Энергетические установки транспортной техники

-0,99971

-4,58971

5,02636

110

2,370684

-1,67574

-5,26574

5,774786

120

2,390352

-2,31103

-5,90103

6,366782

130

2,179089

-2,82815

-6,41815

6,777985

140

1,81927

-3,19842

-6,78842

7,027968

150

1,383081

-3,43149

-7,02149

7,156415

160

0,920683

-3,55883

-7,14883

7,207877

170

0,457738

-3,61672

-7,20672

7,221245

180

3,2E-16

-3,63264

-7,22264

7,222645

190

-0,45774

-3,61672

-7,20672

7,221245

200

-0,92068

-3,55883

-7,14883

7,207877

210

-1,38597

-3,43865

-7,02865

7,164

220

-1,82503

-3,20855

-6,79855

7,039249

230

-2,1976

-2,85218

-6,44218

6,806695

240

-2,41301

-2,33294

-5,92294

6,395611

250

-2,40466

-1,69975

-5,28975

5,810669

260

-2,09558

-1,02238

-4,61238

5,066111

270

-1,80686

-0,527

-4,117

4,496045

280

-0,96532

-0,10157

-3,69157

3,815697

290

0,077921

-0,00647

-3,59647

3,597312

300

0,773349

-0,22127

-3,81127

3,888936

310

1,441997

-0,75431

-4,34431

4,577382

320

1,599088

-1,32436

-4,91436

5,167976

330

1,401416

-1,79065

-5,38065

5,560154

340

0,927621

-1,9452

-5,5352

5,612391

350

0,369253

-1,627

-5,217

5,230047

360

9,42E-17

-0,30053

-3,89053

3,890531

370

2,934285

12,92898

9,33898

9,789105

380

5,932454

12,44023

8,850226

10,6546

390

5,379964

6,8742

3,2842

6,303172

400

4,910629

4,066957

0,476957

4,933738

410

4,540226

2,375011

-1,21499

4,699984

420

4,246124

1,21488

-2,37512

4,865261

430

4,364392

0,362276

-3,22772

5,42827

440

4,623735

-0,4865

-4,0765

6,164155

450

4,865009

-1,41896

-5,00896

6,982693

460

4,847708

-2,36506

-5,95506

7,678741

470

4,499699

-3,18065

-6,77065

8,129515

480

4,041881

-3,90775

-7,49775

8,51781

490

3,392572

-4,40308

-7,99308

8,683252

500

2,699263

-4,74551

-8,33551

8,761664

510

2,008012

-4,98198

-8,57198

8,804028

520

1,265023

-4,88986

-8,47986

8,573695

530

0,593733

-4,69125

-8,28125

8,302511

540

1,19E-15

-4,52333

-8,11333

8,113331

550

-0,53847

-4,25461

-7,84461

7,863066

560

-1,00052

-3,86742

-7,45742

7,52424

570

-1,47401

-3,65708

-7,24708

7,395465

580

-1,87499

-3,29638

-6,88638

7,13707

590

-2,24836

-2,91806

-6,50806

6,885488

600

-2,4725

-2,39045

-5,98045

6,471406

610

-2,46452

-1,74206

-5,33206

5,874075

620

-2,15277

-1,05028

-4,64028

5,115327

630

-1,50486

-0,43892

-4,02892

4,300791

640

-0,554

-0,05829

-3,64829

3,690114

650

0,587306

-0,04875

-3,63875

3,685842

660

1,735572

-0,49657

-4,08657

4,439853

670

2,669653

-1,39651

-4,98651

5,656173

680

3,18237

-2,63562

-6,22562

6,991842

690

3,136021

-4,00702

-7,59702

8,218843

700

2,504612

-5,25212

-8,84212

9,19

710

1,389115

-6,12069

-9,71069

9,80954

С целью более полного представления действия, которое оказывает сила на шатунную шейку, ее необходимо представить дополнительно в виде полярной диаграммы вектора Rшш, ориентированного относительно центра шатунной шейки, называемого полярным центром. Для этого в системе координат сил Т - Pkc центром в точке Ошш (по оси в право от точки О откладываются положительные силы Т, влево отрицательные; по оси ординат вверх - отрицательные силы Рк, вниз положительные), откладываем их значения для различных последовательных углов п. к. в. и получим соответствующие им точки конца вектора Rшш. Полученные точки последовательно, в порядке нарастания углов п. к. в., соединяем плавной кривой. Это и будет полярная диаграмма силы Rшш с центром в точке Ошш. Луч, проведенный из центра Ошш в любую точку полярной диаграммы, отражает значение Rшшв масштабе и направление ее действия относительно центра шатунной шейки.

