dvs / Расчёт прочности 8ЧН 18_22

3 Расчёт коленчатого вала

Коленчатый вал нагружается силами от давления газов, а также силами инерции поступательно движущихся и неуравновешенных вращающихся масс. В результате этого все элементы коленчатого вала испытывают переменные по величине и знаку напряжения изгиба и кручения. Периодически изменяющийся вращающий момент вызывает, кроме того, крутильные и продольные колебания вала, которые при резонансе могут привести к значительным дополнительным напряжениям и вызвать поломку коленчатого вала.

Коленчатый вал дизеля 8ЧНСП 18/22 выполнен цельным. Схема коленчатого вала представлена на рис. 3.1.

D_H = 120 мм – диаметр шатунной шейки; D_ВН = 20 мм – диаметр отверстия в шатунной шейке, мм; R_Н = 5 мм – радиус галтели шатунной шейки; Т_Н = 2 мм – поднутрение галтели шатунной шейки; D_G = 136 мм – диаметр рамовой шейки; D_ВG = 20 мм – диаметр отверстия в рамовой шейке; R_G = 5 мм – радиус галтели рамовой шейки; Т_G = 2 мм – поднутрение галтели рамовой шейки; E = 110 мм – расстояние между осями шеек, мм; S = 18 мм – перекрытие шеек, мм, S = (D_H + D_G)/2 - E; W = 40 мм и B = 128 мм – толщина и ширина щеки

Рисунок 3.1 – Размеры кривошипа, необходимые для расчета коэффициентов концентрации напряжений

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.03

Лист

19

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Таблица 3.1 – Исходные данные для расчёта коленчатого вала

№ п/п	Наименование	Значение	Размер-ность
1	Максимальное значение радиальной силы	5,9309	МПа
2	Минимальное значение радиальной силы	-3,4289	МПа
3	Расстояние от середины щеки до середины рамовой шейки	0,058	м
4	Ширина щеки	205	мм
5	Толщина щеки	40	мм
6	Максимальное значение тангенциальной силы на рамовой шейке	5,2617	МПа
7	Минимальное значение тангенциальной силы на рамовой шейке	-2,4015	МПа
8	Максимальное значение тангенциальной силы на шатунной шейке	4,8759	МПа
9	Минимальное значение тангенциальной силы на шатунной шейке	-1,9655	МПа
10	Радиус кривошипа	0,11	м
11	Диаметр шатунной шейки	120	мм
12	Диаметр сверления в шатунной шейке	20	мм
13	Диаметр рамовой шейки	136	м
14	Диаметр сверления в рамовой шейке	20	мм
15	Диаметр цилиндра	0,18	м
16	Поднутрение галтели шатунной шейки	2	мм
17	Поднутрение галтели рамовой шейки	2	мм
18	Радиус галтели рамовой шейки	5	мм
19	Радиус галтели шатунной шейки	5	мм
20	Перекрытие шеек	18	мм
21	Модуль упругости материала вала	200 000	МПа

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.03

Лист

20

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

На основании расчёта радиальных сил R₁, действующих на колено под воздействием газов и сил инерции, определяются величины максимального и минимального изгибающих моментов, МН·м

M_{b max} = R_max L₁= 0,1508· 0,058 = 0,0087,

M_{b min} = R_min L₁= -0,061·0,058 = 0,00354,

а также максимальной и минимальной срезывающих сил, МН

,

.

Номинальный переменный изгибающий момент, МН·м

M_BN = ± 0,5 (M_{b max} – M_{b min}) = ±0,5 [0,0087 –(- 0,00354)] = ±0,00612.

Номинальное переменное напряжение изгиба, МПа

,

где – момент сопротивления площади поперечного сечения щеки, мм³

,

коэффициент К_е = 1,0 для четырёхтактных дизелей.

Номинальная переменная срезывающая сила, МН

Q_N = ± 0,5 (R_max – R_min) = ± 0,5 [0,1508 –(-0,061)] = ± 0,1059.

Номинальное переменное срезывающее напряжение, МПа

.

