А Шатунные болты изготовляют из сталей 35Х 40Х 45Х 40ХН 35ХМА 37ХН3А В бензиновых двигателях шатуны часто изго
Работа добавлена на сайт samzan.net:
Расчет шатуна
Расчет шатуна сводится к определению напряжений, деформаций и запасов прочности в поршневой головке, стержне, кривошипной головке и стяжных болтах (шпильках).
В качестве материалов для изготовления шатунов используются стали 40, 45, 45Г2, 18ХНМА, 18ХНВА, 40ХНМА). Шатунные болты изготовляют из сталей 35Х, 40Х, 45Х, 40ХН, 35ХМА, 37ХН3А
В бензиновых двигателях шатуны часто изготовляют из ковкого перлитного чугуна с содержанием углерода 0,85%.
Для втулок поршневых головок используют бронзы: алюминиево-железистую Бр. АЖ 9-4 (НВ 110), оловянно-цинковые Бр. ОЦ 10-2 (НВ 65-75) и ОЦС 4-4-2,5 (YD 65-75), оловянно-фосфористые (НВ 90-120).
Антифрикционные материалы для вкладышей подшипников: свинцовистые и оловянистые баббиты; сплав СОС 6-6; свинцовистая бронза Бр. С30(30% Pb), сплавы АСМ (алюминий-сурьма-магний), АО 22 (20% олова).
Расчет поршневой головки
Расчет поршневой головки шатуна сводится к определению усталостной прочности в сечении I−I от действия силы инерции (без учета запрессованной втулки) при работе двигателя на режиме максимальной частоты вращения холостого хода, напряжения от действия запрессованной втулки и усталостной прочности в сечении А−А (месте перехода головки шатуна в стержень) от действия суммарной силы и запрессованной в поршневую головку втулки. Расчет производится для режима работы двигателя, на котором амплитуда суммарной силы максимальна.
Максимальная сила, нагружающая поршневую головку в сечении I−I,
,
где − масса верхней части поршневой головки (выше сечения I−I).
Максимальное напряжение в сечении I−I
.
Минимальное напряжение в сечении I−I .
Методика определения запасов прочности представлена в разделе «Расчет на прочность с учетом переменной нагрузки».
Допускаемая величина запаса прочности составляет 2,55.
Суммарный натяг (мм) от запрессовки в поршневую головку втулки и различия коэффициентов расширения материалов втулки и головки
=Δ+,
где Δ – натяг посадки бронзовой втулки, мм; =d – температурный натяг, мм, где d – внутренний диаметр поршневой головки, мм; =1,8· 1/К – термический коэффициент расширения бронзовой втулки; =1,0· 1/К – термический коэффициент расширения стальной головки шатуна; – средняя температура подогрева головки и втулки при работе двигателя.
Удельное давление (МПа) от суммарного натяга на поверхности сопряжения втулки с головкой
где , и − соответственно наружный и внутренний диаметры головки и внутренний диаметр втулки, мм; − коэффициент Пуассона; − модуль упругости стального шатуна; − модуль упругости бронзовой втулки.
Напряжение от суммарного натяга на внешней и внутренней поверхностях поршневой головки определяются по формулам Ляме:
; .
Значения и могут достигать 100-150 МПа.
Сечение А−А поршневой головки нагружается переменной суммарной силой и постоянной силой от действия запрессованной втулки. Расчет производится или на номинальном режиме, или на режиме максимального крутящего момента. Суммарная сила, растягивающая поршневую головку, достигает максимального значения при положении поршня в ВМТ в начале такта впуска. Действием газовой силы в этом случае пренебрегают:
где - масса поршневой группы; - угловая скорость ( (рад/c) при расчете на режиме и (рад/c) − на режиме ).
Сравнением значений напряжений, полученных расчетом и экспериментально, было установлено, что радиальное давление от силы должно распределяться по внутренней поверхности головки равномерно (см. схему нагрузки).
