаг резьбы t=1 мм
      • количество болтов iб=2
      • материал болта Сталь 40Х ГОСТ4543 – 71
      • Для указанной стали имеем: σв = 1000 МПа
      • ,σ-τ. = 900 МПа
      • σ-1р = 330 МПа
      • ασ = 0,16
      • ,β-σ.= ,,σ-−1р.-,σ-τ..= ,330-900.=0,367;
      • ,,β-σ.−,α-σ.-1−,β-σ..= ,0,367−0,16-1−0,367.=0,151;
      • Сила предварительной затяжки:
      • ,P-з.=,2…3.,,P-jp.-,i-б..= 2∗,0,018-2.=0,018 МН;
      • Суммарная сила, растягивающая болт
      • ,Р-б.= ,Р-з.+x,,Р-jp.-,i-б..=0,018+0,2,0,018-2.=0,0198 МН;
      • где x=0,2 – коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.
      • Максимальное и минимальное напряжение, возникающее в болту.
      • ,σ-max.= ,4∗,P-б.-π∗,,d-в.-2..= ,4∗0,0198-3,14∗,0,0096-2..=273,7 МПа ;
      • ,σ-min.= ,4∗,P-пр.-π∗,,d-в.-2..= ,4∗0,018-3,14∗,0,0096-2..=248,8 МПа;
      • где ,d-в.=d−1,4t=11−1,4∗1= 9,6 мм=0,0096 м;
      • Среднее напряжение и амплитуда цикла:
      • ,σ-m.= ,,σ-max.+,σ-min.-2.= ,273,7+248,8-2.=261,25 МПа;
      • ,σ-а.= ,,σ-max.−,σ-min.-2.= ,273,7−248,8-2.=12,45 МПа ;
      • ,σ-ak.= ,,σ-a.+,k-σ.-,ε-m.∗,ε-n..= ,12,45∗4,2-0,86∗0,82.=74,15 МПа;
      • т.к. ,,σ-ak.-,σ-m..= ,74,15-261,25.=0,284>0,151 = ,,β-σ.−,α-σ.-1−,β-σ..
      • то запас прочности определяется по пределу усталости:
      • ,n-σ.= ,,σ-−1p.-,σ-ak.+,α-σ.∗,σ-m..= ,330-74,15+0,16∗261,25.=2,85>,,n-σ..=1,5…2,5

Статистика использования документа

stat Количество обращений: 172
За последние 30 дней: 2
Подробная статистика