Для определения общего характера изменения результирующей силы Rшш, определения её экстремальных и среднего значений представляем силу Rшш в виде графической зависимости в прямоугольных координатах Rшш-ц. Значения силы принимаем из таблицы расчёта и откладываем их, с соблюдением масштаба мRшш на ординате текущего угла п.к.в.

На диаграмме Rшш, представленной в прямоугольных координатах Rшш-ц, выполняем отметку ее максимального Rшшmaxи минимального Rшшminзначения. Среднее значение результирующей силы Rшш сропределим также простым подсчетом площади FRшш под кривой Rшш-ѓ(ц) с последующим делением на длину оси ц в мм в координатах Rшш-ц.

.

3.4 Расчетно-графическое определение и построение диаграммы суммарного крутящего момента

Тангенциальная сила Рт, действующая по касательной к окружности вращения центра шатунной шейки, всегда перпендикулярна радиусу кривошипа. Если перенести реактивную силу Рт в центр коренной шейки коленчатого вала, образуется пара сил создающая крутящий момент Мкр.ц на валу шатунной шейки двигателя.

Таким образом, график изменения тангенциальной силы за рабочий цикл от 00 до 7200п.к.в. представляет собой график изменения крутящего момента для одного цилиндра по углу поворота коленчатого вала в своем масштабе.

Вычислив значения Мкр.ц для каждого положения коленчатого вала через 300п.к.в. егозначения заносим в таблицу 10.

Для построения кривой суммарного крутящего момента Мкрмногоцилиндрового двигателя необходимо выполнить суммирование кривых крутящих моментов каждого цилиндра. Значения сил и характер изменения крутящего момента для всех цилиндров одинаковы и отличаются только тем, что рабочий цикл каждого цилиндра смещен на величину интервала между вспышками в отдельных цилиндрах. Таким образом, для определения значений и характера изменения суммарного момента, в пределах интервала повторения, достаточно иметь значения кривой крутящего момента одного цилиндра.

Такой интервал для четырехцилиндрового двигателя будет составлять:

и=7200/8=900п.к.в

Таблица 9 Таблица суммирования крутящего момента для 8-х цилиндрового V-образного двигателя

ц0п.к.в1цилиндр	0	30	60	90
Мкр 1-го ц.	0	-131,4	-75,66	57,154
ц0п.к.в5цилиндр	90	120	150	180
Мкр 5-го ц.	57,154	98	56,7	0
ц0п.к.в4цилиндр	180	210	240	270
Мкр 4-го ц.	0	-56,82	-98,93	-74,08
ц0п.к.в2цилиндр	270	300	330	360
Мкр 2-го ц.	-74,08	31,707	57,458	0
ц0п.к.в6цилиндр	360	390	420	450
Мкр 6-го ц	0	220,57	174,09	199,46
ц0п.к.в3цилиндр	450	480	510	540
Мкр 3-го ц	199,46	165,71	82,32	0
ц0п.к.в7цилиндр	540	570	600	630
Мкр 7-го ц	0	-60,43	-101,37	-61,69
ц0п.к.в8цилиндр	630	660	690	720
Мкр 8-го ц	-61,69	71,16	128,57	0
УМкр.дв	120,84	338,5	223,18	120,84

По результирующим значениям УМкр.дв с координатами Мкр.-ц построим график суммарного крутящего момента. Для этого на интервале и по оси ц нанесем шкалу с учетом числа цилиндров и длительности между вспышками в цилиндрах.

По мере завершения расчета для оценки выполнения всех построений необходимо выполнить сравнение значений среднего момента.

Для этого, полученное при построении значение Мкр.ср приравнять к среднему индикаторному Мкр.срi и по его значению определить эффективный крутящий момент полученный на основе построения Ме

Ошибка не превышает, следовательно расчеты были выполнены верно.

4. Расчет узлов и элементов двигателя

Расчёту деталей двигателя на прочность предшествует тепловой расчёт рабочего цикла и определение геометрических размеров основных элементов двигателя. Определение статических и динамических нагрузок, действующих в элементах деталей кривошипно-шатунного, газораспределительного механизмов и других элементах.