Переменное изгибающее напряжение в галтели шатунной шейки, МПа

σ_BH = ± (α_B σ_BN) = ± (0,6573189·111,95) = 73,587,

где α_B – коэффициент концентрации напряжений изгиба в галтели шатунной шейки

α_B=2,6914·f(s,w)·f(w)·f(b)·f(r)·f(d_G)·f(d_H)·f(t) = 2,6914·0,868838·0,9910911 · 0,2409651·1,097136· 1,018611·1,01906 · 1,033529 = 0,6573189,

w = W/D_H = 40/120 = 0,33333; s = S/D_H = 18/120 = 0,15,

где f(s,w) = -4,1883 + 29,2004 w – 77,5929 w² + 91,9454 w³ –

- 40,0416 w⁴+ (1-s)·(9,544 – 58,348 w + 159,3415 w² – 192,5846 w³ +

+ 85,2916 w⁴) + (1 - s²) (-3,8399 + 25,0444 w – 70,5571 w² + 87,0328 w³ –

– 39,1832 w⁴) = –4,183 + 29,2004·0,33333– 77,5929·0,33333² + 91,9454·0,33333³ – 40,0416·0,33333⁴ + (1 – 0,15) ·(9,544 – 58,348·0,33333 + 159,3415·0,33333² – 192,5846·0,33333³ + 85,2916·0,33333⁴) + (1 – 0,15²) (-3,8399 + 25,0444·0,33333 – 70,5571·0,33333² + 87,0328·0,33333³ – 39,1832·0,33333⁴) = 0,868838,

f(w)=2,179 w^0,7171 = 2,179·0,33333^0,7171 = 0,9910911,

b = B/D_H= 205/120 = 1,7,

f(b)= 0,684 – 0,0077 b – 0,1473 b² = 0,684 – 0,0077·1,7– 0,1473·1,7² = 0,2409651,

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.03

Лист

21

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

r = R_H/D_H = 5/120 = 0,0417

f(r)= 0,2081r^(-0,5231) = 0,2081·0,0417 ^(-0,5231) = 1,097136,

d_G = D_BG/D_G = 20/136 = 0,147; d_H = D_BH/D_H = 20/120 = 0,167;

f(d_G)= 0,9993 + 0,27 d_G – 1,0211 d_G² + 0,5306 d_G³ =

= 0,9993 + 0,27·0,147-1,0211·0,147² + 0,5306·0,147³ = 1,018611,

f(d_H)= 0,9978 + 0,3145 d_H – 1,5241 d_H² + 2,4147 d_H³ =

= 0,9978 + 0,3145·0,167 -1,5241·0,167² + 2,4147·0,167³ = 1,01906,

t_H = T_H/D_H = 2/120 = 0,01667, t_G = T_G/D_G = 2/136 = 0,0147.

f(t)= 1 + (t_H + t_G)(1,8 + 3,2 s) =

= 1 + (0,01667+ 0,0147)(1,8 + 3,2 · 0,15) = 1,033529.

Переменное изгибающее напряжение в галтели рамовой шейки, МПа

σ_BG = ± (β_B σ_BN + β_Q σ_QN ) = ± (0,21368·111,95+ 3,492918·12,91 = 69,015,

где β_B – коэффициент концентрации напряжений изгиба в галтели рамовой шейки;

β_B =2,7146·f_B(s, w)·f_B(w)·f_B(b)·f_B(r)·f_B(d_G)·f_B(d_H)·f_B(t) = 2,7146·0,9606584·

·0,9784603·1,109292·0,07787·0,9339004· 0,9696861· 1,071529 = 0,21368,

где f_B(s,w) = –1,7625 + 2,9821 w – 1,5276 w² + (1-s) (5,1169 – 5,8089 w +

+ 3,1391 w²) + (1-s²) (–2,1567 + 2,3297 w – 1,2952 w²) =

= –1,7625+2,9821·0,33333–1,5276·0,33333² + (1 – 0,15)(5,1169 – 5,8089·0,33333+

+ 3,1391·0,33333²)+(1-0,15²)·(-2,1567 + 2,3297·0,33333– 1,2952·0,33333²) = 0,9606584;

f_B (w)=2,2422 w^0,7548 = 2,2422·0,33333^0,7548 =0,9784603;

f_B(b)= 0,5616 – 0,1197 b + 0,1176 b² =

0,5616 – 0,1197·1,7 + 0,1176·1,7² = 1,109292;

