РАСЧЁТ ДЕТАЛЕЙ ША ТУННОЙ ГРУППЫ

П рактическаяработа№6

Р АСЧЁТ П ОРШНЕВОЙ ГОЛОВКИ ШАТУНА

Ц е л ь р аботы: ознакомится с методом расчѐта поршневой головки шатуна и произвести расчѐт еѐ на прочность.

Метод расчёта

Поршневая головка шатуна рассчитывается на:

а) усталостную прочность в сечении I – I от действия инерционных сил (без учѐта запрессованной втулки), достигающих максимальных значений при работе двигателя на режиме макси-мальной частоты вращения холостого хода;

б) напряжения, возникающие в головке от воздействия на неѐ запрессованной втулки;

в) усталостную прочность в сечении А – А (месте перехо-да головки шатуна в стержень – заделка головки) от действия сум-марных (газовых и инерционных) сил и запрессованной втулки.

Расчѐт производится для режима работы двигателя, при котором амплитуда изменения суммарных сил максимальная.

Шатуны автотракторных двигателей изготавливают из сталей 40, 45, 45Г2, 40Х, 40ХН. Для дизелей, работающих в услови-ях наддува при высоком давлении сгорания, шатуны изготавливают из легированных сталей 18Х2Н4МА, 4ХНМА, 40Х2Н2МА, 40Х2АФЕ.

Сечение I – I поршневой головки шатуна подвергается растяжению силой инерции масс поршневой группы и верхней час-ти головки Р j :

æ ö

ç ÷

P = -(m п г +m вг )×èp ×n Х Х max ø2 ×R×(1+l), (6.1) где в г - масса верхней части головки шатуна, кг (ориенти-

ровочно принимается в пределах 6 – 9% от массы шатуна); п г -масса поршневой группы, кг.

Сила Р j создаѐт в сечении I – I максимальное и мини-мальное напряжения, изменяющиеся по закону пульсирующего цикла, так как сила Р j в ВМТ отрицательная и направлена от оси коленчатого вала, а в НМТ положительная и направлена к оси ко-

ленчатого вала и сечение I – I не нагружает.

Максимальное напряжение растяжения поршневой го-ловки шатуна:

2×

×L

smax = j , (6.2) п г пг

где dпг - толщина поршневой головки шатуна, м; L пг -длина поршневой головки шатуна, м.

Минимальное напряжение растяжения в поршневой го-ловки шатуна:

smin = 0. (6.3)

Амплитудное и среднее напряжение sa и sm : smax

a m 2

(6.4)

Учитывая наличие в поршневой головке отверстия для подвода масла, находится теоретический коэффициент концентра-ции напряжений КsТ . Для выбранного материала вала определяет-ся qs коэффициент чувствительности материала к концентрации

напряженийqs .

Коэффициент концентрации напряжений Ks :

Ks =1+q ×(КsТ -1). (6.5)

Определятся Ks и коэффициенты K ds и K Fs могут по справочным таблицам для выбранного материала шатуна.

Выбор соответствующего предельного напряжения:

sa b -as sm 1-b

(6.6)

где bs - отношение предела выносливости при растяже-нии к пределу текучести:

b = s-1Р , (6.7)

as - коэффициент приведения асимметричного цикла к рав-

ноценному симметричному циклу.

b -

Условие sm > 1-b as выполняется, расчет произво-

дим по пределу выносливости:

æ ö

è ø

Зs = s-1Р . (6.8) ç К ds ×К Fs ×sa + аs ×sm ÷

Запас прочности поршневой головки шатуна на растяжение в сечение I – I для автотракторных двигателей составляет 2,5 – 5.

В поршневой головке шатуна имеют место напряжения, обусловленные запрессовкой в нее втулки, а также в силу различия коэффициентов температурного расширения материалов втулки и головки, характеризуемые суммарным натягом:

DS =D+Dt , (6.9)

где D - натяг посадки втулки, мм (D = (0,04...0,12));Dt -температурный натяг, мм:

Dt = d ×(aв -aг )×Dt, (6.10)

где d - внутренний диаметр поршневой головки под втулку, мм; aв - термический коэффициент расширения бронзовой втулки,

1/К (aв =1,8×10-5 );aг - термический коэффициент расширения стальной головки, 1/К (aг =1,0×10-5 ); Dt - степень подогрева

поршневой головки при работе двигателя, К (373 – 393).