При выполнении проверочных расчётов определяют не геометрические размеры деталей, а напряжения в элементах детали с учётом действующих нагрузок и принятых геометрических размеров.

С учётом назначения и условий работы двигателя за расчётный режим принимают:

1. Режим максимального крутящего момента при частоте вращения, когда давление газов достигает наибольшего значения, а силы инерции сравнительно малы. При расчете деталей на этом режиме максимальное значение давления газов в цилиндре принимают без учета скругления индикаторной диаграммы, а силами инерции пренебрегают;

2. Режим номинальной мощности при расчете. Расчеты деталей производятся от совместного действия газовых и инерционных нагрузок. При расчетах деталей на этом режиме максимальное значение давления газов в цилиндре принимают с учетом скругления индикаторной диаграммы, а инерционные нагрузки рассчитывают при номинальной частоте.

3. Режим максимальной частоты вращения при холостом ходе Ne=0. (для двигателей, по условиям работы часто выходящих на максимальную частоту вращения коленчатого вала в режиме холостого хода), когда силы инерции достигают наибольших значений, а давление газов незначительно. При расчете двигателей на этом режиме давлением газов в цилиндре пренебрегают.

Некоторые конструктивные данные двигателя:

- Толщина стенки блока цилиндров и картера (чугун)-(3,5…8) мм = 8 мм, перегородки (4-7)мм = 6 мм;

- Минимальное расстояние между осями цилиндров:

L=мм;

- Толщина слоя жидкости (7-10) мм: 10 мм;

- Толщина стенки мокрой гильзы (5-8)мм: 7мм;

-Толщина нижней опорной плиты головки блока цилиндров

мм;

-Толщина рёбер и стенок системы охлаждения

мм

Силу давления газов, приходящуюся на одну шпильку на участке достижения максимального значения давления в объеме камеры сгорания, определим по формуле:

(МН);

где - максимальное давление сгорания, (МПа);

- площадь проекции поверхности камеры сгорания на плоскость стыка:

(м2);

- число силовых шпилек,i=4.

Сила предварительной затяжки. С учетом ранее предложенного решения на этапе предварительных расчетов будем считать, что суммарная и расчетная максимальная сила переменного цикла, действующая на шпильку в нагретом двигателе, определится как сумма двух сил:

(МН)

Минимальная растягивающая сила, соответственно, равна:

(МН)

где m= 3- коэффициент затяжки шпильки для соединений с прокладками;

х=0,2- коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Минимальные и максимальные напряжения в силовых шпильках определяют по наименьшему сечению стержня шпильки и по внутреннему диаметру резьбы:

(МПа)

(МПа)

(МПа)

(МПа)

где - площадь минимального сечения шпильки, м2;

м2

- площадь сечения шпильки по внутреннему диаметру резьбы, м2;

м2

где диаметр шпилки d=12мм=0,012м,

а внутренний диаметр резьбы шпилки dв=d-1,4*t=12-1.4*1=10.6мм=0,0106м, шаг резьбы t=1мм;

Материал шпилек принимаю сталь 40ХН с пределом прочности Мпа, Мпа, Мпа. Запас прочности по пределу прочности:

Мпа;

Мпа;

Мпа;

Мпа;

Поршневая группа включает: поршень с комплектом уплотняющих колец, поршневой палец и детали его крепления.

Назначение поршневой группы:

- воспринимать давление газов;

- передавать суммарную силу давления газов через шатун на коленчатый вал двигателя,

- уплотнять надпоршневую полость объема цилиндра.

Таблица 10 Соотношения параметров элементов поршневой группы:

Наименование	Карбюраторные двигатели	Принятые значения (мм)
Высота поршня		77,7
Высота верхней части поршня		44,4
Высота юбки поршня		51,8
Диаметр бобышки		29,6
Расстояние между торцами бобышек		29,6
Толщина днища		7,44
Толщина стенки юбки поршня		2,975
Толщина стенки головки поршня		6,55
Высота жарового пояса (е)		10
Толщина первой кольцевой перемычки		3,96
Радиальная толщина кольца: Компрессионного		4,145
Маслосъёмного		3,997
Высота кольца		4
Радиальный зазор кольца в канавке поршня Компрессионного Маслосъёмного		0,825 1
Внутренний диаметр поршня		24,6
Число масляных отверстий в поршне		8
Диаметр масляного канала		1,0
Наружный диаметр пальца		18,5
Внутренний диаметр пальца		12,95
Длина пальца: Плавающего		61,42
Длина втулки шатуна: Плавающего пальца		28,86

