Народного хозяйства и государственной службы 5 страница

Стержень шатуна — двутаврового или эллиптического сечения — воспринимает большие нагрузки от давления газов и сил инерции, заставляющие шатун работать на продольный изгиб, растяжение и сжатие. Нагрузки изменяются по направлению и величине, имеют ударный характер, поэтому шатун должен обладать высокой уста­лостной прочностью и жесткостью.

В большую голопку шатуна может быть запрессовано кольцо нэ стали (двигатель ИЖ «Планета»). В этом случае ролики подшип­ника работают по шлифованной и полированной поверхности этого кольца; шатун изготовляют из стали 45, нмеюшей невысокую твер­дость.

Шатун двигателя М-63 и многих других двигателей изготовляется из цементуемой легированной стали 12ХНЗ. ролики 4 работают непо­средственно но цементованной и полированной поверхности боль­шой головки шатуна.

Цементации и закалке подвер­гают только большую головку ша­туна, а стержень и малую головку в целях сохранения вязкости и по­вышенной усталостной прочности предохраняют от цементации.

Подшипник большой головки шатуна является одним из самых ответственных узлов мотоциклет­ного двигателя. В большинстве конструкций применяют подшип­ники качения:

— роликоподшипники без се­параторов (двигатели К-175);

— роликоподшипники с сепа­ратором 3 (рис. 80, двигатели ИЖ «Планета», М-63);

— игольчатые подшипники (двигатели MZ).

Особенность работы подшип­ника большой головки шатуна — ^ц вращение всего подшипника от- Рис. 80. Шатун и шатунный под- носительно оси коленчатого вала.

шипник В результате этого возникает цен­

тробежная сила (роликов и се­паратора). влияющая на работу подшипника и характер его из­носа.

На работу подшипников без сепараторов (рис. 81, а) центро­бежные силы оказывают большее влияние, чем на работу подшип­ников с сепараторами, особенно в современных высокооборотных двигателях. Одним из недостатков подшипников, работающих без сепараторов, является то, что относительная скорость скольжения двух соседних роликов, вращающихся в одном направлении, равна сумме окружных скоростей этих роликов, т. е. вдвое больше, чем при скольжении ролика по неподвижной по отношению к нему пере­мычке сепаратора. Вследствие этого трение, количество выделяю­щего тепла и износ будут соответственно больше. 148

Кроме того, к недостатку подшипника без сепаратора относится суммирование центробежных сил отдельных роликов; эти силы сжимают внешний по отношению к оси коленчатого вала ролик с большой силой, что приводит к увеличенному износу подшипника (рис. 81, б).

В случае применения сепаратора (рис. 81. в) центробежные силы отдельных роликов воспринимаются сепаратором. Сепараторы изго­товляют из дуралюмина, бронзы, латуни или стали.

Существует два способа центрирования сепаратора: по шатуну и по кривошипному пальцу. В первом случае между сепаратором и кривошипным пальцем имеется сравнительно большой зазор (0,4— 0,6 мм), что исключает возможность соприкосновения сепаратора

Рис. 81. Работа роликов без сепаратора и с сепаратором:

/ — точка соприкосновении даух ролнко»; 7 — наиболее иагружсипыА ролик; J —точк» соприкосновении ролика с сепаратором

и кривошипного пальца. В этом случае сепаратор устанавливают в большую головку шатуна с наименьшим зазором. Для сепарато­ров из дуралюмина во избежание заклинивания при расширении от нагревания этот зазор равен 0,2—0,25 мм. Во время работы наруж­ная поверхность сепаратора прижимается к поверхности головки шатуна.

Во втором случае сепаратор изготовляют с таким внутренним диаметром, чтобы он центробежной силой прижимался к криво­шипному пальцу, а в большой головке шатуна обеспечивался постоянный зазор.

Практика ремонта мотоциклетных двигателей показывает, что при центрировании сепаратора по кривошипному пальцу сепаратор может явиться причиной повышенного местного износа кривошип­ного пальца (рис. 82) вследствие действия центробежной силы ротиков и сепаратора, прижимающей сепаратор к стороне пальца, расположенной ближе к осп коленчатого вала.

