Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Анализ методов расчёта коленчатых валов и задачи исследования 10
1.1. Причины и виды разрушений коленчатых валов 10
1.2. Обзор работ по расчёту и исследованиям напряженно-деформированного состояния коленчатых валов 13
1.3. Обзор работ по исследованиям концентрации напряжений в коленчатых валах v 26
1.4. Обзор работ по прогнозированию усталостной долговечности коленчатых валов 32
ГЛАВА 2. Разработка моделей усталостного разрушения для расчета коленчатого вала ДВС 39
2.1. Модели усталостного разрушения при объемном напряженном состоянии 39
2.2. Анализ конструктивных параметров коленчатых валов ДВС 43
2.3. Математические модели коэффициентов, необходимых для оценки усталостной прочности коленчатых валов ДВС 50
2.3.1. Эмпирические зависимости для определения коэффициентов концентрации напряжений в галтели при переходе от щеки в шейку 50
2.3.2. Математические модели коэффициентов, учитывающих концентрацию и неравномерность распределения напряжений в шейках коленчатых валов 57
2.3.3. Определение коэффициентов, учитывающих влияние абсолютных размеров детали 61
2.3.4. Определение коэффициентов, учитывающих влияние состояния поверхности 63
2.3.5. Определение коэффициентов, учитывающих влияние постоянной составляющей цикла напряжений 64
2.3.6. Оценка адекватности разработанных математических моделей 70
ГЛАВА 3. Методики расчетов на усталостную прочность и прогнозирования долговечности коленчатого вала ДВС 72
3.1. Расчет эквивалентной системы 73
3.2. Определение моментов, действующих в опорных сечениях коленчатого вала 76
3.3. Определение нагрузок, действующих в кривошипно-шатунном механизме 80
3.4. Определение запасов прочности элементов коленчатого вала при циклическом нагружении 87
3.4.1. Расчет щек 87
3.4.2. Проверка адекватности предлагаемого метода расчета щек 93
3.4.3. Расчет шеек коленчатого вала 100
3.4.3.1. Расчет коренных шеек 100
3.4.3.2. Расчет шатунных шеек 102
3.5. Сравнение предложенного метода расчета коленчатого вала ДВС с расчетами МКЭ по разрезной и неразрезной схемам 105
3.6. Оценка усталостной долговечности при нестационарном нагру жении 115
ГЛАВА 4. Экспериментальные исследования напряженно-деформированного состояния и долговечности коленчатого вала ДВС 120
4.1. Объекты исследований 120
4.2. Цель и задачи исследований 120
4.3. Экспериментальные исследования напряженно-деформированного состояния коленчатого вала ДВС 120
4.3.1. Оценочные параметры и аппаратура для испытаний 120
4.3.2. Оценка погрешности исследований напряженно-деформированного состояния коленчатого вала 123
4.3.3. Результаты экспериментальных исследований и их анализ 124
4.4. Экспериментальные исследования долговечности коленчатого вала ДВС 130
4.4.1. Прогнозирование долговечности коленчатых валов по результатам усталостных испытаний 130
4.4.2. Результаты усталостных испытаний коленчатого вала дизеля и их анализ 135
Выводы и результаты 138
Список литературы 140
- Обзор работ по расчёту и исследованиям напряженно-деформированного состояния коленчатых валов
- Математические модели коэффициентов, необходимых для оценки усталостной прочности коленчатых валов ДВС
- Определение нагрузок, действующих в кривошипно-шатунном механизме
- Экспериментальные исследования напряженно-деформированного состояния коленчатого вала ДВС
Введение к работе
Актуальность темы. Настоящий этап развития автомобильных и тракторных двигателей характеризуется высокими темпами роста их удельных показателей, например литровой мощности, которая только за прошедшие два десятилетия увеличилась более чем в 1,5 раза. Последнее, в свою очередь, указывает на необходимость дальнейшего совершенствования процесса конструирования как двигателя в целом, так и каждой его детали. С этой точки зрения особое внимание следует уделить коленчатому валу, важная роль которого в обеспечении надежности двигателя не подлежит сомнению. Традиционные методы расчета коленчатых валов позволяют находить лишь коэффициенты запаса прочности, не учитывая рассеяние характеристик прочности, случайный характер нагрузок и исключают возможность прогнозирования усталостной долговечности, знание которой на стадии проектирования для обеспечения заданной материалоемкости становится все более значимым. В связи с этим разработка расчетно-экспериментального метода, позволяющего прогнозировать усталостную долговечность коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей, является актуальной задачей.