Поршень подвергается воздействию нагрузок от переменного давления газов, от инерционных сил и тепловых нагрузок. К материалом, которые используются для изготовления поршней, предъявляются особые требования. Поршни автомобильных двигателей изготавливают, в основном, из алюминиевых сплавов (АЛ10В, АЛ19, АК2, АК4) и реже из чугунов (СХ4-44,…, СЧ32-52). При расчёте поршня определяем: напряжение изгиба в днище поршня, напряжение сжатия и разрыва в опасном сечении маслосъёмного кольца. Выполняется также проверочный расчет удельного давления поршня на стенки цилиндра и предотвращение заклинивания поршня в рабочем состоянии с учётом принятых геометрических размеров и монтажных зазоров.

Днище поршня рассчитывается на изгиб от действия максимальных газовых усилий как равномерно нагруженная круглая плита, свободно опирающаяся на стенки поршня.

Напряжение изгиба в днище поршня:

МПа

где МПа

МПа

м

- давление газов в цилиндре принимаем без учёта скругления индикаторной диаграммы.

Считаем приемлемым, если его значение не выходит за пределы допускаемых напряжений с учётом наличия или отсутствия рёбер жёсткости.

При необходимости изменяем толщину днища поршня или вводим рёбра жёсткости на поршне. Головка поршня в сечении Х-Х, ослаблённая отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв.

Кроме напряжений от давления газов в днище поршня возникают тепловые напряжения из-за разности температур внутренней и наружной поверхностей.

Таблица 11 Допускаемые напряжения в днище поршня

Допускаемые напряжения в днище поршня	Без рёбер жесткости	При наличии рёбер жёсткости
Для алюминиевых
Для чугунных

Напряжение сжатия:

МПа

где МН

максимальная сила давления газов

- площадь сечения Х-Х, с учётом ослабления отверстиями для отвода масла.

где -

диаметр поршня по дну канавок, мм

-

площадь продольного диаметрального сечения масляного канала, м2.

Допускаемые напряжения на сжатие:

для алюминиевых поршней

для чугунных

Напряжение разрыва

МПа

 - масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения Х-Х, определяется по геометрическим размерам или:

- масса поршневой группы, кг

=0,039 м - радиус кривошипа;

рад/с

максимальная угловая скорость холостого хода двигателя, рад/с;

=0,28 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Допускаемые напряжения на разрыв:

для алюминиевых поршней

для чугунных поршней

Перемычка рассчитывается как кольцевая пластина, защемленная по окружности основания канавки диаметром:

(м)

и равномерно нагруженная пластина по площади

(м2)

Напряжение среза кольцевой перемычки(МПа):

(МПа)

Напряжение изгиба кольцевой перемычки

(МПа)

Допускаемые напряжения (МПа) в верхних кольцевых перемычках с учетом значительных температурных нагрузок находятся в пределах:

для алюминиевых поршней

для чугунных поршней

Юбку поршня и всю его высоту проверяем на допустимое удельное давление по формулам:

где - максимальная боковая сила, принимаем из результатов динамического расчёта, МН.

Для современных автомобильных двигателей:

В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя, размеры диаметров головки Dг и юбки Dю поршня определяем исходя из наличия необходимых зазоров г и ю между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии.

Таблица 12 Значения монтажных зазоров между поршнем и стенкой цилиндра двигателя для неразрезных юбок поршней

Материал поршня	Зазор	Карбюраторный
чугун	г ю

г = ю =

Установив Дr и Дю, определяем:

мм, и

мм.

Правильность установленных размеров Dr и Dю проверяют по формулам при жидкостном охлаждении:

где - и диаметральные зазоры в горячем состоянии между стенкой цилиндра и головкой поршня;

бц и бп - коэффициенты линейного расширения металла цилиндра и поршня, для алюминиевых поршней 1/град;

Тц, Тг, Тю - соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии;

Т0=2930С - начальная температура цилиндра и поршня.

При получении отрицательных значений и ( натяг) поршень непригоден к работе. В этом случае необходимо изменить значение монтажных зазоров, или предусмотреть разрез юбки поршня.