Основной причиной абразивного износа пальца кривошипа является попадание мелких частиц кварцевой и металлической

пылей на трущуюся поверхность сепаратора. Эти твердые частицы вдавливаются в сепаратор и он как абразивный инструмент интен­сивно истирает кривошипный палец.

Центрирование сепаратора по большой головке шатуна (напри­мер. двигатель М-63, БМВ и др.) следует признать более удачным, так как в этом случае износ равномерен вследствие распределения центробежной силы на большой поверхности.

Игольчатые подшипники довольно широко распространены в больших головках шатунов (например, в двигателях MZ). К преи­муществам игольчатого подшипника по сравнению с роликоподшип­ником следует отнести:

— малый вес иглы, что уменьшает нагрузку от центробежной силы, а следовательно, и износ:

— меньшие габариты нижней головки шатуна, что важно для двухтактного двигателя, где необходимо сохранить объем криво­шипной камеры в возможно малых пределах.

ратора на палык

Из-за значительных ударных нагрузок и больших чисел оборо­тов. прн которых работает подшипник большой головки шатуна, смазка, величина зазоров н точность изготовления деталей этого узла имеют очень важное значение.

Для уменьшения износа и достижения бесшумности радиальный зазор в роликоподшипнике должен быть как можно меньше. Однако опасность заедания и необходимость обеспечить надлежащий стой смазки не позволяют уменьшить зазор ниже определенного предела.

В двухтактном двигателе ИЖ «Планета» величина этого зазора допускается в пределах 0,008—0.016 мм, в двигателе ДКВ — в пре­делах 0.010—0.014 см. В четырехтактных двигателях, где подшип­ник смазывается маслом надлежащей вязкости, поступающим к ро­ликам под давлением, зазор делают несколько больше, чем в двух­тактных двигателях. Например, в четырехтактном двигателе М-63 зазор равен 0.010—0.024 мм. а в двигателе Матчлесс 350 см' он равен 0.006—0.025 мм. В последнее время в двигателях Ирбнтского мотоциклетного завода этот зазор принимают равным нулю и допу­скают даже некоторый натяг.

Жесткий допуск на зазор в подшипнике требует высокой точ­ности изготовления кривошипного пальца, роликов и шатуна. Колебания в размерах роликов одного подшипника допускаются
до 2 мкм. Такой точности достигают, сортируя большие партии роликов, изготовляемых с точностью 10—12 мкм.

Кривошипный пален и отверстие большой головки шатуна выполняют с точностью, более высокой, чем 1-й класс точности по ГОСТу. Так. кривошипный палец двигателя ИЖ «Планета» имеет допуск на диаметр, равный 9 мкм (при номинальном диаметре 29 мм). Детали роликоподшип­ника поступают на сборку рас­сортированными на группы с еще большей точностью, чем допуск на изготовление: их комплектуют, чтобы обеспечить заданный допуск на зазор (так называемая селективная сборка).

Очень большое значение при­дают также допускам на конус­ность н овальность деталей, ко­торые не должны превышать до­пуска на группу, т. е. для ро­лика 2 мкм, а для пальца окаю 4 мкм.

Чистота обработки беговых дорожек и роликов далжна быть в пределах VI2. что достигается специальной обработкой (так на­зываемый Лаппниг-процесс). Твердость роликов, изготовлен­ных из стали ШХ15 и закален- ihjx, HRC 62—65; такую же твер­дость имеют поверхности пальца кривошипа и большой головки шатуна.

В английской мотоциклетной Рис. 83. Обозначение расчетных раз- промышленности батьшое рас- «еров шатуна

пространснне получили подшип­ники скольжения в большой головке шатуна. Применение подшип­ников скольжения стало возможным вследствие усовершенствова­ния системы смазки иод давлением, при которой имеется масляный слой между трущимися поверхностями даже при больших скоро­стях и нагрузках. В английских двигателях применяют разъем­ные шатуны из легкого сплава со стальными крышками, имею­щими рабочую поверхность из антифрикционного металла. Крышки крепят к шатуну при помощи двух болтов. Начал применять на своих двигателях подшипники скольжения Киевский мотоциклет­ный завод.