Давление от суммарного натяга DS на поверхности со-прикосновения втулки с головкой считается равномерно распреде-ленным и определяется по формуле:

( )

г г г

н н в

E E

ï ï ïï

ë û ë û

d +

ï ï ïï

р = ì ìé d2 + d2 / (d2 -d2 )+ m ù S é(d2 +d2 )/ (d2 -d2 )-m ùüü , í í ýý

î î г в þþ (6.11)

где d г ,d,d н - соответственно наружный и внутренний диа-

метр поршневой головки и внутренний диаметр втулки (наружный диаметр поршневого пальца), мм; Е г ,mг - модуль упругости мате-

риала поршневой головки шатуна, МПа (для сталейE г = 2,2×105 ) и коэффициент Пуассона; Е в,mв - то же для втулки (для бронз

E в =1,15×105 ). Коэффициент Пуассона mг =mв =0,3.

Напряжения на внешней и внутренней поверхностях поршневой головки от действия суммарного натяга определяются по формулам Ламе:

2× p×d2 а d2 -d2

p×(d2 +d2) i d2 -d2

(6.12)

(6.13)

Напряжения s ¢ и s¢могут достигать 100…150 МПа.

В теле поршневой головки шатуна напряжения от силы инерции jпг деталей поршневой группы рассчитываются в предпо-ложении, что радиальное давление, создаваемое этой силой по

внутренней поверхности верхней половины головки распределяется равномерно (рисунок 6.1).

Сила инерции деталей поршневой группы jпг :

Р jпг =-m п г ×R×w2 ×(1+l) (6.14)

Рисунок 6.1 - Распределение нагрузок в поршневой головке и эпюры напряжений в ее внутреннем и внешнем волокнах при рас-тяжении.

Напряжения подсчитывают по уравнениям для бруса малой кривизны предполагается, что криволинейная балка защемлена в местах перехода проушины в стержень, т.е. в местах, где увеличи-вается площадь сечения. Головку рассекают по продольной оси симметрии шатуна, а действие отброшенной правой части заменя-ется нормальной силой N j0 и изгибающим моментом M j0, кото-рые определяются по следующим эмпирическим зависимостям:

N j0 =-P п г ×(0,572-0,0008×yз ), (6.15)

j с

M j0 =-P п г ×r р ×(0,33×yз -29,7)×10-3 , (6.16)

где y¢ - угол заделки (100 - 1300); r р = (d г + d) / 4 - средний

радиус поршневой головки, мм.

Значения М j1 и N j1 для текущего значения угла y ¢, из-

меняющегося от 00 до 900:

с j с

М j1 = M j0 + N j0 ×r р ×(1-cosy/ )+0,5×P п г ×r р ×(1-cosy/ ) , (6.17)

N j1 = N j0 ×cosy/ -0,5×P п г ×(1-cosy/ ) . (6.18)

На участке при изменении y ¢ от 900 до угла заделки y¢:

с j с

М j1 = M j0 + N j0 ×r р ×(1-cosy/ )+0,5×P п г ×r р ×(siny/ -cosy/ ), (6.19)

N j2 = N j0 ×cosy/ -0,5×P п г ×(siny/ -cosy/ ). (6.20)

Напряжения подсчитываются для нескольких значений y ¢ по следующим формулам:

В крайних волокнах у внешней поверхности:

é ù

×(2×r +

) L ×

ê ú

ë û

sаj = ê2×M j × 6× с р +dпг +b×N j ú× 1 , (6.21) п г ср пг пг пг

у внутренней –

é ù

×(2×r -

) L ×

ê ú

ë û

sij = ê-2×M j × 6× с р -dпг +b×N j ú× 1 , (6.22) п г ср пг пг пг

где dпг - толщина стенки головки:

dп г =(d г -d)/ 2, (6.23)

где b - коэффициент, учитывающий наличие запрессованной с натягом втулки. Коэффициент b зависит от соотношения жестко-стей на растяжение головки и втулки:

г г в

b= E г ×F /(E г ×F +E в ×F ), (6.24)

г в

где F ,F - площадь сечения соответственно стенок головки

и втулки:

г п

F =(d г -d)×L г , (6.25)

в п

F =(d -d н)×L г , (6.26)

Расчет M j ,N j ,sа j ,si j производится от нуля до 1200. и ре-

зультаты заносятся в таблицу.