Цель и задачи исследования. Целью исследования явилась разработка расчетно-экспериментального метода прогнозирования усталостной долговечности коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей на основе оценки их напряженно-деформированного состояния в наиболее нагруженных сечениях.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи: проведением статистического анализа основных размеров, конструктивных соотношений и минимальной изгибной жесткости коленчатых валов современных двигателей; разработкой математических моделей для определения коэффициентов концентрации напряжений в расчётных сечениях коленчатого вала; разработкой эквивалентной расчетной схемы коленчатого вала, учитывающей несоосность и упругую податливость его опор; разработкой методики прогнозирования усталостной долговечности коленчатого вала; проведением экспериментальных исследований, подтверждающих достоверность предлагаемых методик.
Методы исследования. Теоретические исследования напряженно-деформированного состояния коленчатого вала базировались на теории рабочих процессов и динамики поршневых машин, теории колебаний механических систем, динамической теории упругости с широким использованием методов конечных элементов, численного интегрирования, аппроксимации, линейной алгебры и др. Экспериментальные исследования проводились на стендах, оборудованных современной аттестованной измерительной аппаратурой.
Научная новизна работы заключается в следующем: предложен безразмерный коэффициент изгибной жесткости коленчатого вала, позволяющий выбирать его размеры на стадии разработки технического проекта ДВС; разработаны математические модели для определения коэффициентов концентрации напряжений в расчётных сечениях коленчатого вала; предложена эквивалентная расчетная схема коленчатого вала, предусматривающая возможность учета несоосности и упругой податливости его опор; разработан расчетно-экспериментальный метод прогнозирования усталостной долговечности коленчатого вала, позволяющий минимизировать отказы по усталостным разрушениям.
Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловливаются: - применением уравнений механики твердого тела для анализа особенностей процессов усталостного разрушения коленчатых валов; использованием сертифицированных средств измерения; подтверждением расчетных результатов экспериментальными. Практическая ценность работы заключается в том, что предложенный расчетно-экспериментальный метод позволяет прогнозировать усталостную долговечность, снизить материалоемкость и минимизировать отказы по усталостным разрушениям коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей.
Реализация результатов работы. Полученные результаты переданы для применения при проектировании коленчатых валов в ОАО «Владимирский тракторный завод» и используются в учебном процессе на кафедре «Двигатели внутреннего сгорания» ВлГУ.
Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на международных научно-технических конференциях: «Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС» (Владимир, 1999, 2001); «Пути совершенствования технической эксплуатации и ремонта машин АТК» (Владимир, ВлГУ, 1999); «Автотранспортный комплекс. Проблемы и перспективы развития» (Москва, МАДИ (ТУ), 2000); «Транспорт, экология - устойчивое развитие» (Болгария, Варна, 1999, 2000, 2001).
На защиту выносятся: эмпирическая зависимость для определения коэффициента изгибной жесткости коленчатых валов, позволяющего выбирать их размеры на стадии проектирования ДВС; математические модели для определения коэффициентов концентрации напряжений в расчётных сечениях коленчатого вала; эквивалентная расчетная схема коленчатого вала, позволяющая учитывать несоосность и упругую податливость его опор; расчетно-экспериментальный метод прогнозирования усталостной долговечности коленчатого вала; результаты экспериментальных исследований, подтверждающие достоверность предлагаемых методик.
Обзор работ по расчёту и исследованиям напряженно-деформированного состояния коленчатых валов
Наиболее широко применяемой в инженерных расчётах коленчатых валов является разрезная схема, главным преимуществом которой является простота решения. При этой схеме вал делится на кривошипы, из которых выбирается наиболее нагруженный, и весь расчёт производится для него, полагая, что нагрузки, действующие на шатунную шейку воспринимаются только ближайшими коренными опорами. При этом однако не учитывается то, что нагружение одного колена оказывает влияние на реакции всех опор вала. Кроме того, разрезная схема не позволяет учитывать такие существенные факторы как несоосность и упругая податливость опор. Между тем влияние этих факторов не может не приниматься во внимание, так как именно они часто являются причиной поломок. Последнее тем более важно, чем выше уровень форсирования двигателя.