Расчет малой головки шатуна (рис. 83). Опасной для малой головки шатуна является максимальная нагрузка при иропуске
зажигания при максимальном числе оборотов кривошипа двигателя. В этом случае давление газов отсутствует, а сила инерции поршневой группы достигает в в. м. т. наибольшего значения. Поэтому напря­жение растяжения в стенках малой головки шатуна будет также максимальным, так как давление газов не оказывает разгружаю­щего действия.

Напряжение растяжения определяют по формуле

^(gjjVpO+X)

°^{р =} g(d_aa-d_m г)1_ш •

где G^ — сила тяжести поршня, пальца, поршневых колец и втулки в кГ;

d_ml и d_ui — соответственно внутренний и наружный диаметры малой головки шатуна в см;

1_Ш — длина верхней головки шатуна в см.

Напряжение разрыва а_р, вычисленное по этой формуле, должно быть ниже допускаемого напряжения lol.

Напряжение разрыва в малой головке шатуна двигателя М-72 приблизительно равно 300 кГ!см\ в высокооборотных двигателях гоночных мотоциклов оно достигает 1200 кГ/см*.

Приведенный способ расчета является очень приближенным и не отражает ряда явлений, происходящих в малой головке шатуна при работе двигателя.

Расчет стержня шатуна. Стержень шатуна нагружается:

— силой давления газов, сжимающей шатун и достигающей наибольшей величины в в. м. т.;

— силой инерции возвратно-поступательно движущихся дета­лей кривошнпно-шатуиного механизма, к которым, кроме поршневой

группы, относится примерно ^ веса самого шатуна: эта сила сжимает или растягивает шатун и достигает максимальных значений в в. м. т. и н. м. т.;

— силой инерции самого шатуна, изгибающей шатун в по­перечном направлении и достигающей наибольшей величины, когда угол между кривошипом и шатуном равен приблизитель­но 90°.

Напряжения, возникающие в шатуне от поперечного изгиба, не достигают величины 200 кГ /см* н не опасны для шатуна. Ввиду этого расчет на поперечный изгиб не проводится.

Опасным для стержня шатуна является момент пуска, когда давление газов в в. м. т. максимальное, а разгружающее действие силы инерции мало вследствие незначительной скорости вращения. Сила Р. давления газов действует вдоль стержня шатуна и сжимает его. Длина шатуна по отношению к его сечению достаточно велика, поэтому при расчете нужно учитывать возможность продольного

изгиба стержня. В плоскости качания шатуна (концы стержня за­креплены шарннрно) суммарное напряжение

Г_т{р i\!._mJ _х

где F _р — средняя площадь сечения шатуна в см\

L_m — расстояние между осями малой и большой головки в см\ J^ — момент инерции среднего сечения шатуна относительно

оси хх (рис. 96) в см\ о^ — предел упругости материала шатуна; Е^ — модуль упругости материала шатуна.

Для различных сталей =0,0002 -ь 0.0005.

В плоскости оси коренных шеек коленчатого вала суммарное напряжение вычисляют, исходя из условия защемления обоих концов шатуна, по формуле

О — ^Р* 1 р у г 1см¹

где L_ml — расчетная длина шатуна в см\

J_ту— момент инерции среднего сечения шатуна относительно оси уу в см*.

Сравнивая формулы для определения а_ел и а_еум, легко заметить, что по условиям прочности момент инерции сечення шатуна отно­сительно оси уу может быть в 4 раза меньше момента инерции относительно оси лтдг, т. е. о_м = а_(ум, если J^ = 4 J_mf (принимая, что L_m ~ L_mi).

В существующих конструкциях двутавровое сечение шатуна приближается к этому условию.

Моменты инерции

, BJll - (В_т - ъ_ш) hi, (H_m-h_m) Bl + hJ>L ^Jmx⁼ 15 ' ^Jmr^t= T5

Коэффициент запаса на сжатие и продольный изгиб К, =» «=, где а г — предел текучести.

