Меню
Предыдущая     |         Содержание     |    следующая

Автомобильные двигатели

Расчет элементов шатуна на прочность

Различные элементы шатуна работают в условиях знакопеременных и переменных напряжений, изменяющихся в широких пределах.

Амплитуды циклов напряжений достигают высоких значений, особенно во время работы при большой частоте вращения и с наддувом, когда максимальное давление сгорания возрастает примерно до 12,5 МН/м2. В некоторых случаях максимальные напряжения приближаются к пределу текучести.

Расчет шатуна сводится к определению напряжений, деформаций и запасов прочности в поршневой головке, стержне, кривошипной головке и в стяжных болтах.

Напряжения в стенках поршневой головки от сил инерции подсчитывают на режиме максимальной частоты вращения пххтах, устанавливаемой регулятором. В случае определения напряжений от сжимающих сил и запасов прочности расчет должен проводиться для режима, при котором размах цикла изменений напряжений максимален.

а сила сжатия

При этом обычно пренебрегают некоторым смещением максимальных значений силы Рсл; но отношению к в. м. т. в пределах 1520° угла поворота кривошипа (давление газов максимально после в. м. т.).

вследствие разных коэффициентов линейного расширения материалов головки и втулки при нагреве шатуна во время работы на 100120 °С.

При подсчете напряжений, возникающих от запрессовки втулки и температурного натяга, последний находят по формуле

, возникающий при запрессовке втулки, принимают при расчете наибольшим согласно применяемой посадке.

на поверхности соприкосновения

бронзовой втулки с поршневой головкой возникает давление, которое, исходя из его постоянства по всей цилиндрической поверхности, определяют по формуле

напряжение на внутренней поверхности

и а могут достигать 100150 МН/м2. Для определения напряжений в поршневой головке шатуна от разрывающих сил инерции поршневой группы необходимо установить закон распределения давлений, передаваемых пальцем на втулку и головку. Распределение давлений зависит от жесткости головки и пальца, зазора между пальцем и втулкой.

Радиальное давление р на поршневую головку принимают равномерно распределенным по полуокружности

В этом случае достигается наилучшее совпадение расчетных напряжений с опытными, полученными тензометрированием шатунов во время испытаний при статических нагрузках.

, которые определяют в предположении, что вертикальное сечение II в горизонтальном направлении не перемещается вследствие действия симметричной нагрузки.

могут быть опреде-

лены по уравнениям:

находят из эмпирических выражений

Угол заделки ф3 подставляют в два последних выражения в градусах.

После нахождения момента М„ и нормальной силы N0 для данного сечения головки подсчитывают напряжения: в наружном волокне

(279)

во внутреннем волокне

(280)

где М и N соответственно момент и нормальная сила, определяемые по формулам (277) или (278); а длина поршневой головки

; К

коэффициент, учитывающий наличие запрессованной с натягом бронзовой втулки.

Считают, что при условии натяга втулка и головка деформируются совместно и часть нормальной силы, пропорциональная величине (1 К), воспринимается непосредственно втулкой.

Коэффициент К определяют из соотношения жесткостей на растяжение головки и втулки, т. е.

площади сечений стенок втулки и головки.

Отношение жесткостей втулки и головки при изгибе относительно мало, и поэтому при расчете не учитывается.

°.

,

как это показано на рис. 275, в. Характер распределения нагрузки и в этом случае зависит от жесткостей проушины и пальца, а также от зазора в сочленении. Расчетная схема остается той же, что и при расчете от разрывающих сил.

Изгибающие моменты и нормальные силы для любого еечежия ра участке 1 определяются по уравнениям

Соответственно для участка 2

!1)

I.

волокнах поршневой головки подсчитывают по уравнениям (279) и (280) с учетом совместной деформации втулки и головки.

(рис. 275, г) во внешнем волокне напряжения сжатия и во внутреннем напряжения растяжения.

Напряжения в поршневой головке изменяются по асимметричному циклу. Минимальный запас прочности получается в наружных волокнах в местах перехода головки в стержень шатуна при <р3. Угол заделки колеблется в небольших пределах. Для большинства шатунов он составляет 120125°.

Максимальное и минимальное напряжения цикла определяют по следующим формулам:

Запас прочности подсчитывают по уравнениям (267) или (269) после нахождения амплитудного и среднего напряжений цикла.

Запасы прочности поршневых головок колеблются в пределах 2,55,0. Высокие запасы прочности гарантируют надежную работу двигателя даже при заедании поршня, когда практически невозможно определить действительную величину разрушающего усилия.

Стержень шатуна работает в условиях знакопеременных нагрузок по асимметричному циклу разрывается силами инерции поступательно движущихся масс, расположенных над расчетным сечением, и сжимается в момент сгорания силой, равной разности силы давления газов и силы инерции. Размах цикла напряжений не зависит от абсолютных величин сил инерции и достигает наибольшего значения при максимальном давлении сгорания.

Напряженное состояние стержня шатуна следует оценивать как по абсолютным значениям напряжений, так и по запасам прочности.

Сила, сжимающая стержень шатуна,

площадь поршня.

происходит во время впуска и выпуска в в. м. т., когда сила давления газов невелика.

Разрывающая сила при положении поршня в в. м. т.

часть массы шатуна, расположенная над расчетным сечением.

Стержень шатуна рассчитывают по минимальному сечению, расположенному под поршневой головкой в зоне максимальной концентрации напряжений. Напряжения от растяжения и сжатия

Динамическое тензометрирование шатунов непосредственно на работающем дизеле позволило установить характер распределения напряжений в различных поперечных сечениях стержня и дать количественную оценку напряжениям.

Напряжения в различных точках поперечного сечения неодинаковы. Наибольшие отклонения действительных напряжений от их среднего расчетного значения возникают в сечениях, расположенных непосредственно под поршневой головкой, как это видно из эпюр распределения напряжений сжатия (рис. 275, д) и растяжения (рис. 275, е).

(рис. 275, д).

Изгиб полок в непосредственной близости от поршневой головки возникает в результате неравномерного распределения давлений по дуге нижней половины поршневой головки, а также по ее длине со стороны поршневого пальца при его изгибе. По мере удаления от поршневой головки неравномерность распределения напряжений уменьшается, и в среднем сечении стержня во всех точках напряжения приближаются к расчетным.

Исходя из полученных экспериментальных данных можно предложить расчет стержня шатуна по минимальному сечению на сжатиерастяжение с учетом возникновения возможной неравномерности распределения напряжений по сечению. Напряжение от растяжения

могут достигать больших значений.

D, как это имеет место во многих современных конструкциях (рис. 276, б).

Суммарные нормальные напряжения от сжатия с учетом коэффициентов неравномерности распределения напряжений и изгиба от

вне геометрического центра в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания,

Аналогичное наблюдается и при растяжении шатуна. Напряжение растяжения-изгиба

Максимальные напряжения, подсчитанные с учетом концентрации напряжений в зоне поршневой головки и изгиба стержня по приведенным выше уравнениям, достигают для дизелей 230320 МН /м2 и для бензиновых двигателей 180250 МН/м2.

Амплитуды и средние напряжения цикла:

следует подставлять со знаком минус.

".

Запасы прочности для стержня вновь проектируемых автомобильных двигателей рекомендуется выбирать не ниже 2,02,5, чтобы в случае возможного заедания поршня при перегреве двигателя не произошло обрыва шатуна.

Напряжения изгиба, вызываемые касательными силами инерции стержня, как показали испытания, не превышают 6% напряжения сжатия. Вследствие малых значений этих напряжений, а также сдвига по фазе с напряжениями сжатия их можно не принимать во внимание.

Крышка шатуна нагружается в в. м. т. в начале такта впуска силами инерции поступательно движущихся и вращающихся масс, расположенных над плоскостью разъема кривошипной головки шатуна

угловая скорость коленчатого вала при максимальной частоте вращения холостого хода двигателя. При расчете крышки предполагается:

1) совместная деформация вкладышей, устанавливаемых в кривошипной головке с натягом, и головки; при этом изгибающие моменты между вкладышем и крышкой распределяются пропорционально моментам инерции в их поперечных сечениях;

2) наличие плотного стыка; причем верхнюю часть кривошипной головки рассматривают как одно целое с крышкой.

площади поперечных сечений крышки и вкладыша; W момент сопротивления изгибу в расчетном сечении 7777 крышки.

Статистика расчетных данных показывает, что напряжения находятся в пределах 100150 МЫ/м2. Под действием сил инерции во время работы двигателя с высокой частотой вращения происходит овализация отверстия в кривошипной головке под вкладыш, вследствие чего может нарушаться масляная пленка в подшипнике. Разрыв шатунных болтов происходит вследствие:

1) недостаточной силы затяжки болтов, что сопровождается раскрытием стыка и образованием на его поверхности наклепа;

2) чрезмерной затяжки болтов, сопровождающейся текучестью материала с дальнейшим ослаблением затяжки.

Разрушение болтов может носить также чисто усталостный характер от дополнительных напряжений изгиба, вызываемых недостаточной жесткостью кривошипной головки и непараллельностью опорных поверхностей головки болта и гайки. Величина этих напряжений не может быть учтена расчетным путем. По опытным данным, напряжения изгиба могут составить 2530% напряжений растяжения, возникающих при затяжке. Для снижения напряжений изгиба уменьшают диаметры головки болта и гайки и применяют сферические опоры.

, подсчитываемой по формуле (см. стр. 453). Схема нагрузки его дана на рис. 264, а.

(гб число болтов).

. Податливость бобышек невозможно точно подсчитать из-за сложности их формы. Ее определяют путем непосредственного измерения деформации сжатия на существующих моделях. Податливость болта можно подсчитать по выражению, выведенному для силовой шпильки.

Для двух промежуточных стягиваемых деталей коэффициент основной нагрузки резьбового соединения

Расчетная сила, растягивающая болт при работе двигателя,

При выборе величины силы предварительной затяжки болта следует учитывать, что часть этой силы затрачивается на создание натяга вкладышей и деформацрда кривошипной головки при сборке шатуна.

На основании анализа существующих конструкций шатунов силу предварительной затяжки рекомендуется принимать следующей:

После нахождения сил, растягивающих болты, расчет сводится к нахождению экстремальных напряжений и запасов прочности по минимальному сечению и по внутреннему диаметру резьбы.

площади соответственно минимального сечения стержня болта и сечения по внутреннему диаметру резьбы.

Для того чтобы предотвратить разрушение болтов, уменьшают концентрацию напряжений в резьбе и повышают жесткость кривошипной головки шатуна.

После нахождения амплитудного и среднего напряжений цикла определяют запас прочности по формулам (267) и (269). Эффективные коэффициенты концентраций напряжений в витках метрической резьбы приведены в табл. 31. Для болта запас прочности должен быть не ниже 2.

Реклама