При нормальной работе поршня:

По элементам конструкции шатун разделяют на три основные части. В состав конструкции входят верхняя головка шатуна, стержень шатуна и нижняя головка шатуна. Размеры и форма верхней поршневой головки шатуна определяются размерами и способом крепления поршневого пальца.

Стержень шатуна имеет всегда форму двутаврового сечения. Длина шатуна определяется в соответствии с заданным значением отношения радиуса кривошипа к длине шатуна.

Кривошипные головки шатунов выполняются разъёмными. Нижнюю крышку кривошипной головки шатуна подтягивают шатунными болтами. Для ограничения массы шатуна и габаритных размеров нижней головки отверстия под шатунные болты максимально приближают к шатунной шейке коленчатого вала. Максимальная габаритная ширина нижней головки шатуна в плоскости размещения шатунных болтов не должна превышать диаметрального размера гильзы. Такое ограничение обеспечивает безприпятственное перемещение шатуна вверх при разборке двигателя.

Основные требования предъявляемые к конструкции нижней головке шатуна:

- высокая жёсткость,

- минимальные габаритные размеры,

- плавность формы,

- возможность демонтажа шатуна через отверстие гильзы цилиндра.

При работе двигателя шатун подвергается воздействию знакопеременных и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому шатуны изготавливают из углеродистых или легированных сталей, обладающих высокими пределами прочности. Шатуны современных карбюраторных двигателей изготавливают из сталей 40, 45, 45Г2, а дизелей - из сталей 18ХНМА, 18ХНВА и 40ХНМА.

Расчетными элементами шатунной группы являются: поршневая и кривошипная головки, стержень шатуна, шатунные вкладыши и шатунные болты.

Расчет поршневой головки шатуна

Максимальных значений силы нагрузок на поршневую головку шатуна достигают на участке процессов впуска и выпуска при положении поршня в верхней мёртвой точке. На определённых режимах работы двигателя максимальные напряжения разрыва могут приближаться к пределу текучести. Кроме напряжений разрыва и сжатия, в поршневой головке шатуна присутствуют предварительные напряжения от запрессовки втулки или поршневого пальца.

Поршневая головка шатуна во время процессов впуска и выпуска подвергается разрыву силами инерции Pjn поршневой группы, достигающими максимального значения при положении поршня в ВМТ и сжатию от силы давления газов Pz за вычетом инерции Pjn.

Таблица 13 Основные параметры поршневой головки шатуна

Наименование	Обознач.	Карбюраторные двигатели
Внутр. диаметр поршневой головки Со втулкой
Наружный диаметр головки
Длина поршневой головки шатуна:
Минимальная радиальная толщина стенки головки
Радиальная толщина стенки втулки

Напряжения в поршневой головке шатуна, возникающие от запрессовки в неё втулки и от различия коэффициентов расширения материалов втулки и головки, характеризуются суммарным натягом.

где:

- натяг посадки бронзовой втулки.

, 1/град - термический коэффициент расширения бронзовой втулки;

, 1/град - термический коэффициент расширения стальной головки;

- средняя температура подогрева головки и втулки при работе двигателя. Принимаю

Удельное давление от суммарного натяга на поверхности соприкосновения втулки с головкой, Мпа



где: = 0,3 - коэффициент Пуассона;

- модуль упругости стального шатуна и пальца, МПа;

- модуль упругости бронзовой втулки, МПа.

- соответственно, наружный диаметр поршневой головки, наружный и внутренний диаметр поршневого пальца, мм.

Напряжения от суммарного натяга на внешней и внутренней стороне поверхностей поршневой головки определяются по формуле Ляме:

- На внешней поверхности:

МПа

- На внутренней поверхности:

МПа.

Расчет кривошипной головки шатуна.

Нижние головки шатунов автотракторных двигателей делают разъемными с упрочняющими приливками и ребрами жескости. Основная их половина вместе со стержнем, а крышку нижней головки скрепляют с основной двумя шатунными болтами.

Таблица 14 Основные конструктивные размеры кривошипной головки шатуна

Наименование	Обознач.	Формула для расчёта
Диаметр шатунной шейки
Толщина стенки вкладыша: - тонкостенного
Расстояние между шатунными болтами
Длина кривошипной головки

Расчет кривошипной головки шатуна сводится к определению напряжения изгиба в среднем сечении крышки головки от инерционных сил Pjp, имеющих максимальное значение в начале впуска (ц=0) при работе двигателя на режиме максимальной частоты вращения при холостом ходе:

Где - масса крышки кривошипной головки, кг;

кг.