Расчет KB по неразрезной схеме позволяет избавиться от указанных недостатков. Однако в работе [60] отмечается, что расчет вала как многоопорной статически неопределимой пространственной рамы требует большой затраты времени на вычислительную работу. При этом, по тем же данным, сравнительные расчеты, выполненные по обеим расчетным схемам показали, что запасы прочности коренных шеек получаются почти одинаковы; шатунных шеек и крайних щек при разрезной схеме меньше соответственно на 5... 10 и 30...40 % (видимо ссылаясь на известную работу СВ. Серенсена [93]).
Впервые метод расчета KB как неразрезной многоопорной статически неопределимой пространственной рамы разработали СП. Тимошенко, Д. Лес-сельс и И.И. Трапезин [99, 101]. Они предложили заменить вал пространственной рамной системой, опирающейся на жесткие опоры (рис. 1.4). Для определения реакций использовалось уравнение трёх моментов. Б.В. Аронович [2] предложил аналогичную расчётную схему (рис. 1.5), но при этом принял, что вал опирается на упругие опоры, учитывая тем самым их несоосность и податливость. Для определения реакций было предложено использовать уравнение пяти моментов,
Расчетная схема коленчатого вала, предложенная Б.В. Ароновичем вошипа с нагрузками, действующими в плоскости кривошипа (плоскость YOZ) и перпендикулярной ей (плоскость XOZ): Мкш і, Мкш ,+1 - крутящие моменты, передающиеся через поперечное сечение левой и правой коренных шеек; Ктпр., Ктщ., Кхт,, Кшш_, - центробежные силы масс противовесов, неуравновешенных частей щек, шатуна (масса, отнесённая к оси кривошипной головки), и шатунной шейки соответственно; К и Т - проекции суммарной силы (сил инерции масс, движущихся возвратно-поступательно, и газовых сил) передающейся через шатун, на оси Y и X; RK я RT - составляющие реакций на коренных опорах коленчатого вала от действующих нагрузок на оси Y и X.
Эпюры нормальных и касательных напряжений в сечении щеки при таком сочетании нагрузок приведены на рис. 1.7.
Нормальное напряжение а в поперечном сечении щеки для точки II определяется как сумма напряжений от растяжения (сжатия) под действием продольной силы iVy = ± 0,5 Т-- Кгщ, изгиба в плоскости кри вошипа под действием момента Мх=0,5(/кш+/г) , где /кш - длина коренной шейки; h - толщина щеки, а также изгиба в плоскости, перпендикулярной к плоскости кривошипа, под действием изгибающего момента Mz=MKUii + Rrc, где с - расстояние до расчётного сечения; Мкш, - величина крутящего момента, передающегося через левое сечение коренной шейки (рис. 1.6). Отметим, что сила К изменяется по величине и направлению в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Сечение щеки в зависимости от направления силы Ny испытывает либо сжатие (если направления силы и оси совпадают), либо растяжение.
В точке I по середине щеки действует максимальное касательное напряжение, вызываемое кручением щеки под действием момента М = 0,5(/кш + h)RT, а также нормальное напряжение от растяжения (сжатия) и изгиба в плоскости кривошипа.
Математические модели коэффициентов, необходимых для оценки усталостной прочности коленчатых валов ДВС
Для расчёта на усталостную прочность в сечениях KB необходимо знать значения эффективных или теоретических коэффициентов концентрации напряжений, величина которых зависит от конструктивных параметров КВ. В справочной литературе [68, 79, 87, 88, 92, 95 и др.] приводятся графики для определения теоретических коэффициентов концентрации напряжений аст и ат для нормальных т и касательных т напряжений соответственно.
По результатам выполненного нами анализа распределения относительных конструктивных соотношений в KB автомобильных и тракторных двигателей позволяют найти применимость для них расчётных графиков, необходимых для определения ККН и приведённых в литературе. При проектировании двигателя необходимо иметь систему моделей с ограниченной универсальностью, которая дополняется новыми по мере постановки новых задач. Создание новых моделей либо модернизация имеющихся осуществляется исходя из той организации и тех принципов, по которым построена исходная система моделей. В связи с этим, для удобства выполнения расчетов и возможности применения компьютерной техники при прочностных расчетах нами разработаны аналитические зависимости для расчета ККН в диапазонах изменения основных конструктивных соотношений размеров KB автомобильных и тракторных двигателей. Последовательность определения их приводится ниже.
