|
|
|
Навигация
|
Главная » Мануалы Напряжение с учетом изгиба в плоскости, перпендикулярной плоскости качания (75) где L] - длина шатуна, уменьшенная на величину суммы радиусов отверстий в поршневой и кривошипной головках шатуна; где dirj и d - диаметры отверстий в поршневой и кривошипной головках шатуна; Значение с для применяемых сортов сталей лежит в пределах 0,0002- 0,0005*. Допускаемые значения для а приведены в табл. 18. Таблица 18 Напряжения в стержнях шатунов двигателей
Нередко при расчете стержней шатунов стационарных и судовых двигателей применяют формулу Тетмайера. Дляшатунов из углеродистой стали .. = .Дз350-6,2 4) кг. Для шатунов из никелевой стали Р,Р = /сД4700- 2з4-) кг, где Р^р - критическая сила. Запас устойчивости Допускаемые значения п: Для тихоходных двигателей........ 4-6 Для быстроходных , ........2,5-4 * До настоящего времени величина с почти во всех руководствах по расчету быстроходных двигателей внутреннего сгорания принималась равной 0,000526, что относится лишь к частному случаю. Формула Эйлера для расчета шатунов непригодна. Более того, нет никакой необходимости проверять применимость формулы Эйлера при расчете, так как отношение -4- в выполненных конструкциях лежит в пределах 15-40, тогда как формула Эйлера для сталей, из которых выполняются шатуны применима лишь для -4- > 50 >-f- 60. Расчет стержня на силы инерции, действующие в плоскости движения следует производить для двигателей с числом оборотов вала от 2000 в минуту и выше. С достаточной для практики точностью можно считать, что максимальные напряжения от этих сил возникают при положении стержня, перпендикулярном радиусу кривошипа. Нагрузку на стержень считают изменяющейся по длине по прямолинейному закону (фиг. 52). Максимальный изгибающий момент получается на расстоянии 0,577L от оси поршневого пальца. Напряжение изгиба может быть найдено из формулы а от -f -I8TW * > где F - площадь сечения стержня шатуна в см\ R и L - радиус и длина шатуна в см; W - момент сопротивления сечения в см; 1 - удельный вес (принятый равным 8000 кг/м^); g = 9,81 м/сек^. Формула справедлива для стержня, имеющего постоянное по длине сечение. В случае переменного сечения величину F заменяют на F. Как правило, напряжение изгиба от сил инерции не превышает 200- 250 кг/см даже в быстроходных двигателях. Напряжение в стержне от сил, действующих по оси шатуна, при рассматриваемом положении шатуна также незначительно. Поэтому в большинстве случаев напряжение в стержне, представляющее собой сумму напряжений изгиба от поперечных сил инерции и напряжения сжатия от осевых сил, можно не определять. При других положениях стержня шатуна напряжение получается еще меньше. \i(l]aJ Стержень шатуна можно не рассчитать также на поперечные колебания, не оказывающие значительного влияния на его прочность вследствие высокой частоты свободных колебаний. В быстроходных напряженных двигателях поломки стержня шатуна происходят наиболее часто от усталости материала, вследствие чего необходимо учитывать при расчете влияние знакопеременных нагрузок. Расчет ведется для режима, соответствующего полной мощности. Для двигателей автотракторного типа следует проводить расчет и для режима, соответствующего максимальному крутящему моменту. Напряжения определяют в среднем сечении и в сечении под поршневой головкой. Максимальное напряжение в стержне возникает при его положении в в. м. т. Максимальную силу, сжимающую шатун, определяют с учетом рагружающего действия сил инерции соответственно выбранному расчетному режиму; При расчете среднего сечения стержня сила Pj включает силу инерции поршневой группы, поршневой головки шатуна и силу инерции части шатуна от расчетного сечения до поршневой головки Py = Mo)2i?