Напряжение изгиба крышки с учетом совместной деформации вкладышей:

где Сб - расстояние между шатунными болтами, м;

Jв и J - момент инерции расчетного сечения соответственно вкладыша и крышки;

м4;

м4;

WИЗ - момент сопротивления расчётного сечения крышки, в м3

r1 - внутренний радиус кривошипной головки

м

Fг - суммарная площадь крышки м вкладыша в расчётном сечении, в м2

Fг =28*0,5(59-45)=0,000196 мм

Расчет стержня шатуна

Стержень шатуна в автотракторных двигателях имеет обычно двутавровое сечение, обладающее большой жескостью при малой массе. В некоторых случаях в них просверливают канал для подачи масла к подшипнику верхней головки шатуна. Площадь поперечного сечения имеет переменную величину. Обычно обеспечивает плавный переход от стержня к головкам, что способствует повышению общей жёсткости шатуна.

Сила, сжимающая стержень шатуна, достигает максимального значения в начале рабочего хода при PZД и определяется по формуле:

Таблица 15 Основные параметры стержня шатуна

Размеры стержня Шатуна	Карбюраторные двигатели
	мм
	мм
	мм
	м

Разрывающая сила при положении поршня в ВМТ:

Стержень шатуна рассчитывают по минимальному сечению , расположенному под поршневой головкой в зоне максимальной концентрации напряжений или по среднему значению поперечного сечения стержня шатуна.

Максимальные напряжения от силы сжатия в сечении В-В

В плоскости качания шатуна

Коэффициент учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости его качания :

Момент инерции сечения В-В относительно оси х-х, м4:

Площадь среднего сечения стержня шатуна, мм2.

В плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна

Коэффициент учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости его качания :

Длинна стержня шатуна между поршневой головкой и нижней головкой шатуна:

Момент инерции сечения В-В относительно оси у-у, м4:

Минимальное напряжение, возникающее в сечении В - В от растягивающей силы Рр, определяется в плоскости качания шатуна и в перпендикулярной плоскости.

Минимальное напряжение от растягивающей силы

где Pp - сила растягивающая шатун, кН

Среднее напряжение и амплитуды цикла:

uде Rу=1.2+1.8*10-4*(1000-400)=1.308

ем=0,88

еп=1,8

запас прочности в сечении B - B определяется по пределу усталости:

Расчет шатунных болтов.

Шатунные болты или шпильки при любых разъемах головок относятся относятся к исключительно ответственным деталям, обрыв которых связан с тяжелыми аварийными последствиями, поэтому их изготавливают весьма тщательно, с плавным переходами между элементами конструкций, и подвергают термообработке. Изготавливают их из стали 35Х, 40Х, 35МА.

Шатунные болты во врмя работы двигателя подвергаются растяжению от действия сил инерции поступательно движущихся масс поршня и шатуна и вращающихся масс, расположенных над плоскостью разъёма кривошипной головки. Силы инерции стремятся разорвать болты. Кроме того, болты испытывают растяжение от предварительной затяжки.

Силы предварительной затяжки

МН,

где - число шатунных болтов.

Суммарная сила, растягивающая болт

МН,

где х=0,2 - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения. По опытным данным, коэффициент х изменяется в пределах от 0,15…0,25. С уменьшением диаметра шатунного болта значение х также уменьшается.

Максимальное и минимальное напряжения, возникающие в болте, определяем в сечении по внутреннему диаметру резьбы:

МПа

МПа

где - внутренний диаметр резьбы болта, мм;

- номинальный диаметр болта, мм;

- шаг резьбы, мм.

Мпа;

Мпа;

Мпа;

где :

Вычисляем запас прочности по пределу текучести:

Список используемой литературы

1. А.И. Колчин, В.П. Демидов “Расчет автомобильных и тракторных двигателей.” - М.: Высшая школа, 1980 г.

2. В.М. Архангельский, М.М. Вихерт, А.Н. Воинов и др. “Автомобильные двигатели” Под ред. М.С. Ховаха - М.: Машиностроение, 1977 г.

3. А.А. Егоров “Автомобильные двигатели: методические указания к курсовой работе для студентов специальности 280140” ВКГТУ. - Усть-Каменогорск, 2005 г.

Размещено на Allbest.ru

...