В соответствии с расчетной схемой (см. рисунок) принимается, что нижняя часть головки не деформируется, а действие отброшенной правой части головки заменяется силой и изгибающим моментом :
;
.
где - угол заделки, град; – средний радиус поршневой головки.
На участке I, находящемся в интервале изменения угла от 0 до :
;
На участке II, находящемся в интервале изменения угла от до :
3 шатун
Для опасного сечения А−А при значения и определяют по последним двум формулам, т.е.:
Напряжения (МПа) в сечении А-А головки шатуна без учета запрессованной втулки:
на внешнем волокне
;
на внутреннем волокне
,
где - толщина стенки головки, м; - длина поршневой головки, м.
Коэффициент, учитывающий совместную деформацию головки и втулки,
,
где и – соответственно площадь сечения стенок головки и втулки.
Напряжения в сечении А-А головки шатуна с учетом совместной деформации головки и запрессованной втулки:
на внешнем волокне
;
.
Суммарная сила, сжимающая головку, и достигающая максимального значения после ВМТ (10 − угла поворота кривошипа) в начале расширения:
где − максимальное давление сгорание, определяемое по скругленной индикаторной диаграмме; − сила инерции
массы поршневой группы при значении , соответствующем значению угла кривошипа .
Пренебрегая смещением максимальной газовой сил относительно ВМТ, получим:
.
Исследование напряжений, вызываемых сжимающей силой позволило установить, что наилучшее совпадение экспериментальных данных с расчетными получается при косинусоидальном (см. расчетную схему) распределении нагрузки на внутреннюю поверхность нижней половины головки .
Нормальные силы и моменты для любого сечения на участке 1:
;
.
На участке 2:
;
.
В последних двух уравнениях значения угла в отношении подставляют в радианах. Значения и в зависимости от угла заделки определяют по вспомогательной таблице.
Значения нормальной силы и изгибающего момента в опасном сечении ) определяются по последним двум формулам.
Напряжения от суммарной сжимающей силы в сечении А−А:
на внешнем волокне
;
на внутреннем волокне
.
Более нагруженным является наружное волокно, для которого
++.
Запас прочности поршневых головок изменяется в пределах 2,5−5.
Расчет кривошипной головки
Расчет кривошипной головки шатуна сводится к определению напряжения изгиба в среднем сечении крышки головки от силы инерции (МН) в начале такта впуска () на режиме максимальной частоты вращения холостого хода:
=,
где − масса крышки кривошипной головки.
Расчет основывается на следующих предположениях.
1. Устанавливаемые с натягом вкладыши деформируются совместно с кривошипной головкой; при этом изгибающие моменты распределяются между вкладышем и крышкой распределяются пропорционально моментам инерции их поперечных сечений.
2. Верхняя часть кривошипной головки с крышкой рассматривается как одно целое. За расчетное сечение принимается среднее сечение II−II крышки, а за радиус кривизны кривой балки половина расстояния между осями болтов.
3. Давление на крышку от силы подчиняется косинусоидальному закону cos.
Напряжения изгиба крышки (МПа)
,
где расстояние между шатунными болтами; = и J= – момент инерции расчетного сечения соответственно вкладыша и крышки;
– момент сопротивления расчетного сечения крышки без учета ребер жесткости; – внутренний радиус кривошипной головки; − диаметр шатунной шейки; – толщина вкладыша; 0,5 – суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении.
Значение изменяется в пределах 100 – 300 МПа.
Расчет стержня шатуна
Стержень шатуна рассчитывают на усталостную прочность в среднем сечении В – В от действия знакопеременной суммарной силы, возникающей на режиме .или . Запас прочности определяется в плоскости качания шатуна и в перпендикулярной ей плоскости.
Сила, сжимающая шатун,
.
Сила, растягивающая шатун,
.
Напряжение сжатия в плоскости качания шатуна
,
где – коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости качания шатуна; – предел упругости материала шатуна; – длина шатуна; – момент инерции сечения В−В относительно оси x−x; – площадь среднего сечения шатуна.