f_B(r)= 0,1908r^(-0,5568) = 0,1908·0,0417 ^(-0,5568) = 0,07787;

f_B (d_G)= 1,0012 – 0,6441 d_G + 1,2265 d_G² =

= 1,0012 – 0,6441·0,147+ 1,2265·0,147² = 0,9339004;

f_B (d_H)= 1,0012 - 0,1903 d_H + 0,0073 d_H² =

= 1,0012 – 0,1903·0,167 + 0,0073·0,167² = 0,9696861;

f_B (t)= 1 + (t_H + t_G) (1,8 + 3,2 s) = 1 + (0,01667+ 0,0147) (1,8 + 3,2 · 0,15) = 1,071529,

β_Q - коэффициент концентрации напряжений среза в галтели рамовой шейки

β_Q =3,0128·f_Q(s)·f_Q(w)·f_Q(b)·f_Q(r)·f_Q(d_H)·f_Q(t) = 3,0128·1,176283·0,8865248·

∙1,208333· 1,018816·0,8428084·1,071529 = 3,492918,

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.03

Лист

22

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

где f_Q(s) = 0,4368 + 2,163 (1 - s) – 1,5212 (1-0,15)² = 1,176283;

f_Q (w)= w/(0,0637 + 0,9369 w) =

= 0,33333/(0,0637 + 0,9369·0,33333) = 0,8865248;

f_Q (b)=- 0,5 + b = – 0,5 + 1,7 = 1,2;

f_Q (r)= 0,5331r^(-0,2038) = 0,5531·0,0417 ^(-0,2038) = 1,018816;

f_Q (d_H)= 0,9937 – 1,1949 d_H + 1,7373 d_H² =

= 0,9937 - 1,1949·0,167 + 1,7373·0,167² = 0,8428084;

f_Q (t)= 1 + (t_H + t_G)·(1,8 + 3,2 s) =

= 1 + (0,01667+ 0,0147) (1,8 + 3,2 · 0,15) = 1,071529,

Расчёт переменных напряжений кручения проводится отдельно для шатунной и рамовой шеек, имеющих наибольшие значения разности (t_{G max} – t_{G min}) и (t_{H max} – t_{H min}).

Шатунная шейка.

Номинальное переменное напряжение кручения, МПа

= = 28,24,

где M_T – номинальный переменный крутящий момент, МН·м;

M_T = ± 0,5 (M_{t max} - Mt _min) = ± 0,5 (0,01364 – (– 0,0055) = 0,00957;

M_{t max}, M_{t min} – предельные величины крутящего момента, МН·м;

;

;

R = 0,11 – радиус кривошипа, м;

W_р(H), - полярный момент инерции сопротивления площади поперечного сечения шатунной шейки, мм²

.

Переменное напряжение кручения в галтели шатунной шейки, МПа

τ_Н = ± α_Т τ_N = 1,70946 · 28,24 = 48,0,

где α_Т – коэффициент концентрации напряжений кручения

α_Т = 0,8 f(r,s) f(b) f(w) = 0,8·1,768307·1,030454·0,2409651 = 1,70946,

где f(r,s) = r^{(-0,332 + 0,1015) (1-s)} = 0,0417 ^{(-0,332 +0,1015) (1 – 0,15)} = 1,768307;

f(b) = 7,8955 –10,654 b +5,3482 b² –0,857 b³ =

= 7,8955 –10,654·1,7 +5,3482·1,7 ² – 0,857·1,7 ³ = 1,033529;

f(w) = w ^-0,145 = 0,33333 ^-0,145 = 1,172688.

Эквивалентное переменное напряжение в галтели шатунной шейки, МПа

.

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. Инв №

Подп. И дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.03

Лист

23

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Рамовая шейка.

M_T = ± 0,5 (M_{t max} - Mt _min) = ± 0,5 (0,01472 –(– 0,006719)) = 0,01072;

M_{t max}, M_{t min} – предельные величины крутящего момента, МН·м;

;

;

R =0,11 – радиус кривошипа, м;

W_р(G) - полярный момент инерции сопротивления площади поперечного сечения рамовой шейки, мм²

.