В*шатунах двигателей гоночных мотоциклов допускаются боль­шие значения a_fX и соответственно меньшие коэффициенты запаса. Значения К, меньше двух не следует допускать.

Если площадь сечения шатуна у малой головки значительно меньше площади среднего сечення, принятого в расчете на продоль­ный изгиб, то это сечение следует проверить на простое сжатие си­лой Р, и на разрыв силой инерции Я_у возвратно-поступательно движущихся деталей.

Расчет большой головки шатуна. Большую головку шатуна следует рассчитывать на разрыв по формуле для толстостенных сосудов, I. е. _о Dlt + л,) Р„.

где D_mX — наружный диаметр большой головки шатуна: D_mi — внутренний диаметр большой головки шатуна;

— ширина большой головки шатуна; Рро< — расчетная нагрузка.

Расчетную нагрузку определяют как сумму сил инерции прн максимальном числе оборотов и нахождении поршня в в. м. т. по формуле

где G'_n<>p — сила тяжести деталей поршневой группы и части ша­туна, участвующей в прямолинейном движении, в кГ\ Ci,, — сила тяжести" части шатуна, участвующей во враща­тельном движении. Иногда большую головку шатуна рассчитывают по формуле р,0*236 _D 0,5\

где D_m(р = ^г>ш1 - средний диаметр головки в см\

llflL

W_m = ----------- момент сопротивления изгибу сечения

гатовкн в см*\ F^ — a_ml_tt — площадь сечения в сяР. В существующих' конструкциях мотоциклов о- = 1000 -т- -т- 1500 кГ/см

Напряжения в большой гоювке шатуна возрастают при увели­чении числа оборотов коленчатого вала.

Размеры и конструкцию роликоподшипника большой гатовкн шатуна выбирают на основании имеющихся конструкций, а также исходя из соображений, изложенных при описании конструкции. Ратнкоподшипннк проверяют на контактное напряжение, возни­кающее между рашкамн и рабочей поверхностью кривошипного пал ьца.

Расчетной нагрузкой является или максимальная сила давле­ния на поршень, или напбатьшая суммарная сила инерции поршне­вой группы и шатуна в зависимости от наполнения и степени сжа­тия двигателя, числа оборотов и веса деталей кривошинно-шатун- кого механизма.

Принимаем за расчетную нагрузку силу Р. давления газов. Нагрузка между отдельными ратнками распределяется неравно­мерно, причем нанбатсе нагруженный ратик воспринимает нагрузку

Р =^бр' " ~*р *

где г_р — число рядов роликов в подшипнике.

Максимальное значение контактного напряжения

О... = 610 у р, J_f + JL) кГ;см\

где р_г = -~ - нагрузка, приходящаяся на 1 см длины ролика;

/_я — суммарная длина ратинов в одном ряду в см, г_р — радиус ролика в см; ^г*кр ^— радиус пальца кривошипа в см.

Допустимой величиной о_Ш4х следует считать 30 ООО кПсм*.

Расчет долговечности подшипников по эмпирическим формулам, применяемый для обычных шарнко- и рашкоподшнпннков. не при­меним для шатунных подшипников.

В некоторых мотоциклетных двигателях в большой головке шатуна применяют подшипники скальження. В этом случае криво­шипную шейку каленчатого вала следует проверить на максималь­ное и среднее значения удельного давления. Нагрузку на подшип­ник берут из диаграммы сил, действующих вдаль шатуна за весь цикл, нлн из палярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку.

Удельное давление

„ _*»..,

где R_m щах — наибольшая сила, действующая вдаль шатуна, в кГ; d_K — диаметр кривошипного пальца в см;

1_К — рабочая длина кривошипного пальца в см.

В существующих конструкциях q_{m тшя} — 30 -i- 65 кГ/см*.

Удельное давление до некоторой степени (очень условно) харак­теризует износостойкость подшипника скольжения.