Известно, что значения эффективных ККН напряжений при действии нормальных, а также касательных, напряжений KG и Кт соответственно можно вычислить по формулам [79, 95]: Ka=l+qa(aa-\)i (2.15) KT=\+qT(aT-\), (2.16) где qa и qT - коэффициенты чувствительности материала к концентрации нормальных а и касательных т напряжений; аст и ат - теоретические коэффициенты концентрации напряжений при действии а и т соответственно.
Экспериментами показано, что коэффициенты чувствительности дст и qT имеют довольно большой разброс, а их величина зависит не только от концентратора напряжений, но и от механических характеристик материала и вида деформации (изгиб или кручение). В литературе приводится двухпараметрическая диаграмма для их определения, согласно которой для конструкционных сталей: (4)ав+(9)ат Ча= - -, (2-17) 9х=(9)ат. (2-18) ав где ав и ат - пределы прочности и текучести соответственно, МПа. Вид диаграммы для определения коэффициентов чувствительности q0 и qT для конструкционных сталей в зависимости от ав, стт и радиусов галтели при переходе от шеек в щеку или отверстия для смазки в шейках (в со 2.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 5,5 г тивным обзором) приведены на рис. 2.16. В [79] приводятся данные, что
Коэффициенты чувствительности ответствии с проведенным конструк q для конструкционных сталей: исходные данные; математические модели различие в значениях коэффициентов чувствительности, вычисленных по приведенным графикам и экспериментально, составляет ± 12 %. Такая погрешность приводит к различию соответствующих эффективных ККН в пределах ± 7 %.
Используя методы регрессионного анализа, после обработки графиков, построенных по результатам экспериментов, нами получены зависимости:
Для высокопрочных и ковких чугунов, используемых для изготовления KB ДВС, величина принимается равной 0,2...0,4; aqT - (0,6...1,0)gCT.
Как видно из рис. 2.16, погрешность вычисления коэффициентов чувствительности по предложенным зависимостям практически не влияет на истинные значения эффективных ККН, т.к. не превышает ± 5 %.
Теоретические коэффициенты концентрации напряжений в галтелях KB при изгибе и кручении могут быть найдены [68] соответственно как аст =(а ст)д=0([За),(рст) (Рст)д(Рст),, (2.21) ат=(ат)0(Рт),(Рт),(Рт)д, (2.22) -53 где ((Зст)д = \-(Е,а)ь[\-ф а)А] - корректирующий коэффициент, характеризующий влияние перекрытия шеек; значения остальных коэффициентов, входящих в формулы (2.21) и (2.22) даны в табл. 2.4, а величину их можно определить по графикам, которые приводятся в литературе [68, 79, 88].
Правая часть зависимости (2.21) умножается на множитель ((Зст) только при наличии эксцентриситета облегчающего внутреннего отверстия шейки (табл. 2.4). В соотношение (2.21) не включен коэффициент фа)ь, учитывающий оптимальную удаленность облегчающего отверстия в смежной щеке. Поскольку конструкция KB автомобильных и тракторных двигателей таких отверстий не предусматривает, то (f3CT)L = 1.
Используя графики корректирующих коэффициентов, входящих в соотношения (2.21) и (2.22), для облегчения расчета аа и ат найдем аналитические зависимости для определения этих коэффициентов в пределах приведенных выше диапазонов изменения основных конструктивных соотношений KB современных автомобильных и тракторных двигателей.
Определение нагрузок, действующих в кривошипно-шатунном механизме
Внутренние силовые факторы в сечениях наиболее нагруженного кривошипа можно определить выделив его отдельно с действующими на него внешними нагрузками, а также опорными моментами, полученными при решении уравнения пяти (или трех) моментов. Для каждого кривошипа принята следующая система координат: начало координат располагается в левом сечении на оси коренной шейки KB, ось х направлена влево (если смотреть с носка, когда поршень первого кривошипа находится в ВМТ), ось у - вверх, a z вдоль оси вала.