Номинальное переменное напряжение кручения, МПа

= = 21,72,

Переменное напряжение кручения в галтели рамовой шейки, МПа

τ_G = ± β_Т τ_N = 1,46313· 21,72 = 31,78,

где β_Т – коэффициент концентрации напряжений кручения

β_Т = 1,46313.

Эквивалентное переменное напряжение в галтели рамовой шейки, МПа

,

где σ_add – дополнительные изгибающие напряжения, σ_add = 30 МПа – для крейцкопфных дизелей.

Предел выносливости материала для шатунной шейки, МПа

Предел выносливости материала для рамовой шейки, МПа

где K = 1,0 – коэффициент способа изготовления.

,

.

Результаты расчёта являются удовлетворительными, так как коэффициенты запаса удовлетворяют требуемым условиям прочности (>1,15).

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.03

Лист

24

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

4 Расчёт втулки цилиндра

Механические напряжения

Втулка цилиндра рассматривается как толстостенный цилиндр с постоянной толщиной стенки, подвергающийся равномерно распределенному явлению газов Р_z.

Наибольшие нормальные напряжения растяжения на внутренней поверхности втулки цилиндра, МПа:

,

где р_z - давление сгорания, МПа; p_z = 5,6 МПа;

r₁ = 0,09 м – внутренний радиус втулки цилиндра;

r₂ = 0,1 м – внешний радиус втулки цилиндра;

МПа.

Наименьшие нормальные напряжения растяжения в тангенциальном направлении у наружной поверхности, МПа:

.

Нормальные напряжения сжатия в радиальном направлении на внутренней поверхности втулки, МПа:

σ_r = – p_z = –9,67.

Нормальные напряжения в радиальном направлении на наружной поверхности втулки цилиндра равны нулю.

Наиболее опасна, с точки зрения прочности, точка, лежащая у внутренней поверхности цилиндра.

Температурные напряжения во втулке цилиндра

Втулка рассматривается как полый цилиндр, у которого температура изменяется по толщине стенки симметрично относительно оси цилиндра и постоянна по длине втулки.

Эквивалентное напряжение согласно теории предельных напряжённых состояний, МПа:

σ_экв = σ_{t max} – ν_s ·σ_r,

где σ_{t max} - наибольшие нормальные напряжения растяжения на внутренней поверхности втулки цилиндра, МПа; σ_{t max} = 92,0 МПа;

ν_s – коэффициент, характеризующий неодинаковость прочности материала на растяжение и сжатие, ν_s= 0,25

σ_экв = 92,0 – 0,25·(–9,67) = 94,4 МПа.

Эквивалентное напряжение на наружной поверхности втулки, МПа

σ_экв = σ_{t min},

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.04

Лист

25

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

где σ_{t min} - наименьшие нормальные напряжения растяжения в тангенциальном направлении на наружной поверхности втулки цилиндра, МПа;

σ_{t min} = 82,3 МПа.

σ_экв < [ σ_{t min} ] = 110 МПа.

Температурные напряжения сжатия на внутренней поверхности втулки, МПа

σ_r = 0; .

Напряжения растяжения на наружной поверхности втулки, МПа

σ_r = 0; ,

где α – коэффициент линейного расширения материала, град^-1;

α =11·10^-6 град^-1;

E – модуль упругости материала, МПа; E=120 000 МПа;

μ – коэффициент Пуассона; μ = 0,25;

Δt = q·δ/λ – перепад температур по толщине стенки, К;

Δt = 477573·0,01/160 = 29,8

q = a·g_e·N_eц·Q_н/F_охл – тепловая нагрузка, кДж/(м²·ч);

q = 0,15·0,218·42,8·42430/0,124344 = 477573

F_охл = π·D·l – площадь поверхности охлаждения, м²

F_охл = 3,14·0,18·0,22 = 0,124344;

а – коэффициент, учитывающий долю тепла, отводимую во втулку; а = 0,2;

δ = r₂ – r₁ – толщина втулки, δ = 0,01 м;

К = r₁/r₂ – отношение радиусов внутренней и наружной поверхности стенки, К = 0,9;

l – длина активной охлаждаемой части втулки, l = 0,22, м;

D – диаметр втулки, D = 0,18 м;

λ – теплопроводность материала втулки, λ = 160 кДж/(м·ч·К);

N_eц – цилиндровая мощность двигателя, N_eц = 42,8 кВт;

g_e – удельный эффективный расход топлива, g_e = 0,218, кг/(кВт·ч);

Q_н – низшая теплота сгорания топлива, Q_н = 42 430 кДж/кг;

Рассчитаем температурные напряжения сжатия на внутренней поверхности втулки, МПа

σ_r = 0;

Рассчитаем температурные напряжения растяжения на наружной поверхности втулки, МПа

σ_r = 0; .