§ 59. КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ И МАХОВИК

Коленчатый вал. Назначение каленчатого вала состоит в том. чтобы силу давлении газов на поршень преобразовывать в крутящий момент и передавать его силовой передаче; при этом прямолинейное движение поршня преобразуется во вращательное движение колен­чатого вала.

На каленчатый вал во время работы действуют периодические нагрузки от давления газов, сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс и сил инерции вращатслыю движущихся деталей кривошипио-шатунного механизма.

Конструкция коленчатого вала зависит от числа цилиндров, принятой конструкции шатунных подшипников и числа тактов двигателя.

На рис. 84 изображен каленчатый вал одноцилиндрового четы­рехтактного двигателя.

Коренные пальцы / и 2 запрессованы (посадка с небольшим конусом) н затянуты гайками в щеках 3 кривошипа, являющихся маховиками. Кривошипный палец 4 в маховиках имеет также по­садку на конус и затянут гайками. В большой головке шатуна уста­новлен роликоподшипник, ралнкн которого работают по наружной поверхности втулки 5. Втулка 5 напрессована на кривошипный палец и зажата с торцов маховиками 3 при помощи гаек.

Нагрузка от шатуна воспринимается пальцем 4, работающим на изгиб и срез; он изготовлен из стали иысокой вязкости с большим

Рис. W. Коленчатый вал одноцилиндрового четырехтактного двигателя

временным сопротивлением. Втулка 5, напрессованная на палец 4 и являющаяся кольцом роликоподшипника, выполнена из хроми­стой цементуемой стали, имеющей высокие твердость и сопротив­ляемость износу.

Крепление кривошипного пальца гайками позволяет легко раз­бирать коленчатый вал при замене изношенных деталей подшипника большой головки шатуна. Это является преимуществом данной кон­струкции.

На левом коренном пальце размещена звездочка передней пере­дачи. Правый коренной палец используют для приводов механизма газораспределения и масляного насоса.

Коленчатый вал одноцилиндрового двухтактного двигателя ИЖ «Планета» (рис. 85) состоит из коренных и кривошипных паль­цев. заирессованных в щеки кривошипа, которые являются одно­временно маховиками. Натяг при прессовых посадках обоих паль­цев равен 0,081—0,110 мм.

Кривошипный палец изготовлен из хромистой стали 15Х, це­ментован и закален до твердости HRC 57—62. Из такого же мате­риала выполнены н коренные пальцы. 169

Маховики изготовлены из серого чугуна Сч 24-44. Выемки на их боковых поверхностях закрыты дисками, которые прикреплены к маховикам при помощи винтов. Это сделано для уменьшения объ­ема кривошипной камеры.

Коленчатый вал двухцилиндрового четырехтактного двигателя М-63 изображен на рис. 86. Цилиндры расположены под углом 180"

одни к другому. Так же расположены кривошипные пальцы 2 и 4. Коренные пальцы / н 3 выполнены как одно целое с крайними ще­ками кривошипа и называются цапфами коленчатого вала.

Каждый кривошипный палец одним концом запрессован в от­верстие средней щеки 5 с натягом 0,21 мм. Другим концом, имею­щим очень пологий конус (конусность 1: 140), палец запрессован в отверстие цапфы с натягом, переменным по длине конуса (0,074— 0,12 мм).

Ролики подшипников больших головок шатунов работают по твердой цементованной поверхности кривошипных пальцев, изго­товленных из хромоннкелсвой стали I2XH3.

На переднем коренном пальце помещена шестерня привода га­зораспределения. На конце заднего коренного пальца закреплен маховик, в котором смонтировано сцепление. На цапфах каленча­того вала имеются противовесы. Цапфы изготовлены из стали ЗОХМА или ЗОХГСА; эти стали обла­дают высоким пределом уп­ругости II вязкостью.

Каленчатый вал двигателя М-63 трудно ремонтировать, так как разборка, подбор де­талей и сборка могут быть произведены только на заво­де нлн в крупных мастерс­ких квалифицированным пер­соналом.