Максимальные напряжения в крайних волокнах у внешней поверхности sа j возникают в местах заделки (при y¢ =y¢ ); для

снижения sа j желательно уменьшать угол заделки y¢ и увеличи-

вать радиус дуги сопряжения головки со стержнем шатуна. Напряжения, вызываемые сжимающей силой, при косину-

соидальном распределении нагрузки на нижнюю часть головки ша-туна получают наилучшее совпадение экспериментальных данных с расчетными.

Суммарная сила с ж , сжимающая головку, достигает максимального значения после ВМТ (примерно 10 – 20 град ПКВ) в начале расширения:

с п

Р ж =(p z д - p0)×F -m п г ×R×w2 ×(1+l), (6.27)

где p z д - максимальное давление сгорания, определяемое по скруглѐнной индикаторной диаграмме.

Изгибающие моменты и нормальные силы в любом сечении поршневой головки на участке 1 определяются по формулам:

М1 = M0 + N0 ×r р ×(1-cosy/ ), (6.28) N1 = N0 ×cosy/ (6.29)

Соответственно в сечениях на участке 2:

P r

y y

M2 = M0 + N0 ×r р ×(1-cosy/ )- с ж × с р×B, (6.30) N2 = N0 ×cosy/ + P ж ×B , (6.31) B = si 2 / -180 ×siny / - 1 ×cosy / . (6.32)

Нормальная сила N0 и изгибающий момент M0 , входящие в уравнения (6.28) – (6.31), определяются с помощью таблицы 6.1, для известных угла заделки заделки y¢ и сжимающей силы с ж .

Напряжения подсчитываются для нескольких значений y ¢ по следующим формулам:

в крайних волокнах у внешней поверхности:

ê ú

×(2×r +

) L ×

ë û

s = é2×M × 6×r р +dпг +b×Nù× 1 , (6.33) ê п г ср пг ú п г пг

у внутренней –

ê ú

×(2×r -

) L ×

ë û

s = é-2×M × 6×r р -dпг +b×Nù× 1 . (6.34) ê п г ср пг ú п г п г

Расчет M, N,sa ,si производится от нуля до yз с шагом 100 и результаты заносятся в таблицу.

Наибольшие напряжения от сжимающих сил возникают в местах перехода головки в стержень шатуна, т.е. при y¢ =y¢ : во

внешних волокнах - напряжения сжатия, во внутренних - растяже-ния. Суммарные напряжения в этом сечении от давления газов и инерционных сил, а также вследствие запрессовки втулки изменя-

ются по ассиметричному циклу, а минимальным запасом прочности обладают крайние волокна у наружной поверхности, где

smax =sa +sa j , (6.35) smin =sa +sa . (6.36)

Дальнейший расчѐт запаса прочности поршневой головки шатуна производится по известной методике с определением ам-плитудного и среднего напряжений цикла и дальнейших расчѐтов.

Запасы прочности поршневых головок находятся в пре-делах 2,5 – 5,0.

П араметры д ля расчёта

Согласно варианту по табл. 10 Приложения принимаются значения следующих параметров для расчѐта поршневого головки шатуна: п г , L пг , d г ,d,d н .

П рактическаяработа№7 РАСЧЁТ СТЕРЖНЯ ШАТУНА

Ц е л ь р аботы: ознакомится с методом расчѐта стержня ша-туна и произвести расчѐт его на прочность.

Метод расчёта

Стержень шатуна подвергается растяжению силой инерции P j поступательно движущихся масс, расположенных выше расчет-

ного сечения, и сжатию силой равной разности силы давления газов и силы инерции.

Стержень шатуна рассчитывают на усталость в месте его сопряжения с кривошипной головкой, которое условно располага-ется в центре тяжести шатуна. Расчет ведется для режима номи-нальной мощности.

Сила, растягивающая шатун, достигает максимального зна-чения в начале такта выпуска и определяется по формуле:

ç ÷

è ø

P = -(m п г +0,275×m ш )×æp ×n но м ö2 ×R×(1+l) , (7.1)

где m ш - масса шатуна, кг.

Сила, сжимающая шатун, достигает максимального зна-чения в начале рабочего хода при p z д :

п j

Р = (p z д - p0 )×F + P . (7.2)

В рассматриваемом сечении возникают максимальные на-пряжения сжатия от силы P и от продольного изгиба в плоскости качания шатуна и в плоскости, перпендикулярной к плоскости ка-чания:

smax x = k x ×P , (7.3) B-B

k y ×P max y

B-B

(7.4)

где k x и k y –коэффициенты, учитывающие продольный

изгиб шатуна в рассматриваемых плоскостях; B-B - площадь попе-речного сечения шатуна в центре его тяжести, м2:

F B-B = h ш b ш -(b ш -a ш )(h ш - 2t ш ) (7.5) .

