|
|
|
Навигация
|
Главная » Мануалы где - изгибающий момент и Л^ - нормальная сила в сечении А А, которые с достаточной степенью точности могут быть найдены из соотношений: Ма = PjP (0,00038г - 0.297); (94) Na = Pj (0,572 - 0,0008т). (95) Значение углов t - в градусах Из рассмотрения получающейся вследствие начального натяга совместной деформащи головки и втулки следует, что на головку передается не вся сила, а некоторая ее часть х. Последнюю определяют при известных соотношениях жесткостей на растяжение головки и втулки Nj, = Nj-K, (96) где 1 в' в ЕгРг Eg И Eg- модули упругости материалов втулки и головки (бронзы и стали); Fg И Fg- площади продольных сечений втулки и головки. Влияние втулки на изгиб головки незначительно, и без большой погрешности им можно пренебречь. Максимальное напряжение возникает обычно на внешних волокнах. Это напряжение в случае прямоугольного сечения головки, если считать ее брусом малой кривизны, выражается соотношением Напряжения в головке зависят в значительной степени от величины угла заделки f. На фиг. 60 показаны расчетные напряжения при одинаковой силе Pj для двух значений угла f. Для угла = 110° наибольшее напряжение в 2 раза меньше, чем для угла 125°. При проведении расчета целесообразно подсчитывать напряжения и для несколько большего угла, чем угол 7, определяемый по формуле (91), так как момент сопротивления сечения с увеличением текущего угла К д. на некоторую величину р (фиг. 58) иногда увеличивается меньше, чем момент Mj. Аналогично определяют и напряжение а от силы, сжимающей стержень шатуна (фиг. 61). В этом случае M, = Mj, + Nj,p (1 - cos т) - Р, sin Y - cos у)) ; (98) Ng = sin Y - Y Т - cos -f- Л/д cosy. (99) и определяются из графика (фиг. 62). Для определения напряжения в поршневой головке от запрессовки втулки и от нагрева головки необходимо знать величину натяга Д посадки втулки в головку и величину натяга Д^, получающегося вследствие различия термических коэффициентов расширения материалов головки и втулки = {a, - a)tdi, t с:: 100-i-m°. Для бронзовой втулки для стальной головки Удельное давление р между втулкой и головкой (101) dt-d где (Л - коэффициент Пуассона, равный 0,3. Напряжение от запрессовки для внешних волокон сечения di-d   Фиг. 60. Напряжения та пор- Фиг. 61. Расчетная схема Фиг. 62. Графики шневой головке при раз- тонкостенной поршневой го- для определения Nj ных углах заделки. ловки при действии силы, и Ж^. сжимающей стержень. Максимальные и минимальные напряжения получаются равными °тах = °ц/ + °з' mm = + °з- (ЮЗ) Запас прочности а 1 2а 1 °а + Фо°т °aj - + Фо (°uz + 2оз) * (104) Запас прочности в поршневых головках следует принимать не менее 3-3,5. Поломки, возникающие при запасе прочности пь = 2, следует объяснить перегрузками от несимметричной передачи усилий на головку вследствие большого зазора между головкой и бобышками поршня и от заедания поршня в цилиндре. При расчете головки шатуна с плавающим поршневым пальцем следует определить уменьшение внутреннего диаметра головки в направлении, перпендикулярном оси шатуна, под действием сил инерции комплекта поршня Pjndi (т - 90°) (105) Для того чтобы после деформации головки все же оставался некоторый зазор между втулкой и плавающим пальцем, уменьшение поперечного диаметра головки шатуна не должно быть больше половины первоначального зазора, равного, в частности 0,04-0,06 мм для легких двигателей. § 4. КРИВОШИПНАЯ ГОЛОВКА ШАТУНА Кривошипную головку в подавляющем большинстве случаев выполняют разъемной для удобства сборки и разборки деталей кривошипно-шатунного механизма. Исключение составляют головки шатунов звездообразных двигателей и мотоциклетных двигателей малой мощности. Валы в таких двигателях делают разъемными. Кроме того, неразъемные головки шатунов выполняют в случае применения роликовых или игольчатых подшипников. Подобная конструкция большого распространения не получила из-за увеличения веса и габаритов головки, что приводит к увеличению сил инерции головки и габаритов картера, а также усложняет сборку. В этом случае шатун при сборке надевают через шейки и щеки. Для регулировки зазора в подшипнике между стыками половин головки закладывают набор прокладок; по мере износа отдельные прокладки удаляют. Однако с введением прокладок уменьшается жесткость стягиваемых деталей, что приводит к повышению напряжений в шатунных болтах; кроме того, при удалеши прокладок нарушается круглая форма подшипника. Поэтому в быстроходных двигателях