В качестве примера колен­чатого вала четырехтактного двухцилиндрового двигателя, у которого цилиндры распо­ложены рядом, рассмотрим каленчатый вал двигателей Нортон с рабочим объемом 500 сл^а (рис. 87). Криво­шипные пальцы распаложе- ны на одной оси. а поршни и шатуны обоих цилиндров совершают одинаковое дви­жение.

Коленчатый вал состоит из трех главных частей: цапф 1 и 3 и маховика 2. Каждая цапфа является сложной ко­ваной стальной деталью, включающей коренной палец, щеку кривошипа, кривошип­ный палец и фланец, которым цапфа крепится при помощи баллов к маховику. Каленча­тый вал опирается на два шариковых (или роликовых) подшипника. Большие голов­ки шатунов — разъемные, вращаются на подшипниках скольжения. Подобную конструкцию каленчатого вала имеют многие англий­ские мотоциклетные двигатели (фирм БСА. Триумф. Ройал-Энфилд и др.).

Рис. 86. Коленчатый вал двухцилиндро­вого четырехтактного двигателя М-63

На рис. 88 изображен каленчатый вал двухтактного двухци­линдрового двигатели.

Рис. 88. Коленчатый мл двухтактного двухцилиндрового двигателя ИЖ-555 и его установка в картере

В качестве коренных подшипников коленчатого вала в совре­менных мотоциклетных двигателях применяют исключительно под­шипники качения — шариковые и роликовые. Шарикоподшипники обладают тем преимуществом, что они воспринимают осевые на­грузки и хорошо фиксируют коленчатый вал. Роликоподшипники долговечнее, но менее приспособлены к осевым нагрузкам.

Роликоподшипники целесообразно применять на свободном конце вала, со стороны, противоположной фиксирующему шарико­подшипнику. Колебания размеров, вызванные неточностью изготов­ления картера и коленчатого вала, в этом случае компенсируются перемещением в осевом направлении роликов и наружного кольца относительно внутреннего кольца.

Маховик. Как уже указывалось, работа кривошнпно-шатун- иого механизма невозможна без массивного маховика, который, накапливая энергию во время рабочего хода, продолжает вращаться по инерции и отдает накопленную энергию во время трех подгото­вительных тактов рабочего процесса.

Требования, предъявляемые к маховику, следующие.

1. Маховик должен обладать достаточным динамическим мо­ментом инерции, чтобы обеспечить устойчивую работу двигателя при малом числе оборотов коленчатого вала как под нагрузкой, так н на холостом ходу. Указанное требование сссбенно важно для мотоциклетных двигателей, так как эти двигатели чаще всего вы­полняют одноцилиндровыми, вследствие чего неравномерность вра­щения их коленчатых валов значительно больше, чем у многони- линдровых автомобильных двигателей.

2. Маховик должен иметь достаточный динамический момент инерции для преодоления кратковременных перегрузок двигателя. У мотоцикла, хотя и обладающего значительной инерцией посту­пательного движения и инерцией вращающихся колес, вследствие недостаточного динамического момента инерции маховика работа двигателя на малых скоростях при кратковременных изменениях нагрузки будет неустойчивой.

3. Маховик должен иметь достаточный момент инерции, чтобы обеспечить троганне с' места мотоцикла в случае резкого включения сцепления (при этом двигатель не должен останавливаться).

4. Момент инерции маховиков должен быть как можно меньше, чтобы обеспечить максимальную быстроту разгона мотоцикла (при­емистость).

Таким образом четвертое требование противоречит первым трем. Поэтому при проектировании и изготовлении двигателей момент инерции маховиков выбирают из условий работы и назначе­ния мотоцикла. Например, для гоночного мотоцикла маховики делают легче, чем для дорожного, а для двухцилиндрового мото­цикла меньше, чем для одноцилиндрового, и т. д.