Для существующих конструкций шатунов k x » k y »1,1-1,2 . В шатунах современных двигателей напряжения smax на-

ходятся в допускаемых пределах 160 - 250 МПа (углеродистые ста-ли) и 200 – 350 МПа (легированные стали).

От растягивающей силы P j:

smin = j . (7.6) B-B

Напряжения smax и smin являются переменными по знаку и определяют размах знакопеременного ассиметричного цикла.

Запасы прочности стержня шатуна определяются по из-вестным формулам в предположении, что коэффициент концентра-ции напряжений зависит только от материала шатуна.

Для стержней шатунов автотракторных двигателей запас прочности должен быть не менее 2 – 2,5.

П араметры д ля расчёта

Согласно варианту по табл.12 Приложения принимаются значения следующих параметров для расчѐта стержня шатуна: m ш ,

m F

п г , B-B .

= Р × +

ê ú

П рактическаяработа№8 РАСЧЁТ КРЫШКИ ШАТУНА

Ц е л ь работы: ознакомится с методом расчѐта крышки ша-туна и произвести расчѐт еѐ на прочность.

Метод расчёта

Приближѐнный расчѐт кривошипной головки шатуна сво-дится к определению напряжения изгиба в среднем сечении крыш-ки кривошипной головки шатуна от инерционных сил P j p , имею-

щих максимальное значение в начале такта впуска силами инерции поступательно движущихся и вращающихся масс, расположенных выше плоскости разъема кривошипной головки:

P p =-((m п г +m ш п )×(1+l)+(m ш к -m к р ))×w2 ×R, (8.1)

где m ш п - масса поршневой головки шатуна, совершающая возвратно-поступательное движение, кг; m ш к - масса кривошипной головки шатуна, совершающая вращательное движение, кг; m к р -масса крышки кривошипной головки шатуна,

m кр » (0,20-0,28)×m ш , кг; m ш - масса шатунной группы, кг.

Напряжения при изгибе крышки с учетом совместной деформации вкладышей:

é 0,023×C 0,4ù и jp ê(1+ J в / J)×W F ú

(8.2)

ë û

к 1

где С б - расстояние между шатунными болтами, м; J в,J -момент инерции расчетного сечения соответственно вкладыша и крышки: J в = к г ×dв3 , J = L г ×(0,5×С б -r)3 , м4; L кг - длина кри-вошипной головки шатуна, м; dв - толщина стенки вкладыша, м;

r =0,5×(d ш ш +2×dв ) - радиус внутренней поверхности кривошип-

к 1

ной головки, м; d ш ш - диаметр шатунной шейки, м; W - момент со-противления расчетного сечения крышки, W = L г ×(0,5×C б -r )2 ,

г к

м3; F г - суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сече-нии, F =0,5×L г ×(С б -d ш ш), м2.

Значения sи изменяются в допустимых пределах 100 -

300 МПа.

П араметры д ля расчёта

Согласно варианту по табл. 11 Приложения принимаются значения следующих параметров для расчѐта крышки шатуна: С б ,

L к г , dв , d ш ш .

П рактическаяработа№9 РАСЧЁТ ШАТУННЫХ БОЛТОВ

Ц е л ь работы: ознакомится с методом расчѐта шатунных болтов и произвести расчѐт их на прочность.

Метод расчёта

В четырѐхтактных двигателях болты, стягивающие поло-винки кривошипной головки шатуна, подвергаются растяжению от действия сил инерции поступательно движущихся масс, располо-женных над плоскостью разъѐма кривошипной головки. Величину этих сил инерции определяют по формуле 8.1. Кроме того, болты испытывают растяжение от предварительной затяжки.

Шатунные болты должны обладать высокой механической прочностью и надѐжностью. Изготовляют их из стали 35Х, 40Х, 35ХМА, 37ХН3А. При больших напряжениях затяжки болты изго-товляют из легированной стали с более высокими пределами текучести – 18ХНВА, 20ХН3А, 40ХН, 40ХНМА.