от применения прокладок отказываются и заменяют при износе подшипники. В стационарных и судовых двигателях иногда применяют конструкцию с отъемной кривошипной головкой (фиг. 63). Между подошвой стержня и головкой в этом случае закладывают прокладку толщиной от 5 до 20 мм, служащую для регулирования высоты камеры сжатия. Центрирующий выступ или вставная центрирующая шайба служит также для разгрузки шатунных болтов от боковых усилии. При такой конструкции можно обойтись без вкладышей, а следовательно, можно увеличить диаметр шатунной шейки: кроме того, легко заменить головку при аварии. В быстроходных двигателях для уменьшения веса кривошипной головки ее верхнюю половину, как правило, выполняют за одно целое со стержнем. Чтобы упростить вторичную заливку и последующую обработку поверхно-- стк трения в верхнюю половину ставят особый вкладыш. Такой же вкладыш нередко ставят и в нижнюю половину головки (фиг. 64). Ориентировочные конструктивные соотношения (при выполнении эскиза) для элементов нижней головки шатуна по фиг. 63 и 64 следующие: Для стационарных и судовых двигателей hi = (0,20,3d), /1з = (0,65--0,75) rf, h = 0,ld, /i5 = (0,55--0,65) = (0,5 -0,65) d; при двух болтах при четырех болтах /j = (l,54-I.6)d. /2 = (I.2--l,25)rf; / = (l,3--1.4)d. /з = (1,15ч-1,2), /з = (0,5-1,5).  4>иг. 63. Отъемная кривошипная головка шатуна. Фиг. 64. Кривошипная головка шатуна быстроходного двигателя. В стационарных и судовых двигателях /i3 = (0,2-0.4)rf. В автомобильных и тракторных двигателях при наличии ребер на ниж ней половине головки /i3 = (0,I20.25)rf. В легких двигателях повышенной мощности /гз = (0,1-0,2). При известном диаметре d шатунной шейки, диаметре и числе шатунных болтов и расстоянии между болтами размеры элементов конструкции определяют при выполнении эскиза из конструктивных соображений. Толщина стенки вкладыша стационарных и судовых двигателей 8 = (0,06 0.1). В легких двигателях значение Ь обычно лежит в пределах: Для бронзы...............3-8 мм стали................1-3 , Минимальные значения s - толщины заливки В стационарных и судовых двигателях....... 1 мм В легких двигателях................0,5-1 , Размеры шатунных болтов в четырехтактных двигателях: при двух болтах = (0.18 0,25) при четырех болтах = (0.130,16); в двухтактных двигателях rf = (0,13-4-0,16)d. Радиусы закруглений (фиг. 63) лежат в пределах: /-i = (0,l-0,25)d; г, = (0,2--1,0) d, В настоящее время нередко увеличивают диаметр шатунной шейки для повышения жесткости коленчатого вала. В этом случае может оказаться -п Разрез по Л/Я  Фиг. 65. Кривошипная головка Фиг. 66. Кривошипная Фиг. 67. Кривошипная шатуна с косым разъемом. головка шатуна с крепле- головка шатуна двига- нием стержня специаль- теля со шпильками, ра-ными шпильками. ботающими на срез. невозможным демонтаж поршня вместе с шатуном через цилиндр. Для уменьшения габарита головки применяют следующие конструкции: 1. Ставят четыре или шесть болтов вместо двух. Однако в этом случае равномерная затяжка болтов затруднена, что приводит к неравномерному износу шейки вала и подшипника. 2. Делают косой разъем кривошипной головки шатуна. Угол наклона плоскости разъема к оси шатуна обычно лежит в пределах 30-60°. Диаметр шатунной шейки d в этом случае может быть увеличен до (0,8-0,85)D. Для восприятия, возникающего в стыке усилия Р^, выполняют особый замок. Применяемые конструкции замка изображены на фиг. 65. Наиболее надежным и простым следует признать замок, показанный на фиг. 65, а. Косой разъем получает все большее распространение не только в автомобильных и тракторных двигателях, но и в крупных двигателях облегченного типа. Направление наклона плоскости разъема выбирают с учетом направления вращения вала и разгрузки от давления газов крышки кривошипной головки шатуна. 3. Ставят стержень шатуна с ограниченными размерами подошвы, которую крепят к кривошипной головке отдельными шпильками (фиг. 66) При такой конструкции стержня можно вынимать поршень со стержнем шатуна через цилиндр. Недостатком конструкции является большое количество крепежных деталей, вследствие чего уменьшается надежность работы. 