Маховики выполняют в виде дисков, являющихся одновременно щеками кривошипа, или о виде диска, закрепленною на конце 160
коленчатого вала. В этом случае в нем располагается механизм сцепления. В некоторых двигателях маховик пометают посредине коленчатого вала (двухцилиндровые двигатели мотоциклов Нор­тон, БСА, Триумф и др.) или на конце коленчатого вала снаружи картера (двигатели Мото-Гуцци. MB и др.); в этом случае маховик не имеет никаких дополнительных функций. Расчет маховика приведен выше.

Определить действительные напряжения в коленчатом валу весьма сложно, так как они зависят от многих факторов, которые не поддаются учету, например величина и направление сил, дейст­вующих на вал, жесткость самого вала, жесткость картера, точность обработки деталей и т. и. Поэтому коленчатый вал рассчитывают по приближенному условному методу с рядом допущений. Напряжения, вычисленные по этому методу, сравнивают с напряжениями в про­веренных в эксплуатации конструк­циях. Коленчатый вал рассчиты­вают одновременно на изгиб и кручение от давления газов и сил инерции.

Коленчатый вал рассматривают как балку, свободно лежащую на двух опорах и нагруженную сила­ми, реакциями опор и моментами. Как показывает практика расчета многих валов, наибольшие напря­жения возникают прн передаче

наибольшего крутящего момента, т. е. с максимальным значением касательной силы Т. Силу Т и силу Z, действующую по радиусу кри­вошипа, находят по диаграмме касательных (тангенциальных) сил.

Рис. 89. Схема сил и моментов, нагружающих коленчатый нал

Схема сил. моментов и реакций, нагружающих коленчатый вал. представлена на рис. 89. Кроме сил Т и Z, реакций Т_х, Т_г и Z,. Z., к рассматриваемой части коленчатого вала приложен подводи­мый крутящий момент Л!*, равный произведению касательной силы, действующей в данный момент на кривошипную шейку второго цилиндра, на радиус кривошипа (в случае двухцилиндрового дви­гателя). Кроме того, к шейке приложен противоположный по направлению крутящий момент сопротивления М,, равный мгновен­ному значению крутящего момента двигателя. Очевидно, что М_{ = TR_Kp -f М_п.

В одноцилиндровом двигателе момент М„ отсутствует. Реакции опор определяют по формулам:

6 И.аиицкк.. др.

Если между опорами расположены два колена коленчатого вала, как это сделано у большинства двухцилиндровых двигателей, то реакции подсчитывают с учетом сил Z и Т. действующих на каждое колено. Предполагают, что опасное сечение кривошипного пальца находится в точке приложения сил Т и Z. Изгибающий момент от реакции Z, ₀ v

Изгибающий момент от реакции Г,

Мт.-Тл-Т^..

Ввиду того, что эти изгибающие моменты действуют в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, суммарный изгибающий момент определится как геометрическая сумма моментов М_г и М_г,

Напряжение изгиба в кривошипном пальце

где И⁷, — ^ —iss- - момент сопротивления изгибу кольце- вого сечения кривошипного пальца (D„ — наружный диаметр пальца; 4м — диаметр отверстия пальца).

К этому сечению подводится крутящий момент

Для одноцилиндрового двигателя крутящий момент определяют по формуле

7,/?., = (Г-Го-

Напряжение кручения

т - ^М

где 07, = jj. - момент сопротивления кручеиию.

Суммарное напряжение в опасном сечении кривошипного пальца от изгиба и кручения подсчитывастся по формуле

- Vo'. + 4т;,.

Подсчитанное суммарное напряжение сравнивают с пределом текучести а, легированной стали, из которой изготовлен кривошип­ный палец.

Отношение предела текучести к расчетному напряжению назы­вается коэффициентом запаса прочности

к --^г-

Коренной пален подвергается изгибу и кручению Изгибающий момент, действующий на коренную шейку:

где с — расстояние от середины подшипника до места перехода коренного пальца в щеку кривошипа, которое ивляетси опасным сечением.

Изгибающий момент от реакции 7*,

Суммарный изгибающий момент

М." V Mi, + MY,.

Напряжение изгиба

М.

п = ■ -

"'i я /Di.-ibV

Крутящий момент

М,= М,.

Напряжение кручения

Л1_е