При работе двигателя силы инерции P j p стремятся разо-

рвать болты при положении поршня в ВМТ. Поэтому они должны быть затянуты настолько, чтобы не была нарушена плотность со-единения при действии этой силы.

Силой предварительной затяжки, Н:

P р = (2-3)×Р jp , (9.1) б

где z б -число шатунных болтов. Суммарная сила, растягивающая болт:

б п

P = P р + c × J p , (9.2)

где c - коэффициент основной нагрузки резьбового соеди-нения. По опытным данным коэффициент c изменяется в пределах

0,15 – 0,25. С уменьшением диаметра шатунного болта значение c, как правило, уменьшается.

Максимальные и минимальные напряжения определяют-

ся в сечении болта площадью о р по внутреннему диаметру резьбы:

P F

smax = б / ор , (9.3)

P F

smin = п р / о р . (9.4)

Площадь болта о р определяется по внутреннему диаметру

резьбы:

F р = p ×d2 , (9.5)

где d в =d -1,4×t - внутренний диаметр резьбы болта, м; d - но-минальный диаметр болта, м; t - шаг резьбы, м.

Запасы прочности шатунного болта определяются по из-вестным формулам в предположении, что коэффициент концентра-ции напряжений зависит от вида концентратора и свойств материа-ла.

Для шатунных болтов автотракторных двигателей запас прочности должен быть не ниже 2.

П араметры д ля расчёта

Согласно варианту по табл. 11 Приложения принимаются значения следующих параметров для расчѐта шатунных болтов: z б ,

d , t .

ПРИЛОЖЕНИЯ

Таблица 1 – Значения коэффициентов приведения асимметричного цикла к равнозначному симметричному as и at

Предел прочно-сти стали sВ, МПа

Вид деформации

изгиб as

растяжение -сжатие as

кручение at

350 - 450 450 - 600 600 - 800 800 - 1000 1000 - 1200 1200 - 1400 1400 - 1600

0,06 - 0,10 0,08 - 0,13 0,12 - 0,18 0,16 - 0,22 0,20 - 0,24 0,22 - 0,25 0,20 - 0,30

0,06 - 0,08 0,07 - 0,10 0,09 - 0,14 0,12 - 0,17 0,16 - 0,20 0,16 - 0,23 0,23 - 0,25

0 0 0 - 0,08 0,06 - 0,10 0,08 - 0,16 0,10 - 0,18 0,18 - 0,20

Таблица 2 – Значения теоретического коэффициента концентрации напряжений

Вид концентратора напряжений

Ksт

Полукруглая выточка при отношении радиуса к диаметру стержня: 0,1 0,5 1,0 2,0 Галтель при отношении радиуса галтели к диаметру стержня: 0,0625 0,125 0,25 0,5 Переход под прямым углом Острая V-образная выточка (резьба) Отверстия при отношении диаметра отверстия к диаметру стержня от 0,1 до 0,33 Риски от резца на поверхности изделия

2,0 1,6 1,2 1,1 1,75 1,50 1,20 1,10 2,0 3,0 - 4,5 2,0 - 3,0 1,2 - 1,4

Таблица 3 – Механические свойства легированных сталей, МПа

Марка стали	sВ	sТ	s-1	s-1р	tТ	t-1
20Х 30Х 30ХМА 35Х 35ХМА 38ХА 40Х 40ХН 45Х 50ХН 12ХН3А 18ХН24А 18ХНВА 25ХНМА 20ХН3А 25ХНВА 30ХГСА 37ХН3А 40ХНМА	650 - 850 700 - 900 950 950 950 950 750 - 1050 1000 - 1450 850 - 1050 1100 950 - 1400 1100 1150 - 1400 1150 950 - 1450 1100 - 1150 1100 1150 - 1600 1150 - 1700	400 - 600 600 - 800 750 750 800 800 650 - 950 800 - 1300 700 - 950 850 700 - 1100 850 850 - 1200 - 850 - 1100 950 - 1050 850 1000 - 1400 850 - 1600	310 - 380 360 470 --- 320 - 480 460 - 600 400 - 500 550 420 - 640 - 540 - 620 - 430 - 650 460 - 540 510 - 540 520 - 700 550 - 700	230 260 ---- 240 - 340 320 - 420 -- 270 - 320 - 360 - 400 -310 310 - 360 500 - 530 --	360 420 ----- 390 -- 400 -550 ----- 700	230 220 ---- 210 - 260 240 -- 220 - 300 - 300 - 360 - 240 - 310 280 - 310 220 - 245 320 - 400 300 - 400

Таблица 4 – Механические свойства углеродистых сталей, МПа

Марка стали	sВ	sТ	s-1	s-1р	tТ	t-1
10 15 20 20Г 25 30 35 35Г2 40 40Г 45 45Г2 50 50Г 60Г 65 65Г	320 - 420 350 - 450 400 - 500 480 - 580 430 - 550 480 - 600 520 - 650 680 - 830 570 - 700 640 - 760 600 - 750 700 - 920 630 - 800 650 - 850 670 - 870 750 - 1000 820 - 920	180 200 240 480 240 280 300 370 310 - 400 360 340 420 350 370 340 380 400	160 170 170 - 220 250 190 200 - 270 220 - 300 260 230 - 320 250 250 - 340 310 - 400 270 - 350 290 - 360 250 - 320 270 - 360 300	120 - 150 120 - 160 120 - 160 180 - 170 - 210 170 - 220 190 180 - 240 180 190 - 250 210 200 - 260 -210 220 - 260 220	140 140 160 170 -170 190 240 -210 220 260 -- 250 260 260	80 - 120 85 - 130 100 - 130 90 - 110 - 140 130 - 180 160 140 - 190 150 150 - 200 180 - 220 160 - 210 -170 170 - 210 180

Таблица 5 - Механические свойства чугунов, МПа

Марка чу-гуна	sВ	sВИ	sВС	tВ	s-1	t-1	sТ (условный)
СЧ 15-32 СЧ 21-40 СЧ 24-44 СЧ 28-48 СЧ 32-52 СЧ 35-56 СЧ 38-60	150 210 240 280 320 350 380	650 750 850 1000 1100 1200 1300	320 400 440 480 520 560 600	240 280 300 350 390 400 460	70 100 120 140 140 150 150	50 80 100 110 110 115 115	-------
ВЧ 45-0 ВЧ 45-5 ВЧ 40-10 ВЧ 50-1,5 ВЧ 60-2	450 450 400 500 600	----	700 700 700 900 1100	-----	-----	-----	350 330 300 380 420
КЧ 30-6 КЧ 33-8 КЧ 35-10 КЧ 37-12 КЧ 45-6 КЧ 50-4 КЧ 60-3	300 330 350 370 450 50 60	-------	490 530 570 580 700 800 950	-------	-------	-------	190 210 220 230 280 320 380

Таблица 6 – Значения масштабных коэффициентов

Масштабный коэффициент

Размеры детали, мм

10*

10 - 15

15 - 20

20 - 30

30 - 40

40 - 50

50 - 100

100 - 200

Kds Kdt

1 1

1 - 0,95 1 - 0,94

0,95 - 0,90 0,94 - 0,88

0,90 - 0,85 0,88 - 0,83

0,85 - 0,80 0,83 - 0,78

0,80 - 0,75 0,78 - 0,72

0,75 - 0,65 0,72 - 0,60

0,65 - 0,55 0,60 - 0,50

* Для деталей размером меньше 10 мм значения и Kd могут достигать 1,1 - 1,2.

Таблица 7 – Значения коэффициентов влияния шероховатости

Вид обработки или поверхностного упрочнения

KFs»KFt*

Полирование без поверхностного упрочнения Шлифование без поверхностного упрочнения Чистовое обтачивание без поверхностного упроч-нения Грубое обтачивание без поверхностного упрочне-ния Без обработки и без поверхностного упрочнения Обдувка дробью Обкатка роликом Цементация Закалка Азотирование

1 0,97 – 0,85 0,94 – 0,80 0,88 – 0,60 0,76 – 0,50 1,1 – 2,0 1,1 – 2,2 1,2 – 2,5 1,2 – 2,8 1,2 – 3,0

* При поверхностном упрочнении детали значения KFs и KFt не зависят от предварительной механической обработки. С увеличением коэффициента Ks и уменьшением размеров детали KFs и KFt возрастают.