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.04

Лист

26

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Суммарные напряжения

Считая, что наибольшие суммарные напряжения от сил давления газов и тепловые напряжения совпадают по времени, найдём суммарные напряжения во втулке цилиндра:

а) на внутренней поверхности, МПа

б) на наружной поверхности, МПа

,

Полученные напряжения находятся в допустимых пределах 90 ÷ 110 МПа.

Расчёт опорного бурта втулки

Опорный фланец втулки подвергается усилию от затяжки крышечных шпилек, МН

P_d = λ·p_z· (π·D_f²)/4,

где λ – коэффициент затяжки, λ = 1,25;

D_f – средний диаметр уплотнительной выточки, м; D_f = 0,21 м;

P_d = 1,25·9,67·(3,14·0,21²)/4 =0,418 МН.

Сила затяжки Р_d разлагается на нормальную и касательную, МН

Р_n = P_d · cos φ = 0,418 · cos 45º = 0,418 · 0,707 = 0,295

Р_t = P_d · sin φ = 0,242 · sin 45º = 0,418 · 0,707 = 0,295

Рисунок 4.1 – Схема к расчёту опорного фланца

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.04

Лист

27

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Напряжение растяжения, МПа

=,

где h = 0,03 м – высота опасного сечения, м;

D_S = 0,2 м – диаметр центра тяжести опасного сечения.

Напряжения скалывания, МПа

.

Напряжения изгиба, МПа

.

Напряжение смятия в опорном бурте фланца втулки, МПа

,

где p_d – усилие затяжки шпилек, МН; p_d = 0,418, МПа;

D₁ – внешний диаметр бурта втулки, м; D₁ = 0,214 м;

D₂ – диаметр до стенки втулки под буртом, м; D₂ = 0,22 м.

, МПа.

Удельное давление на опорной кольцевой выточке шириной b, МПа

.

Втулка цилиндра двигателя выдерживает механические нагрузки: σ_см < [σ_см] = 80 ÷ 100 МПа.

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.04

Лист

28

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

5 Расчёт шатунного болта

Расчёт шатунного болта на статическую прочность

Напряжение растяжения при затяжке, МПа:

где - минимальная площадь поперечного сечения нарезной части болта, м²;

d₁ = 3,4 - внутренний диаметр резьбы болта, см;

- сила затяжки, , МН

Р_j - внешняя нагрузка, определяется по формуле, МН:

m = 4 – число шатунных болтов.

Напряжения от внешней нагрузки P_j, , МПа:

Суммарные напряжения, МПа;

где ξ = 0,15 ÷ 0,30 – коэффициент внешней нагрузки;

Упрощенно для болта постоянного сечения при коэффициент внешней нагрузки определяется по формуле:

где λ_Б, λ_Д - коэффициенты податливости болта и стягиваемых деталей соответственно;

f_Б - площадь поперечного сечения болта, см²;

f_Б - площадь поперечного сечения кривошипной головки шатуна, см².

Момент скручивающей нагрузки, действующей на стержень болта, возникающий за счёт трения поверхностей винтов нарезки болта и гайки, МН·м

Напряжение от кручения в нарезной части болта, МПа;

При действии на болт осевых нагрузок и крутящего момента запас статической прочности по пластическим деформациям

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

Инв. № подл.

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.05

Лист

29

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

где = 850 МПа - предел текучести материала.

Допустимое значение запаса статической прочности.

Расчёт шатунного болта на выносливость

Для шатунных болтов расчет на выносливость является основным. В процессе работы усилие затяжки резьбового соединения остается постоянным, и к этим напряжениям добавляются переменные напряжения от изменяющейся внешней нагрузки. Амплитуда переменных напряжений в резьбовой части болта, МПа;

Запас прочности резьбового напряжения по переменным напряжениям зависит от предела усталости резьбового соединения.

