Details

Title: Бензиновый двигатель Ne=50 кВт для плавающего автомобиля: бакалаврская работа: 13.03.03
Creators: Львов Андрей Витальевич
Scientific adviser: Шабанов Александр Юрьевич
Organization: Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого. Институт энергетики и транспортных систем
Imprint: Санкт-Петербург, 2016
Collection: Выпускные квалификационные работы; Общая коллекция
Subjects: бензиновые двигатели; двигатели внутреннего сгорания; автомобильный транспорт
Document type: Bachelor graduation qualification work
File type: PDF
Language: Russian
Speciality code (FGOS): 13.03.03
Speciality group (FGOS): 130000 - Электро- и теплоэнергетика
DOI: 10.18720/SPBPU/2/v17-900
Rights: Доступ по паролю из сети Интернет (чтение, печать, копирование)

Allowed Actions:

Action 'Read' will be available if you login or access site from another network Action 'Download' will be available if you login or access site from another network

Group: Anonymous

Network: Internet

Annotation

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.

Document access rights

Network User group Action
ILC SPbPU Local Network All Read Print Download
Internet Authorized users SPbPU Read Print Download
Internet Authorized users (not from SPbPU)
-> Internet Anonymous

Table of Contents

  • 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

Usage statistics

stat Access count: 23
Last 30 days: 0
Detailed usage statistics