(l-f X), где М - масса указанных деталей. При расчете сечения под поршневой головкой величина М включает только массу поршневой группы и поршневой головки шатуна. Тогда максимальное напряжение стержня шатуна в среднем сечении А max Р -Х' ИЛИ соответственно Максимальное напряжение в сечении под поршневой головкой Рсж Минимальное напряжение (растяжения) в четырехтактном двигателе возникает при положении поршня в в. м. т., соответствующем началу всасывания Pi в двухтактном двигателе минимальное напряжение может быть принято L равным нулю. Исключение составляют конструкции, в которых сила инерции Pj больше силы давления газов в конце сжатия. В последнем случае Рс + Pj tnln р (77) для сечения под поршневой головкой а;, =:Л (78) Запасы прочности определяют по формуле (5). Запас прочности п^х в плоскости движения fi 2 - (79) Запас прочности п^у в плоскости, перпендикулярной плоскости движения оу 2 j . (80) Аналогично определяют и запас прочности для сечения под поршневой головкой п. = 2-г-,-, , . .-(81) В V-образных двигателях применяют} 1) шатуны обычной конструкции, расположенные на шатунной шейке рядом; 2) шатуны центральные, один из которых выполняют вильчатым (фиг. 53); 3) шатуны сочлененные, один из которых называется главным, а другой прицепным (фиг. 54). При проектировании V-образных двигателей конструктор должен сначала выяснить, можно ли применять шатуны, расположенные на шатунной шейке рядом. Основные преимущества данной конструкции: простота  ,Фиг. 53. Центральные шатуны V-образного двигателя. конструктивных форм, возможность выполнения обоих шатунов одинаковыми, относительно простое осуществление подачи Jvlacлa через стержень для смазки поршневого пальца и охлаждение днища. Недостатком такой конструкции является необходимость выполнять шатунную шейку большой длины для увеличения опорной поверхности, что в свою очередь определяет или уменьшение длины коренных шеек и толщины щек или увеличение расстояния между осями цилиндров. При увеличении диаметра шатунных шеек получается неблагоприятное для смазки отношение длины опорной поверхности шейки к диаметру. Применение рассматриваемой конструкции свя-за но со смещением осей цилиндров одного ряда по отношению к осям цилиндров другого ряда. Это вызывает увеличение габаритов двигателя в длину и трудности конструирования передачи к распределению. При выполнении шатунов центральными и сочлененными двигатель может быть сконструирован меньшей длины. Преимущества конструкции центральных шатунов по сравнению с сочлененными: одинаковая кинематика и одинаковая нагрузка поршней и шатунов обоих цилиндров, равномерная нагрузка на кривошипную головку и на подшипник, расположенный в ней. Недостатки конструкции центральных шатунов: применение подшипника, залитого антифрикционным сплавом с двух сторон, испытывающего значительную нагрузку; малое отношение длины к диаметру трущейся поверхности внутреннего шатуна, неблагоприятное для смазки, напряженная вилка стержня внешнего шатуна. Преимуществом сочленения с прицепным шатуном является большая жесткость кривошипной головки и благоприятное для смазки отношение длины к диаметру трущихся поверхностей, а также отсутствие вилки (у главного шатуна).  Фиг. 54. Сочленение шатунов V-образного двигателя с прицепным шатуном. К недостаткам относятся: дополнительная нагрузка стержня главного шатуна, а также боковой поверхности поршня; наличие проушин, испытывающих нагружение сосредоточенными силами в основном на изгиб; различная кинематика поршней в главном и боковом цилиндрах, что вызывает различные величины сил в главном и прицепном шатунах и различные законы их изменения повремени. Следует отметить несколько худшую уравновешенность двигателя и влияние дополнительного \.S крутящего момента на прочность вала. Кроме того, вследствие различной кинематики поршней усложняется конструирование органов распределения, особенно двухтактных двигателей. Расчет стержней центральных шатунов не отличается от расчета обычных шатунов. При проектирований двигателя с прицепным шатуном расчет последнего проводят также аналогично расчету обыкновенных шатунов; силы инерции стержня не оказывают существенного влияния на прочность. Главный шатун испытывает дополнительные напряжения от сил, передаваемых через прицепной шатун. При статическом^ расчете следует определить напряжения в стержне шатуна для положения поршня в в. м. т. в главном цилиндре (фиг. 55, а) и для положения поршня в в. м. т. или близкого к в. м. т. в боковом цилиндре (фиг. 55, б), когда сила давления газов в главном и соответственно в боковом цилиндрах имеет .наибольшую величину. Сила Ki, действующая вдоль оси прицепного шатуна, вызывает дополнительную реакцию Ng от стенки главного цилиндра, определяемую из соотношения щеаи b - плечи моментов сил и К^, величина а для схемы (фиг. 55, а) равна L. Для схемы (фиг. 55, б) Ki практически равно Р^/- При положении кривошипа, соответствующем схеме (фиг. 55, а), сила вызывает изгиб стержня главного шатуна. При положении кривошипа, соответствующем схеме (фиг. 55, б), в результате разложения силы Ng получаем составляющую Nq cos изгибающую стержень шатуна, составляющую NgSin р, сжимающую стержень. Для других положений шатуна составляющая, действующая вдоль его оси, может быть и растягивающей Я орлин 2383  Фиг. 55. Схема нагружения стержня главного шатуна. r{N,sin-h-)-. (83) ср \ V / ср где -момент сопротивления среднего сечения (тп). Напряжения около поршневой головки Величина напряжения не должна превышать указанных в табл. 18. Ц^и^пределении запаса прочности с учетом знакопеременной нагрузки следует найти напряжения для двух указанных положений кривошипа на той кромке среднего сечения, где воздействия вызывают наибольшую амплитуду напряжений за цикл. В рассматриваемом случае это относится к кромке стержня (точка м), в которой возникают напряжения сжатия с^при положении, соответствующем схеме (фиг. 55, а), и напряжения растяжения а при положении, соответствующем схеме (фиг. 55, б), о„ах = . + -- (84) Знак плюс относится к случаю, когда сила /С^ действует в обратном направлении (по отношению к показанному на фиг. 55) и стержень прицепного шатуна испытывает растяжение, - = -(л'.-Р+). (85) Если сила Р вызывает растяжение, знак у второго слагаемого в скобках меняется на обратный, коэффициент Кх при этом равен единице. По найденным величинам Onjax тшно подсчитать амплитуду напряжений Од, среднее напряжение и запас прочности п^. Аналогично определяют и напряжения в сечении около поршневой головки. Обычно запас прочности в этом сечении получается большим . Стержни прицепных шатунов имеют обычно постоянное по длине сечение и расчет этих шатунов ограничивается определением запаса прочности в среднем сечении. Опасными могут оказаться и другие положения механизма. Более точное определение положений, соответствующих максимальному и минимальному напряжениям в стержне главного шатуна, может быть выполнено на основе анализа таблиц действующих сил (гл. IV). изгибающая сила также может иметь другое направление, что вызывает изменение знака напряжений на противоположных кромках стержня (точки т и п сечения). Напряжения определяют для среднего сечения и сечения около поршневой головки. Величину напряжения в среднем сечении при статическом расчете определяют в точке т, в которой суммируют напряжения сжатия от воздействий сил и Nq для схемы фиг. 55, с: и от воздействия сил A/cos р, р Nsin р и р для схемы фиг. 55, б, где Р^И Р-силы, действующие на поршень в главном цилиндре при рассматриваемых положениях кривошипа: Для легких двигателей повышенной мощности и быстроходности пределы выносливости материалов для шатунов могут быть приняты ориентировочно равными а 1 = 3500 кг1см\ 0 = 6000 кг\см. Для легких двигателей повышенной мощности запас прочности лежит в пределах 1,5-2,5, для быстроходных судовых двигателей можно рекомендовать запас прочности равным 2,0-2,5, для автомобильных и тракторных не менее 2,5. Для стационарных и судовых двигателей не менее 2,5-3,0. Отношение^ моментов инерции Jy в расчетном сечении для выполг ненных конструкций быстроходных двигателей лежит в пределах от 1 до 15. Иногда рекомендуют брать это отношение таким, чтобы запас прочности п^у не был меньше, чем запас прочности Пох- § 3. ПОРШНЕВАЯ ГОЛОВКА ШАТУНА Поршневая головка имеет обычно цилиндрическую форму или к ней приближающуюся. На фиг. 56 показаны конструктивные схемы поршневых головок. В крупных двигателях применяют как круглые (фиг. 56, а), так и реже  Фиг. 56. Поршневые головки. некруглые головки, большей частью имеющие плавное очертание, по форме приближающееся к овальной (фиг. 56, б). В легких двигателях применяют круглые тонкостенные головки (фиг. 56, в). В автомобильных и тракторных двигателях при закреплении пальца в шатуне головку делают с прорезом., который для облегчения монтажа выполняют часто косым2. В головку запрессовывают втулку (вкладыш) из бронзы или стали, в последнем случае залитую антифрикционным сплавом. Втулку нередко стопорят винтами, чтобы предотвратить ее проворачивание. В отдельных конструкциях легких двигателей, в частности в двухтактных, применяют игольчатые подшипники, в этом случае удельное давление на опорную поверхность может быть повышенным при достаточно большой длительности работы без ремонта. Конструкция получается более тяжелой и сложной. , . г в двигателях с крейцкопфом применяют вильчатые или, реже, безвильчатые шатуны (последние только в двухтактных двигателях простого действия). Вильчатый шатун имеет две одинаковые разъемные головки с крейцкопфом, с различными вкладышами, залитыми антифрикционным сплавоми Втулка поршневой головки обычно имеет круговой канал для подвода смазки и маслораспределительные канавки типа холодильников. При повышен- Встречаюш,иеся часто в литературе соотношения размеров элементов сечения, основанные на равенстве Jx= 4Jy, не заслуживают внимания и не используются в двигателестроении. 2 См. §5 гл. VIII. ной нагрузке, в частности в двухтактных двигателях, на втулке нередко делают большое число канавок, расположенных спирально (см. фиг. 80). Втулки изготовляют из бронзы ОФ10-1, алюминиевого сплава или сталей 15 и 20 с заливкой антифрикционным сплавом. В табл. 19 приведены ориентировочные конструктивные соотношения для внешнего и внутреннего диаметров головок в зависимости от диаметра пальца d. Таблица 19 Конструктивные соотношения для внешнего и внутреннего диаметров головки в зависимости от диаметра пальца
Толщина втулки шатунов легких двигателей лежит в пределах 1-4 мм, чаще 2-2,5 мм. При выполнении из листовой бронзы толщину втулки делают меньшей (до 0,8 мм). Толщина стенки головки = 3-10 мм. Нагружение головки силой инерции Pj комплекта поршня вызывает в ней напряжения изгиба. Расчетным режимом обычно считают режим, соответствующий максимальной мощности. До настоящего времени нередко поршневую головку рассчитывают на простое растяжение по сечению АА (см. фиг. 52) от этой силы при положении поршня в в. м. т. Р 2F 2l d Pjn=MrjR<\\+\), (86) где - масса поршня; - длина опорной поверхности головки. Допускаемые напряжения для стали 300-600 кг/см, причем меньшие значения относятся к углеродистой стали, а большие-к легированной, для алюминиевого сплава - 100 кг/см. Для толстостенных головок правильнее вести расчет по формуле Ляме вследствие несколько большего приближения условир нагружения при таком расчете к действительным о = р di + di di-di где Допускаемые значения а Для углеродистой стали.............. 250-300 kZjCM легированной .............. 350-600 Приведенные способы расчета являются грубо приближенными. Полноценного расчета поршневых головок до настоящего времени еще не разработано. При расчете двухтактных двигателей, а также тихоходных четырехтактных, иногда-расчет ведут на условную силу Р^, возникающую при заедании поршня, считая Pj. равной (10-15) Pjfj кг. Расчет головок шатунов легких двигателей с относительно большой толщиной стеноа разработан в МВТУ Ф, Ф. Симаковым. Зазор между пальцем и головкой шатуна зависит от способа крепления пальца. В случае защемленного пальца между пальцем и внутренней поверхностью головки имеется натяг, соответствующий тугой посадке. Когда палец вращается в головке, зазор между пальцем и втулкой соответствует ходовой или легкоходовой посадке. При расчете головки в первом приближении допускают, что внешняя нагрузка воспринимается исключительно материалом головки и что втулка, запрессованная в головке или свободно в ней вращающаяся, только передает усилия от головки к пальцу. Возникающие при нагружений радиальные давления распределяются на несущей дуге в виде серповидных эпюр (фиг. 57). Угол уо этой несущей дуги отсчитывают от оси стержня шатуна до конца соприкасания внутренней поверхности головки с поршневым пальцехм. При свободной посадке пальца в головке величина -Со зависит от соотношения между внешней нагрузкой и жесткостью головки. Этот угол увеличивается с увеличением внешней нагрузки и с уменьшением жесткости головки; по мере увеличения деформации головки последняя огибается вокруг пальца, охватывая его по большей дуге. Закон изменения ординат кривой принят при построении расчета косину сои дал ьным. Изгибающий момент в любом сечении головки, расположенном под углом Уд. к вертикальному диаметру, можно определять по формуле М = Р^.рФ, где р - средний радиус Р di + d (88)  Ф - коэффициент, зависящий от величины угла и теку-* щего угла -{х. Величина Ф имеет максимум для у 75° как при вращающемся пальце, так и при его тугой посадке. По подсчетам Ф. Ф. Симакова при ходовой и легкоходовой посадке Фиг. 57. Распределение радиальных давлений в поршневой головке. 0,09 4-0,1. Расчет ведут по формулам изгиба кривых брусьев. Напряжение изгиба на вмугрен-пей поверхности головки М Н, N MH, Feti где S - статический .мо.мент сечения относительно нейтральной линии, равный Fe; F - площадь поперечного сечения головки; е - расстояние нейтральной линии от центра тяжести сечения; г - радиус кривизны нейтральной линии; Й2-расстояние от нейтральной линии до внутренней поверхности; Ki - внутренний радиус головки (см. фиг. 56); N - нормальная сила N 0,5Яуя- Для волокон, расположенных на внешней поверхности головки. М hi N М h, где hi - расстояние от нейтральной линии до внешней поверхности; Гг - внешний радиус головки. Допускаемые напряжения а Для углеродистой стали.......... 1000-1500 кг!см? Для легированной .......... 1800-2000 Применяемый иногда способ расчета Бернгарда отличается от приведенного способа расчета тем, что серповидную кривую заменяют двумя сосредоточенными силами точки приложения которых лежат на радиусах, расположенных под углом -у^ (близким к 70о/о при нормальном зазоре) к оси стержня (фиг. 57). Значение Ф, полученное Берн-гардом, равно i),165. Более точный расчет связан с учетом влияния меняющейся по времени нагрузки. При толстостенных головках и плавном переходе от головки к стержню характер нагружения проушины, которую представляет собой головка, получается близким к пульсирующему. Наибольшее напряжение может быть вычислено по формуле (87) или по формулам (89) и (90). Запас прочности определяют из известной формулы (о). В рассматривае1\10м случае 
о„ = а, = max. 2 Как показали эксперименты, в поршневой головке легких двигателей при недо- Фиг. 58. Схема поршне- Фиг. 59. Расчетная схема статОЧНО ПлавнОМ переходе вой головки. тонкостенной поршневой го- стеожню И малой толщине ловки Ри Дек:вии сил ЛОВКЖ возникают зшчшелыше напряжения также и от силы Р^,, сжимающей шатун. Эта сила имеет наибольшую величину в момент максимального давления газов в цилиндре сж = + in- Распределение давления от силы Рна нижнюю часть головки может быть принято косинусоидальным. По методу расчета тонкостенных головок, разработанному Р. С. Кинасошвили, запас прочности устанавливают на основе подсчета напряжений, возникающих в месте перехода головки в стержень шатуна во внешних волокнах (сечение ВБ, фиг. 58). Центральный угол if от оси шатуна до рассматриваемого сечения, в котором сопрягаются радиусы г^и pi,определяется из равенства Y = 90° -f arccos При расчете определяют наибольшее напряжение от силы инерции Р^ комплекта поршня, напряжение от силы Р^, действующей в цилиндре, а также предварительное напряжение Оз, возникающее в головке при наличии запрессованной втулки. Напряжения от сил инерции подсчитывают по силовой схеме нагружения, показанной на фиг. 59. Для рассматриваемого сечения ВВ (а также для любого другого сечения головки на участке Б Б-БВ, расположенного под углом к оси стержня) изгибающий момент и нормальная сила соответственно равны Mj = -f No (1 cos y) - 0,5Pyo (sin у - cos y); (92) = cos Y -f 0,5Py (sin у - cos p), (93) 1 ... 10 11 12 13 14 15 16 ... 19 |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
 |
 |