Коэффициента концентрации для резьбового соединения определяется по формуле;

где К_σ = 5 – теоретический коэффициент концентрации напряжений;

ε_σ = 1,0 – коэффициент влияния абсолютных размеров;

=0,8 – коэффициент влияния качества обработки поверхности.

1– полирование; 2 – шлифование; 3 – тонкая обточка; 4 – грубая обточка;

5 – наличие окалины

Рисунок 5.1 – Влияние состояния поверхности на предел выносливости

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.05

Лист

30

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Рисунок 5.2 – Значение K_σ для болтовых соединений

Рисунок 5.3 – Значение ε_σ для болтовых соединений

Значения предела выносливости для материала детали и коэффициента асимметрии для детали;

и

где σ_-1 = 650 – предел усталости материала болта на растяжение, МПа;

ψ_σ - коэффициент, для углеродистых сталей ψ_σ ≈ 0,1 ÷ 0,2; для легированных сталей ψ_σ ≈ 0,1– 0,2; (при кручении и соответственно).

Запас прочности резьбового соединения по переменным напряжениям;

Запас прочности по максимальным напряжениям;

Допустимые значение запаса прочности;

, .

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.05

Лист

31

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

6 Расчёт стержня шатуна

Расчет стержня шатуна на статическую прочность

Расчет проводится на статическую нагрузку от максимального дав­ления сгорания . Напряжения сжатия в наименьшем сечении стержня (обычно в месте перехода стержня в поршневую головку) составляет, МПа:

= 3,14·0,057²/4=0,00255м².

= 3,14·0,18²/4 = 0,0254

Допустимое значение для шатунов из углеродистой стали [] = 60 ÷120 МПа.

При степенях гибкости L/i  15÷40 (i – радиус сечения), имеющей место у шатунов дизелей, потеря устойчивости стержня шатуна в рабочих условиях исключается. Поэтому для судовых малооборотных дизелей расчет стержня на продольный изгиб выполнять не нужно.

Расчет стержня на изгиб от сил инерции, действующих в плоскости движения шатуна, можно также не проводить, учитывая незначительную величину возникающих при этом напряжений, а также и то, что эти напряжения по фазе не совпадают с наибольшими напряжениями сжатия от силы .

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.06

Лист

32

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

7 Расчёт кривошипной головки шатуна

Расчет проводится для отъемной крышки головки шатуна. В качестве расчетного усилия P принимается условная сила заедания поршня (р  1÷1,5 МПа).

При расчете крышки нижней головки шатуна принимаются следующие допущения (рис. 7.1):

Рисунок 7.1 – Расчетная схема кривошипной головки шатуна

– головка неразъемная, т.е. стык между крышкой и шатуном не раскрывается;

– сечение головки постоянное и равно среднему сечению крышки;

-средний диаметр головки равен расстоянию между шатунными болтами;

-распределение давления от растягивающей силы изменяется по закону косинуса;

-место заделки расположено под углом 40^о к горизонтальной оси;

-вкладыши деформируются вместе с головкой.

Исходя из принятых допущений и рассматривая головку как брус малой кривизны, защемленный в сечении А–А, изгибающий момент и нормальная сила определяются в среднем сечении головки по формулам

;

,

где С = 0,35 м– расстояние между осями шатунных болтов; ₀ = 40^о - угол опасного сечения.

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.07

Лист

33

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Напряжения изгиба в среднем сечении, МПа:

, где , м³ – момент сопротивления изгибу; F – площадь сопротивления изгибу, F = HB = 0,075·0,068 = 0,0051, м².

Напряжения изгиба в среднем сечении крышки при = 40^о, МПа:

,

где С – расстояние между шатунными болтами, м; – момент сопротивления изгибу, принимается постоянным для всей крышки нижней головки шатуна.

Допустимое значение [] = 250 ÷ 500 МПа.

Уменьшение горизонтального диаметра кривошипной головки шатуна  за счет деформации, мм:

.

Деформация не превышает половины масляного зазора.

Подпись и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв №

Подп. и дата

КП.204-266.02/2-2.180403.65.ПЗ.07

Лист

34

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата