Материал: Расчет конструкции двигателя внутреннего сгорания
Напряжение
от суммарного натяга на внутренней поверхности головки:
(4.10)
σ'i < [σ] =150 МПа.
Напряжение
от суммарного натяга на внешней поверхности головки:
(4.11)
σ'a < [σ] =150 МПа.
Расчет
сечения A - A на изгиб; максимальная сила, растягивающая головку:
(4.12)
Где
ω = πn/30 = 3,1416 
5400/30=565,49рад/с.
(4.13)
Нормальная сила и изгибающий мамент в сечении О - О:
(4.14)
(4.15)
где
=105 - угол заделки,
ср = (dГ + d)/4
= (20+16,5)/4=9,125 мм
средний радиус головки.
Нормальная
сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы:
(4.16)
(4.17)
Напряжение
на внешнем волокне от растягивающей силы:
(4.18)
, (4.19)
где
Г = (dГ-d)lШ =(20-16,5)19=66,5 мм
, (4.20)В = (d - dП)lШ
=(16,5-15) 
19=28,5мм. (4.21)
Суммарная сила сжимающая головку:
сж = (pzд - p0)FП
- mПRω2(cosφ + λcos2φ) =(7,420-0,1) 28,274-
0,283 0,0385 
(cos
10+0.285cos 20)=19165,475Н. (4.22)
Нормальная
сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы:
(4.23)
где
Nсж 0/Pср=0,0005 и (Nсж 0/Pср 
)=0,0001 (4.24)
(4.25)
0,002,
(4.26)
1,2588.
(4.27)
Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:
(4.28)
Максимальное и минимальное напряжение асимметричного цикла:
(4.29)
(4.30)
Среднее напряжение и амплитуды напряжения:
(4.31)
(4.32)
(4.33)
Так
как
σак/σm =71,438
/153,485=0,4654 <
(βσ - ασ)/(1 - βσ) =3,98,
то
запас прочности в сечении А - А определяется по пределу текучести:
. (4.34)
.2 Расчёт кривошипной головки шатуна
Из
динамического расчёта и расчёта поршневой головки шатуна имеем: радиус
кривошипа 
м, массу поршневой группы 
, массу шатунной группы 
, угловую
частоту вращения 
, 
. Из
таблицы: диаметр шатунной шейки 
, толщина
стенки вкладыша 
, расстояние между шатунными болтами 
, длина кривошипной головки 
.
Максимальная
сила инерции
(4.35)
где
mкр = 0,25mШ =0,25 0,4241
=0,106кг.
Момент
сопротивления расчётного сечения
(4.36)
где
внутренний радиус кривошипной головки шатуна.
Моменты
инерции вкладыша и крышки
; (4.37)
. (4.38)
Напряжение
изгиба крышки и вкладыша
(4.39)
где
. (4.40)
.3 Расчет стержня шатуна бензинового двигателя
кинематика двигатель поршень шатун
Из динамического расчёта имеем:
, при φ =10, (4.41)
, при φ =0. (4.42)
Принимаю данные:Ш = 135,1 мм;Ш min =11 мм;Ш =15,4 мм;Ш =14,78 мм;Ш =4 мм;Ш =4 мм;
Материал шатуна сталь 45Г 2.
Площадь и моменты инерции расчетного сечения В-В:
(4.43)
(4.44)
(4.45)
Максимальное напряжение от сжимающей силы:
- в плоскости качания шатуна
(4.46)
,
, (4.47)
σе = σВ =800 МПа.
в
плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна
, (4.48)
, (4.49)
. (4.50)
Минимальное
напряжение от растягивающей силы
. (4.51)
Среднее
напряжения и амплитуды цикла:
(4.52)
(4.53)
(4.54)
(4.55)
(4.56)
(4.57)
где
kσ = 1,2 + 1,8·10-4(σВ - 400)
=1,272,
, 
определяются по таблице.
Так
как
(4.58)
(4.59)
Запас прочности в сечении В -В определяется по пределу усталости:
(4.61)
.4 Расчёт шатунного болта
Из расчёта кривошипной головки шатуна имеем: максимальную силу инерции, разрывающую кривошипную головку и шатунные болты:
Pjp
=0,01344 МН. Принимаем: номинальный диаметр болта d=10 мм, шаг резьбы t=1мм,
число болтов 
, материал - сталь 40Х.
По
таблице для легированной стали 40ХHMA определяем: пределы прочности 
, текучести 
и
усталости при растяжении - сжатии 
,
коэффициенты приведения цикла при растяжении - сжатии 
.
(4.62)
(4.63)
Сила
предварительной затяжки:
(4.64)
Суммарная
сила растягивающий болт:
(4.65)
где
Максимальное
и минимальное напряжение, возникающие в болте:
(4.66)
(4.67)
где
dВ = d - 1,4t =10-1,4 1=8,6
мм=0,0086м. (4.68)
Среднее
напряжения и амплитуды цикла:
(4.69)
(4.70)
(4.71)
где
kσ = 1 + q(αкσ - 1) =2,62, (1/стр. 251/табл. 11.6), (4.72)
αкσ =3, 
=1
(1/стр. 253/табл. 11.7), q =0,81(1/стр. 252/рис 11.2), εП =2.2-
обработка роликом.
Так
как
, (4.73)
то
запас прочности болта определяется по пределу текучести:
(4.74)
5. Расчет коленчатого вала
.1 Расчёт коленчатого вала рядного двигателя
На основании динамического расчёта имеем: коленчатый вал полноопоный с симметричными коленами, но с ассиметричным расположением противовесов; сила инерции противовеса, расположенного на продолжении щеки, Pпр=7.124; реакция на левой опоре от противовеса P'пр= -5.143; центробежная сила инерции вращающихся масс KR=-8.659 кН; радиус кривошипа R=38.5мм. С учётом соотношений и анализа существующих двигателей принимаем следующие основные размеры колена вала:
1)
коренная шейка - наружный диаметр 
=42 мм, длина 
=44.4мм
)
шатунная шейка - наружный диаметр 
=36 мм,
длина 
=30мм
) расчётное сечение А -А щеки - ширина b =75 мм, толщина h =13.2мм.
Материал вала - легированная сталь 20.
Из
таблицы и соотношений принимаем: пределы прочности 
и текучести 
и 
; пределы усталости (выносливости) при изгибе
, растяжении - сжатии 
и
кручении 
; коэффициенты приведения цикла при изгибе 
и кручении 
.
По формулам определяем:
при
изгибе
(5.1)
(5.2)
При
кручении:
(5.3)
(5.4)
Удельное
давление на поверхности шатунных шеек:
(5.5)
(5.6)
Результирующие силы, действующие на шатунную шейку:
Rш.ш ср =8348.11 Н,ш.ш max =16520.82 Н.
Рабочая ширина шатунного вкладыша:'ш.ш =lш.ш - 2rгал =26 мм, (5.7)гал =2 мм.
Коренных шеек:
Удельное давление на поверхности коренных шеек:
(5.8)
(5.9)
Рабочая ширина коренного вкладыша:
'к.ш =lк.ш - 2rгал =44.4-2*2= 40.4 мм. (5.10)
.2 Расчет коренной шейки
Момент сопротивления коренной шейки кручению:
(5.11)
Максимальное
и минимальное касательное напряжение:
(5.12)
(5.13)
Скручивающие моменты:max = 204.971 Нм,min = -122.552 Нм
Среднее
напряжение и амплитуда напряжений
(5.14)
(5.15)
(5.16)
где
- коэффициент концентрации напряжений,
=0,4- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений, αКσ =3- теоретический коэффициент концентрации напряжений,
εМτ =0,9- масштабный коэффициент,
εПτ =1.5- коэффициент поверхностной чувствительности.
Так как
, (5.17)
то
запас прочности от касательных напряжений:
(5.18)
.3 Расчет шатунной шейки
Момент сопротивления кручению шатунной шейки:
(5.19)
Максимальное
и минимальное касательные напряжения:
(5.20)
(5.21)