Рисунок 1 – Расчетная схема силовой шпильки

Таблица 8 – Основные параметры двигателя и размеры силовых элементов

Вариант	Прототип	n, мин-1	D, мм	S, мм	pz, МПа	zшп	Размер резьбы	lгол, мм	lшп, мм
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
1.	Д-120	2000	105	120	6,5	4	М14x1,5	93	270
2.	Д-144	1800	105	120	7,2	4	М14x1,5	93	270
3.	Д-145Т	2200	105	120	9,6	4	М14x1,5	93	270
4.	Д-243	2200	110	125	6,4	5	М14х1,5	65	150
5.	Д-245.3	2200	110	125	9,8	5	М14х1,5	65	150
6.	Д-245.4	1800	110	125	12,5	5	М14х1,5	65	150

Продолжение табл.8

1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
7.	Д-245.7	2400	110	125	10,8	5	М14х1,5	65	150
8.	Д-246.3	1500	110	125	8,4	5	М14х1,5	65	150
9.	Д-249.9	2300	110	125	13,8	6	М14х1,5	72	180
10.	Д-260.7	2100	110	125	10,2	5	М14х1,5	65	150
11.	Д-266.3	1500	110	125	8,6	5	М14х1,5	65	150
12.	ВАЗ-341	5000	76	80	6,5	4	М12х1	87	90
13.	ЗМЗ-514	4200	87	94	7,2	4	М12х1	78	180
14.	ЯМЗ-5340	2300	105	128	14,2	6	М14х1,5	78	120
15.	ЯМЗ-650	1900	123	156	12,6	6	М16х1,5	90	132
16.	ВАЗ-2103	5600	76	80	4,8	4	М12х1	87	90
17.	ВАЗ-2108	5600	76	71	5,2	4	М12х1	87	90
18.	ВАЗ-2110	5400	82	71	5,6	4	М12х1	87	90
19.	ВАЗ-21124	5600	82	75,6	6,4	4	М12х1	87	90
20.	ЗАЗ-110	5500	72	67	5,6	4	М12х1	85	90
21.	ЗМЗ-402	4500	92	92	5,2	4	М14х1,5	78	180
22.	ЗМЗ-405	5200	95,5	94	5,8	4	М14х1,5	82	115
23.	ЗМЗ-406	5200	92	86	6,5	4	М14х1,5	82	127
24.	ЗМЗ-73	3600	92	80	4,8	4	М12х1	78	180
25.	ЗИЛ-508	3200	100	95	4,7	4	М14x1,5	92	160

Рисунок 2 – Расчетная схема поршня и поршневого пальца

Таблица 9 – Относительные размеры деталей поршневой группы

Наименование элементов поршня	Бензиновые двигатели	Дизели
1	2	3
Толщина, днища поршня, d/D Высота поршня, H/D Высота огневого (жарового) пояса, e/D Толщина первой кольцевой перемычки, h п / D Высота верхней части поршня, h 1 /D Высота юбки поршня, h ю / D Внутренний диаметр поршня, d i Толщина стенки головки поршня, s/D Толщина стенки юбки поршня, dю, мм Радиальная толщина кольца, t/D: компрессионного маслосъемного	0,05 - 0,09 0,08 - 1,20 0,06 - 0,09 0,03 - 0,05 0,45 - 0,75 0,60 - 0,75	0,12 - 0,20 1,00 - 1,50 0,11 - 0,20 0,04 - 0,06 0,60 - 1,00 0,60 - 0,70
	d i =D-2(s+t)+Δt
	0,05 - 0,10 1,50 - 4,50 0,035 - 0,045 0,030 - 0,043	0,05 - 0,10 2,00 - 5,00 0,040 - 0,045 0,038 - 0,043

Продолжение табл. 9

1	2	3
Радиальный зазор кольца в канавке поршня, Δt, мм: компрессионного маслосьемного Высота кольца, а, мм Разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии, Ж/t Число масляных отверстий в поршне,n’ м Диаметр масляного канала, d м /a Диаметр бобышки, d б /D Расстояние между торцами бобышек, b/D Наружный диаметр поршневого пальца, d п / D Внутренний диаметр поршневого пальца, d в /d п Длина пальца, l п / D: закреплѐнного плавающего Длина головки шатуна, l ш /D: при закрепленном пальце при плавающем пальце	0,70 - 0,95 0,90 - 1,10 1,50 - 4,00 2,5 - 4,0 6 - 12 0,3 - 0,5 0,3 - 0,5 0,3 - 0,5 0,22 - 0,28 0,65 - 0,75 0,85 - 0,90 0,78 - 0,88 0,28 - 0,32 0,33 - 0,45	0,70 - 0,95 0,90 - 1,10 3,00 - 5,00 3,2 - 4,0 6 - 12 0,3 - 0,5 0,3 - 0,5 0,3 - 0,5 0,30 - 0,38 0,50 - 0,70 0,85 - 0,90 0,80 - 0,85 0,28 - 0,32 0,33 - 0,45