Максимальное напряжение сжатия в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна,
,
где – коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна; – длина стержня
шатуна между поршневой и кривошипной головками, м; – момент инерции сечения В−В относительно оси y−y, м4.
Для современных автомобильных и тракторных двигателей напряжения и не должны превышать 160−250 МПа для углеродистых и 200−350 Мпа для легированных сталей.
Минимальное напряжение в сечении В−В от растягивающей силы .
Методика определения запасов прочности представлена в разделе «Расчет на прочность с учетом переменной нагрузки».
Запас прочности определяется в плоскости качания шатуна () и в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна, (). Для автомобильных и тракторных двигателей запасы прочности должны быть не менее 1,5.
Расчет шатунного болта
В четырехтактных двигателях шатунные болты подвергаются растяжению от действия сил инерции масс деталей поршневой группы и части массы шатуна, расположенной над плоскостью разъема кривошипной головки. Величина этих сил определяют по формуле, представленной в разделе «Расчет кривошипной головки шатуна». Кроме того, болты испытывают растяжение от предварительной затяжки.
Шатунные болты должны обладать высокой механической прочностью и надежностью. Изготовляют их из стали 35Х, 40Х, 35ХМА, 37ХНЗА. В высокофорсированных двигателях в качестве материала для изготовления шатунных болтов используются стали с более высокими пределами текучести: 18ХНВА, 20ХНЗА, 40ХН, 40ХНМА.
При работе двигателя силы инерции стремятся разорвать болты. В связи с этим они должны быть затянуты настолько, чтобы при действии силы не была нарушена плотность стыка шатуна с его крышкой.
Сила предварительной затяжки
где − число шатунных болтов.
Суммарная сила, растягивающая болт,
,
где − коэффициент основной нагрузки резьбового соединения
,
где – податливость стягиваемых частей шатуна; – податливость болта.
По опытным данным коэффициент изменяется в пределах 0,15 − 0,25. С уменьшением диаметра шатунного болта значение уменьшается.
Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в болте, определяют в сечении по внутреннему диаметру резьбы:
,
а также в минимальном сечении:
, ,
где − внутренний диаметр резьбы болта, мм; d – номинальный диаметр резьбовой части болта, мм; t − шаг резьбы, мм; − минимальный диаметр болта, мм.
Методика определения запасов прочности представлена в разделе «Расчет на прочность с учетом переменной нагрузки».
Значения запаса прочности для шатунных болтов не должны быть ниже 2.
2. Тема 4. Роль общественного сектора в распределении доходов
3. максимізація його прибутку або 2 максимізація ринкової вартості підприємства
4. Дипломная работа- Природа Австралии (опасная фауна и флора).html
5. отмена крепостного пра
6. тематическая проверка состояния тормозной системы как в целом так и отдельных ее элементов
7. тема организации оплаты труда Студент гр.html
8. Ишемический инсульт в ПКБ, выраженный левосторонний гемипарез, поздний восстановительный период
9. Стандартизация и сертификация ягодного сока
10. Функциональные требования безопасности 2002 СОДЕРЖАНИЕ
11. Происхождение и судьба славян
12. Контрольная работа по дисциплине- Научные основы производства продуктов питания.html
13. Переработка отходов
14. х годов в России установился низкий уровень рождаемости не обеспечивающий даже простое воспроизводство; ст
15. Работай головой
16. Курсовая работа- Техники и методы консультирования клиентов после развода
17. Тема- Разработка документа Расчётная ведомость сотрудников отдела
18. . Секции тепловоза соединяются между собой автосцепным устройством типа СА3 а для обеспечения перехода лок
19. Взаємодія людини і суспільства із природним середовищем, їх життя- сучасний стан, перспективи
20. ЛАБОРАТОРНАЯ РАБОТА 10 ГРАФИЧЕСКИЕ КОМПОНЕНТЫ ЯЗЫКА СИ Цель работы ~ познакомиться с графическими функц