Втулка испытывает напряжение от максимального давления газов Pz (рис. 6), а т. ж. тепловые напряжения. Фланец (бурт) втулки испытывает дополнительные напряжения от затяжки крышки цилиндра.
Определяем предварительные размеры втулки по таблице 4.
Таблица 4. Расчетные размеры втулки.
| Параметры | Размеры [м] |
| Толщина втулки в верхней части, S (0,1)D | 0,074 |
| Наибольший диаметр верхнего опорного бурта, D1 (D + 2g) | 1,036 |
| Толщина бурта, g (0,2)D | 0,148 |
| Высота опорного бурта, е (0,15)D | 0,111 |
| Ширина канавки под бурт крышки, b (0,05)D | 0,037 |
| Глубина канавки под бурт крышки | 0,004 |
| Ширина опорного бурта С (0,03)D | 0,0222 |
Остальные размеры:
d (0,03)D
Df (D +  g)
D2 (D1 - 2с)
| 0,0148 0,838 0,9916 |
| Толщина втулки в нижней части (0,3)S | 0,0222 |
| D – диаметр цилиндра |
После определения конструктивных размеров, рассчитываем опасное сечение x-x, для этого изобразим расчетную схему втулки в масштабе (прил. рис. 5)
Толщину стенки проверяем на суммарное напряжение от растяжения
= 153,167 МПа
– напряжение от растяжения по направлению радиуса, МПа
– напряжение от тепловой нагрузки (растяжение внешней стенки), МПа
= 31,068 МПа
где:
Рz – максимальное давление сгорания, Мпа
Д – диаметр цилиндра, м
S - толщина втулки, м
= 122,099 МПа
где:
q – удельная тепловая нагрузка, Дж/м2с
= 1976033,38
n – частота вращения коленчатого вала, 115 об/с
Pi = 894132,754 Па – среднее индикаторное давление
a = 0,00835 – коэффициент пропорциональности
S – толщина стенки втулки.
[σ]=150 Мпа – условие прочности соблюдено.
Фланец втулки проверяем на напряжение изгиба, растяжения и скалывания, возникающие от силы затяжки шпилек (приложение, рис. 6) Рf в сечении х-х:
= 4,2838 МН
где:
1,25 – коэффициент затяжки шпилек
|
|
Pz – максимальное давление сгорания
Df – средний диаметр уплотнительной канавки, м.
Напряжение изгиба от пары сил Рf a1:
= 154,8758 МПа
где:
а1 = 0.0235 м – определяется из масштаба чертежа
D0 = 0,45 м – из масштаба чертежа
W= 
= 0.00065 м3
h = 0.0526 м – из масштаба чертежа.
Напряжение растяжения от нормальной силы Рн:
= 23,661 МПа
= 17,58 МН – нормальная сила
= 0,0743 м2 – площадь сечения х-х
Напряжение скалывания от касательной силы Рs:
= 52,581 МПа
где: 
= 39,06 МН
Суммарное напряжение в сечении x-x:
= 144,2787 МПа
[σ] = 80 МПа – условие прочности соблюдено
Уплотнительную канавку, шириной 18 мм, проверяем на удельное давление:
= 35,5727 МПа
где:
Pf – сила затяжки шпилек, 42,838 МН
D1 – наибольший диаметр бурта, 1.036м
b – ширина канавки, 0,037 м
[к]=50МПа
Условие прочности соблюдено.
Опорный бурт, шириной 0,0222 м проверяем на смятие:
= 264,552 МПа
[σсм] = 100МПа – условие прочности соблюдено.
В основном, втулки изготавливаются из чугуна марок СЧ 25.
Расчет шатуна.
Шатун подвергается действию силы от давления газов и силам инерции поступательно движущихся частей. Все расчеты шатуна ведем на силу заедания поршня в цилиндре - Ри
Производим проверку стержня шатуна на прочность от суммарного напряжения в среднем сечении (рис.3) по эмпирической формуле Навьс-Ренкина, используя принятые соотношения в табл.3
Таблица 3.
| Параметр и расчетное соотношение | Значение |
| Длина стержня шатуна, L (3,3)D | 2.442 |
| Диаметр стержня шатуна, dст (0,31)D | 0.2294 |
| Диаметр внутреннего отверстия стержня, d0 (0,35)dст | 0.08029 |
| Среднее сечение двутаврового стержня (рис.3) Высота, Н (0,16)L Расстояние между полками, h (0,7)Н Толщина, b (0,15)Н Ширина, В (0,75)Н | 0.39 0.273 0.0585 0.2925 |
| Внешний диаметр головки, d1 (1,8)d | 0.666 |
| Длина втулки, l1 | 0.333 |
| Толщина втулки, δ (0,1)d | 0.037 |
| Длина верхней головки, l3 (0.08)d1 | 0.5661 |
| Остальные размеры: S = (0,3)d l2 = (1,6)d | 0.111 0.592 |
| D – диаметр цилиндра d – диаметр поршневого пальца |
После определения размеров стержня и верхней головки шатуна, проверяем:
|
|
а) стержень шатуна на суммарное напряжение сжатия с учетом изгиба в плоскости качания
= 93,67 Мпа
где:
fср – средняя площадь поперечного сечения стержня шатуна по середине сечения=0,008 м2
= 1,206
L – длина шатуна
i = 0,18Н = 0,07 м
С – коэффициент, характеризующий упругие свойства материала шатуна = 0,00017
[σ]=120МПа
[σ]≥ σ – условие прочности соблюдено
Рассчитываем верхнюю головку шатуна на растяжение в сечении x-x на силу заедания поршня Рв (рис. 3):
= 6,84 МПа
Где:
= 85973,2 Н
рв = 2МПа – удельное давление от силы заедания
= 0,063 м3 – площадь поперечного сечения головки в горизонтальной плоскости
[σр]=40МПа
Условие прочности соблюдено.
Определяем размеры нижней головки шатуна по таблице 3.
Таблица 3. Конструктивные соотношения неотъемной нижней головки шатуна.
| Параметр | Значение |
| Расстояние между шатунными болтами lш (1.25)d и ширина нижней головки l1 (1.6)d | 0.4686 0.599 |
| Толщина компрессионной прокладки δ | 0.01 |
| Толщина вкладыша (0.1)d | 0.037 |
| Продольный разбег | 0.004 |
| Диаметр шатунных болтов dш (0,16)d | 0.0599 |
d = 0,37 м – диаметр кривошипной шейки
h4 – толщина крышки мотылевого подшипника, определяется из расчета
|
|
l2 – длина нижней головки.
Определяем толщину опасного сечения h4 из уравнения прочности (рис.4), от силы заедания поршня:
= 12,8 МПа
= 12874 Н*м – изгибающим момент в опасном сечении
= 0.0001 м3 – момент сопротивления опасного сечения
= 0,0323 м
[σиз]=65МПа – условие прочности соблюдено.
Расчет шатунных болтов производим на растяжение от силы заедания поршня – Рв с учетом предварительной затяжки болтов, которая составляет 1,35Рв:
= 82,37 МПа
[σр]=90МПа – условие прочности соблюдено.
i – число шатунных болтов = 2
Заключение.
Результаты теплового расчета показывают, что все найденные значения не превышают указанных в справочной литературе. Погрешности значений не более 2%.
Результаты прочностного расчета показали, что все удельные давления и напряжения не превышают допускаемых значений.