Рисунок 3 – Расчетная схема шатуна

Таблица 10 – Параметры поршневой головки шатуна

Величина	Бензиновые двигатели	Дизели
Внутренний диаметр поршневой го-ловки d: без втулки с втулкой Наружный диаметр головки d г Длина поршневой головки шатуна l ш: с закрепленным пальцем с плавающим пальцем Минимальная радиальная толщина стенки головки h г Радиальная толщина стенки втулки s в	d»d n (1,10 - 1,25)d n (1,25 - 1,65)d n (0,28 - 0,32)D (0,33 - 0,45)D (0,16 - 0,27)d n (0,055 - 0,085)d n	d»d n (1,10 - 1,25)d n (1,3 - 1,7)d n (0,28 - 0,32)D (0,33 - 0,45)D (0,16 - 0,27)d n (0,070 - 0,085)d n

Таблица 11 - Размеры кривошипной головки

Величина	Пределы изменения
Диаметр шатунной шейки d ш.ш Толщина стенки вкладыша t в: тонкостенного толстостенного Расстояние между шатунными болтами С б Длина кривошипной головки l к	(0,56 - 0,75)D (0,03 - 0,05)d ш.ш 0,1d ш.ш (1,30-1,75)d ш.ш (0,45 - 0,95)d ш.ш

Таблица 12 - Размеры сечения шатуна

Величина	Бензиновые двигатели	Дизели
h ш min h ш b ш a ш»t ш	(0,50 - 0,55)d г (1,2 - 1,4)h ш m in (0,50-0,60)l ш (2,5-4,0)	(0,50-0,55)d г (1,2-1,4)h ш m in (0,55-0,75)l ш (4,0-7,5)

ЛИТ Е Р АТУРА

1. Конструкция и расчет автотракторных двигателей / Вихерт М.М. [и др.]. - М.: Машиностроение, 1964. - 552 с.: ил.

2. Двигатели внутреннего сгорания: Конструирование и рас-чет на прочность поршневых и комбинированных двигателей / Д.Н.Вырубов [и др.]; Под ред. А.С.Орлина, М.Г.Круглова – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1984. - 384 с.: ил.

3. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн.2. Динамика и конструирование: Учеб. /В.Н. Луканин [и др.]; Под ред. В.Н.Луканина. – М.: Высш. шк., 1995. – 319 с.: ил.

4. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчѐт автомобильных и трак-торных двигателей: учебное пособие для вузов. - 3-е изд. перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 2002. - 496 с.: ил.

5. Расчѐт и конструирование автомобильных и тракторных двигателей (дипломное проектирование): учебное пособие для ву-зов /Б.Е.Железко [и др.]. – Мн.: Вышэйшая школа, 1987. – 247 с.; ил.

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ.............................................................................................3

1. РАСЧЁТ ДЕТАЛЕЙ ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ.........4 Практическая работа № 1 РАСЧЁТ ГИЛЬЗЫ ЦИЛИНДРА ДВИГАТЕЛЯ ..........................................................................................4 Практическая работа № 2 РАСЧЁТ СИЛОВЫХ ШПИЛЕК ГОЛОВКИ БЛОКА.................................................................................8 Практическая работа № 3 РАСЧЁТ ПОРШНЯ...............................12 Практическая работа № 4 РАСЧЁТ ПОРШНЕВОГО КОЛЬЦА...16 Практическая работа № 5 РАСЧЁТ ПОРШНЕВОГО ПАЛЬЦА...19

2. РАСЧЁТ ДЕТАЛЕЙ ШАТУННОЙ ГРУППЫ...............................22 Практическая работа № 6 РАСЧЁТ ПОРШНЕВОЙ ГОЛОВКИ ШАТУНА..............................................................................................22 Практическая работа № 7 РАСЧЁТ СТЕРЖНЯ ШАТУНА...........31 Практическая работа № 8 РАСЧЁТ КРЫШКИ ШАТУНА............33 Практическая работа № 9 РАСЧЁТ ШАТУННЫХ БОЛТОВ .......35

ПРИЛОЖЕНИЯ....................................................................................37 ЛИТЕРАТУРА......................................................................................49

Дата добавления: 2018-09-22; просмотров: 369; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 12

Мы поможем в написании ваших работ!