Для определения реакций от центробежных сил в плоскости кривошипа (содержащую ось у и силы К, действующие вдоль кривошипа) и перпендикулярной этой плоскости (содержащую ось х и силы Г, действующие перпендикулярно плоскости кривошипа), необходимо каждое колено рассматривать в положении верхней мертвой точки такта впуска. Для крайних колен учитывается также влияние внешних противовесов, если они имеются, например, для уравновешивания сил инерции первого порядка или их моментов. Таким образом, возможны три варианта расчетных схем: для первого колена, промежуточного и последнего.
Все обозначения, координатные оси, размерная цепь колена, а также положительные направления центробежных сил и реакций показаны на рис. 3.2.
Принимаем следующие обозначения сил и размерных цепей, указанных на рис. 3.2: Сл-т LRi?co2cosa L - составляющая центробежной силы левого противовеса, направленная по оси у; mnpLR- приведенная масса его; anpL - угол между направлением центробежной силы и осью у; С2 = mulLRRd) cosamL -составляющая центробежной сила левой щеки, направленная вдоль оси у; mulLR - приведенная масса левой щеки; ащь - угол между направлением центробеж Рис. 3.2. Расчетные схемы для определения реакций от центробежных сил инерции: а -для первого кривошипа; б - для промежуточных кривошипов; в - для последнего кривошипа ной силы массы щеки и осью у; С3 = m2LR(u - центробежная сила массы левого шатуна, отнесенной к кривошипу; m2L - часть массы левого шатуна, отне-сенного к кривошипу; С4 = тшш7?со - центробежная сила шатунной шейки;- масса шатунной шейки; С5 = ra2Pi?co - центробежная сила массы правого шатуна, отнесенная к кривошипу (для рядных двигателей С5 - 0); т2р - часть массы правого шатуна, отнесенного к кривошипу; С6 = mulPRR(D cosotmP- составляющая по оси у центробежной сила правой щеки; шщРя - приведенная масса левой щеки; ащР - угол между направлением центробежной силы массы ще ки и осью у; С1 = т PRR(n cosanpP - составляющая центробежной силы правого противовеса, направленная по оси у; mnpPR - приведенная масса его; апрР угол между направлением центробежной силы и осью ; Q = т LR(D sin a L-составляющая центробежной силы левого противовеса, направленная по оси х; С9 - mnpPR(j)2 sinanpP - составляющая центробежной силы правого противовеса, направленная по оси х; С10 =С12 =т R(o cosaBnp - составляющие центробежных сил внешних противовесов, направленные по оси у; ттр - масса внешнего противовеса; авпр - угол между направлением центробежной силы и осью у; Си =С13 = т R(D sinaBnp- составляющие центробежных сил внешних про 2 тивовесов, направленные по оси х; С14 = mulLRR(i) зіпащЬ - составляющая цен-тробежной сила левой щеки, направленная вдоль оси х; С15 = mulPRRa) зіпащР составляющая по оси х центробежной сила правой щеки; 1р\ - расстояние от точки приложения внешнего противовеса (неуравновешенной массы на носке коленчатого вала) до середины левой коренной шейки; /, - расстояние от середины левой коренной шейки (для всех трех расчетных схем, см. рис.3.2) до левой щеки; hL - толщина левой щеки; /2, /5 - расстояние от левой, правой щеки до осевой линии левого, правого шатуна соответственно; /3, U - расстояние от осевой линии левого, правого шатуна до середины шатунной шейки соответственно (для рядного двигателя /3 = /4 — 0); /гР - толщина правой щеки; /6 - расстояние от правой щеки до середины правой коренной шейки (рис. 3.3); / = = l\ +hL+ /2 + /3 + U + /5 + hp + h\ 1р2 - расстояние от середины последней коренной шейки до точки приложения центробежной силы внешнего противовеса (например, до середины маховика, если неуравновешенная масса расположена на маховике).
Экспериментальные исследования напряженно-деформированного состояния коленчатого вала ДВС
В качестве оценочных параметров при определении НДС были выбраны напряжения в сечениях коленчатого вала, характеризующих его напряженное состояние, а также перемещение середины шатунной шейки. Напряжения в KB измерялись в галтелях при переходе от шатунной шейки в щеку, а также рядом с ними и в центре шатунной шейки на стороне, обратной от точки приложения нагрузки.