4. Выполняют соединение шпильками, работающими на срез в нескольких сечениях. Около плоскости разъема фрезеруют по пяти шипов (проушин) с каждой стороны головки; в промежутки между ними входят четыре шипа крышки, переходящие в полукольцевые ребра (фиг. 67). В шипах просверлены отверстия, развернутые на конус, в которые плотно посажены две конические шпильки, соединяющие крышку с головкой. Гнездо под шпильку развертывается на пологий конус (например, 1 : 75). Крышка зафиксирована в осевом направлении плотной пригонкой двух шипов в пазах головки. Для одинакового предварительного натяга и ограничения сил, которые могут создавать повышенные напряжения в шипах (вследствие малого угла конусности шпилек), посадку шпилек при заводском монтаже осуществляют тарированным ударом в несколько приемов с помощью груза, свободно падающего с определенной высоты. После ударов шпилька должна входить в гнезда заподлицо. При последующем монтаже шпильки загоняют ручным инструментом заподлицо с плоскостью головки. Так как штифты работают на срез в нескольких сечениях, их можно изготовлять малого диаметра. Недостатком конструкции является ее сложность в производстве и монтаже, а также и то, что шпильки работают не только на срез, но и на изгиб. Несмотря на эти недостатки, уменьшение габаритов и веса настолько существенно, что такую конструкцию применяют в современных легких двигателях повышенной мощности. Кривошипную головку шатуна можно рассчитать лишь весьма приближенно. Головка нагружается силой Р^, складывающейся из сил инерции Р^ поступательно движущихся масс при положении в в. м. т. и сил инерции Pj вращающейся части массы шатуна без массы нижней крышки: Ph = Pj + Pje = [Л1 + >0 + Л4J R P. С. Кинасошвили предложил расчетные формулы, по которым можно судить о сравнительной прочности и жесткости однотипных головок с несколько большим основанием, чем это получается по другим известным формулам. При расчете допускают, что головка представляет собой систему, заделанную в месте перехода в стержень и что сила Ру, нагружающая головку, распределяется по закону косинусоиды (фиг. 68). Кроме того, принимают, что вкладыши с головкой деформируются одинаково, так как вкладыши всегда посажены в головке с натягом. Вследствие этого распределение изгибающих моментов между крышкой и вкладышем производится пропорционально моментам инерции / и их поперечных сечений относительно осей, проходящих через центры тяжести сечений параллельно оси вала, а распределение нормальных сил - пропорционально площадям (Р и PJ поперечных сечений. Считают, что крышка шатуна составляет одно целое с остальной частью головки, допуская тем самым, что раскрытия стыков не происходит. Сече-  Фиг. 68. Расчетная схема крышки кривошипной головки. ыие крышки принимают постоянным и равным среднему сечению, вследствие чего напряжения и деформации получаются завышенными. Радиус кривизны головки принимают равным половине расстояния между осями болтов. Рассматриваемая система имеет два лишних неизвестных: изгибающий момент и нормальную силу Л/, действующие в опасном сечении А А (фиг. 68). Раскрывая статическую неопределимость известными методами, можно получить выражения для и А/ в зависимости от угла о наклона сечения заделки. С достаточной степенью точности можно считать справедливыми следующие уравнения: Мд = Руо -(0,0127 -f 0,00083ао); А^А = уо (0.522+ 0,003аД На крышку действует изгибающий момент уог (0.0127-Ь 0,00083ао) (106) (107) (108) и нормальная сила А Р] (0,522-О.ООЗко) F F Напряжение в среднем сечении крышки /2 (0,0127 + 0,00083tXo) , 0,522 - 0,003txo Ш (l +. А) F + F, (109) где W- момент сопротивления крышки. Установить сечение, соответствующее месту заделки, затруднительно. Обычно считают заделку в месте, соответствующем переходу в бобышки под болты (сечение ББ фиг. 68). Угол о У выполненных шатунов легких двигателей повышенной мощности близок к 40°. В этом случае 0,023/2 {}+¥) F + Fg (111) Допускаемые напряжения в кг1см Для углеродистой стали, в стационарных и судовых двигателях 600-1000 и легированной стали, в быстроходных судовых и в автотракторных двигателях............. 1500-2000 Для .пегироваиной стали, в .пегких двигателях повышенной мощности ............................ 2000-3000 Так как характер изменения напряжений в крышках обычно однотипный (при изменении величин напряжений от нуля до максимального значения), то напряженность сравнивают по максимальным значениям напряжений. при расчете на переменную нагрузку, учитывая, что среднее напряже- ние равно амплитуде о^ цикла, равной , запас прочности опреде- ляют по формуле Уменьшение диаметра, перпендикулярного оси стержня, с достаточной точностью можно определить по формуле 0.0024Р- Значения Ad для выполненных напряженных конструкций легких двигателей повышенной мощности лежат обычно в пределах 0,06-0,2 мм. В действительности деформации кривошипных головок меньше определяемых по приведенным формулам, так как при расчете не учитывается влияние бобышек и за средний диаметр принимается расстояние между осями болтов. При конструировании болтов необходимо стремиться к тому, чтобы болт нагружался только на растяжение и был разгружен или свободен от дополнительного изгиба или среза. На прочность болта значительное влияние оказывают форма болта, качество поверхности, место приложения усилий, термическая обработка. Конструктивные формы болта должны характеризоваться плавностью переходов и максимальной простотой: стержень не должен иметь резких изменений в диаметре, головка по возможности должна быть цилиндрической формы (без лысок и усиков). Переход от резьбы желательно выполнять в виде проточки на значительной длине (не менее0,4-0,5 диаметра нарезки) с радиусом закругления не менее 0,2 диаметра нарезки. Сопряжение стержня с головкой следует осуществлять радиусом, равнымО,!-0,25 диаметра стержня в месте сопряжения, а переход к центрирующим пояскам радиусом не менее 0,2-0,3 диаметра пояска. Надежность работы шатунных болтов зависит также от условий монтажа. Сила предварительной затяжки должна быть весьма значительной, недостаточная затяжка вызывает наклеп на стыке вследствие наличия ударной нагрузки. Перетяжка вызывает текучесть материала с последующим ослаблением силы затяжки. Сила предварительной затяжки растягивает болт и сжимает соединяемые части. В результате приложения к нижней крышке силы PjQ на болты передается ее часть а, вызывая дополнительное удлинение где Iq - длина болта; - суммарная площадь поперечного сечения болтов. Другая часть силы (1 -а) Pjq уменьшает предварительное сжатие стянутых частей шатуна на величину где - площадь поперечного сечения деформируемой части шатуна. Величина Fj может быть определена лишь путем измерения деформации. Приравнивая А/ и Д/ имеем после простых преобразований Таким образом, во время работы болт растягивается силой Р Сила, действующая на стык Эксперименты, проведенные на шатунах легких двигателей, показали, что отношение колеблется в пределах 3-5. Нет основания полагать, б что данная величина будет отличаться для тяжелых двигателей. Таким образом. б = з + (0.15--0,25)Ру , (113) .т = а-(0.75 ч-0,85) Силу затяжки выбирают с учетом того, чтобы при действии силы Pj, стремящейся разгрузить стык, последний все же был бы затянут силой, превосходящей значительно величину силы Pj P = (2-4)Pj,. (114) Р^ = (2 -ь 4) Pj, + (0,15 ~ 0,25) Pj,. (115) Вследствие небольшой величины переменной части нагрузки (догружающей болт) прочность болта можно определять по напряжению от максимальной силы где i-число болтов; - внутренний диаметр нарезки. Величина крутящего момента, нагружающего болт при затяжке M,=vPs-Jr где [i. - коэффициент трения в нарезке, который может быть принят равным 0,1; dp - средний диаметр нарезки Сложное напряжение в расчетном сечении Значения допускаемых напряжений могут быть приняты в пределах, указанных в табл. 20. Таблица 20 Допускаемые напряжения для шатунных болтов
При косом разъеме шатуна сила предварительной затяжки может быть несколько меньшей. Способ расчета остается тот же. При определении расчетной силы Рр необходимо учитывать угол ct наклона разъема к оси шатуна, т. е. умножать на cos а силу, действуюш.ую в направлении оси стержня (фиг. 65). Крышки шатунов и шатунных болтов V-образных двигателей с центральным сочленением рассчитывают аналогично. При расчете кривошипных головок с прицепными шатунами нагружающие силы определяют с учетом сил инерции около в. м. т. главного шатуна. На кривошипную головку действуют силы: в направлении оси главного шатуна Pj=..n( /?(й2;(116) прицепного  Фиг. 69. Схема нагружения кривошипной головки при сочленении с прицепным шатуном. В направлении шатуна оси М (117) где с = 1 - cosy(1 - cos 7). На фиг. 69 показаны эти силы; сложение их удобно выполнять графически. Усилие для расчета нижней крышки главного шатуна Ррс^ определяют в результате разложения найденной суммарной силы К на направления, параллельное и перпендикулярное осям болтов. Усилие для расчета болтов определяют так же, как и при расчете шатунных болтов рядных двигателей. В расчетную формулу вместо Рр необходимо подставить Ррасч- При центральном сочленении шатунов применяют систему внешнего вильчатого и внутреннего шатунов. В старых конструкциях работающая по 1 ... 11 12 13 14 15 16 17 ... 19 |
 |
 |