Машина ГРМ-1 (№ 741, ГОСТ 7855-55) (рис 4.1) для определения НДС вала и прогиба центра шатунной шейки состоит из траверсы, на которую устанавливается испываемыи вал с наклеенными тензорезисторами, подключенными к измерительной аппаратуре, нагружающей части и блока управления. Для измерения напряжений использовался цифровой тензомост ЦТМ-5. Показания приборов для последующего анализа записывались в журнал испытаний.
Перед проведением экспериментальных исследований вся аппаратура была поверена. Поверка задатчика нагрузки испытательной машины проводилась с помощью динамометра сжатия ДОСМ-3-10 ГОСТ 9500-60 (№ 66, свидетельство № 3758 от 4 февраля 1998 года, 3 разряд точности). Мост цифровой тензо-метрический ЦТМ-5 ТУ 25.06.1372-77 поверялся по методике, описанной в «Техническом описании и инструкции по эксплуатации» на этот прибор [77]. Полученные в результате поверок погрешности приборов меньше максимальных, указанных в паспортных данных (см. табл 4.1).
Напряжения в KB определялись с помощью тензорезисторов (ГОСТ 21616-76). На галтель при переходе от шатунной шейки в щеку наклеивались тензоре-зисторы КФ5П1-5-200В-12 (ТУ 25-06-100-78), а на шатунную шейку вала и коренные опоры блока - 2ПКБ-10-100 ГВ (ТУ 25-01-100-68). Их основные технические параметры приведены в табл. 4.2.
Нагружение испытуемого вала проводилось силой, приложенной в центре шатунной шейки первого кривошипа. Перемещение ее центра измерялось с помощью индикаторной головки (с ценой деления 0,001 мм), установленной на магнитном штативе, который закреплялся на одной из коренных шеек. Такой способ ее крепления способствовал устранению составляющей погрешности, возникающей из-за деформДля определения прогибов / и нахождения зависимости перемещения центра шатунной шейки от приложенной к ней нагрузки KB устанавливался на траверсе испытательной машины на жесткие опоры в виде призм (рис. 4.3). Полученный график прогибов приводится нарис. 4.4.
При математической обработке данных нами получена следую-Й щая зависимость перемещения / - (мкм) центра шатунной шейки кривошипа KB дизеля Д120, установім. -ЛИ ленного на призмы, от приложен Рис. 4.3. KB дизеля Д120, установленный ной нагрузки Р (кН): на призмы для определения прогибов центра шатунной шейки f— 5,0 + 3,\Р . (4.4)
При тестовых расчетах по используемой в главе 3 конечно-элементной модели при приложении к кривошипу силы К = 100 кН получено перемещение центра шатунной шейки Ду = 311 мкм. При использовании экспериментальной зависимости (4.4) перемещение составляет f— 5,0 + 3,1-100 кН — 315 мкм. Таким образом погрешность конечно-элементной модели составляет
Напряжения в KB определялись как при установке его на призмы, так и в блок двигателя. Порядок определения напряжений был принят следующий. При отсутствии нагрузки на испытываемый KB снимались «нулевые» показания N0 всех тензорезисторов. Затем к кривошипу прикладывалась нагрузка от 9,81 до 98,10 кН с шагом в 9,81 кН. При каждом значении нагрузки снимались показания тензорезисторов. Съем показаний осуществлялся циклом из 10 последовательных опросов используемых каналов прибора ЦТМ-5. Экспериментальные данные для расчета напряжений и определения погрешностей приведены в приложениях 5 и 6.
Экспериментально получено, что при установке KB в блок двигателя при тех же действующих на него нагрузках напряжения в галтелях при переходе от шатунной шейки в щеку снижаются примерно в 1,65 раза, что соответствует расчетным данным, приведенным в главе 3.
Снижение ККН в галтелях вала, находящегося в блоке, примерно на 10 % по сравнению с его испытаниями на призмах обусловлено более благоприятным распределением напряжений при фиксации коренных шеек.
Различие в полученном значении ККН при установке KB в блок двигателя и теоретическом, подсчитанном по зависимостям, приведенным в главе 2, составляет 9,7 %. Более высокое экспериментальное значение ККН можно объяснить более низкими напряжениями у галтели шатунной шейки KB из-за осреднения напряжений при применении тензорезисторов с большой базой. ации опор.
Похожие диссертации на Прогнозирование усталостной долговечности коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей
