Chainov_Ivashenko_Konstr_dvs_1 / Чайнов Иващенко - Конструирование ДВС

ность. На рис. 4.46, а, б приведены графические зависимости длитель ной прочности поршневых мате риалов алюминиевого сплава АЛ25 и чугуна СЧ20. В НТУ (г. Харьков) проведена расчетная оценка долго вечности работы различных вариан тов поршней тракторных и комбай новых дизелей 6 ЧН13/11,5 и 4 ЧН12/14 при повышении литровой мощности от 14 до 20 кВт/л. Порш ни с камерой типа ЦНИДИ (см. рис. 4.2, в) характеризуются весьма большим снижением относитель ной долговечности кромки камеры при форсировании двигателя. Пор шень с камерой типа ЯМЗ (см. рис. 4.2, б) характеризуется сущест венно меньшей величиной накоп ленных повреждений и соответст венно значительно большей отно сительной (отнесенной к ресурсу Р = 10 000 ч) долговечностью.

4.6.4. Расчет на прочность поршневого пальца

При работе двигателя поршне вой палец испытывает переменные по углу поворота коленчатого вала и неравномерно распределенные по поверхности пальца усилия со сто роны бобышек поршня и верхней головки шатуна. Эти усилия явля ются причиной износа пальца, а

также переменных во времени нор мальных и касательных напряже ний. На рис. 4.47 представлены схе мы нагружения пальца.

Износостойкость пальца оцени вается по величине условной ос редненной удельной нагрузки на опорных поверхностях бобышек поршня kп и втулки шатуна kш, ко торые определяются из выражений:

kп (Pz Pjп )2dпlб ;

где Рz = рz D2/4 – наибольшая сила давления газа; Рjп и Pj(п – соответст

Рис. 4.47. Схемы нагружения пальца

венно сила инерции поршневой группы с учетом массы пальца и без нее; lб – длина опорной поверх ности бобышки; lш – длина опор ной поверхности шатуна.

В качестве расчетного режима в бензиновых двигателях обычно вы бирают режим максимального кру тящего момента, а в дизелях – ре жим максимальной мощности.

Допустимые значения kп и kш со ответственно составляют 30–45 и 35–55 МПа в зависимости от мате риала поршня, наличия или отсут ствия опорных втулок в бобышках. В отдельных случаях форсирован ных двигателей kп ш достигают зна чений 80–90 МПа и выше. Наибо лее распространенные поломки пальцев связаны с появлением тре щин в одних случаях в поперечном, а в других случаях в продольном направлениях. Поломки поперек пальца чаще наблюдаются в тол стостенных пальцах. Излом начи нается обычно в средней части (см. рис. 4.47, точка 1) под упрочнен ным слоем после химической обра ботки вследствие излишне высоких напряжений изгиба. Продольные трещины появляются в пустотелых пальцах в средней части часто на внутренней стороне (см. рис. 4.47, точка 2) вследствие касательных напряжений от поперечной силы и напряжений от овализации попе речного сечения.

Наиболее точно напряженно де формированное состояние пальца может быть определено с помощью трехмерной конечно элементной модели, включающей поршень, па лец и верхнюю часть шатуна.

Для предварительных расчетов используются упрощенные расчет ные схемы (см. рис. 4.47): наиболее упрощенная и менее точная – схема а, наиболее соответствующая дейст вительности – схема б, а наиболее

часто используемая в расчетах – схе ма в. При этом отдельно оценивают напряжения от изгиба и и среза ср от поперечных сил. У пустотелых, тонкостенных пальцев дополнитель но определяют и напряжения от ова лизации поперечного сечения 0.

Максимальные напряжения из гиба возникают на наружной по верхности в среднем по длине сече нии пальца

и (Pz Pjп )(lп 2b 1,5a)[1,2 dп3(1 4)],

(4.53)

где = dвн/dп – отношение внутрен него диаметра пальца к наружному.

Наибольшая срезающая сила действует в сечениях между бобыш ками и головкой шатуна. Макси мальные касательные напряжения на нейтральной оси (точка 4 )

max 0,85(Pz Pjп )(1 2)[dп2(1 4)].

(4.54)

Эти напряжения не должны пре вышать допускаемых [ ], которые для пальцев из углеродистой стали составляют 50 МПа, а для пальцев из легированных сталей 120–250 МПа.

Овализация пустотелого пальца связана с приобретением им фор мы овала с большим размером в плоскости, перпендикулярной оси цилиндра двигателя под действием сил, неравномерно распределен ных по поверхности пальца. На рис. 4.48, a представлена условная схема нагружения, предусматри вающая совмещение сечений паль ца в районе бобышек с сечением в районе головки шатуна. При таком допущении палец рассчитывается на изгиб как криволинейный брус под действием нагрузки, распреде ленной по внешней поверхности пальца по закону косинуса.

Напряжения от овализации паль ца на наружной 01 и внутренней03 поверхностях в точках 1 и 3 со ответственно определяются по формулам:

где А = 1,5 – 15( – 0,4)3.

На рис. 4.48, б представлено рас пределение 0 по наружной и внут ренней поверхности пальца. В авто мобильных и тракторных двигателях0 составляет 110–140 МПа, а в фор сированных двигателях специально го назначения 0 = 130–250 МПа.

Увеличение диаметра поршне вого пальца dп при овализации

Для пальцев форсированных дви гателей значения dп составляют око

Рис. 4.48. Схема нагружения при расчете паль ца на овализацию

ло (0,001–0,002)dп. Данная величина не должна превышать половины диа метрального зазора в сопряжении пальца и опор. Поскольку разруше ния пальцев связаны, как правило, с появлением усталостных трещин, то следует определить коэффициент за паса прочности nп при расчете на со противление усталости. По найден ным составляющим напряжений по формуле (2.31) определяют интен сивность напряжений i, ее амплиту ду аi и среднее значение mi за рабо чий цикл двигателя в наиболее опас ных точках среднего сечения, а затем по формуле типа (2.147) вычисляют коэффициент запаса прочности, ко торый не должен быть менее 1,5–1,6. При этом пальцы с гладкой цилинд рической поверхностью не имеют концентраторов напряжений.

4.6.5.Расчет теплового

инапряженно деформированного состояния кольца

Кольца, особенно верхнее, при работе имеют повышенную темпе ратуру, знание которой необходимо для суждения о работоспособности кольца в течение заданного срока службы.

В первом приближении для расчета стационарного темпера турного поля кольца можно вос пользоваться уравнениями (2.12) и (4.18)

Решением уравнения теплопро водности является выражение

T0 Μ c1 I 0 (,) c2 K 0 (,),

где I0(,), К0(,) – функции Бессе ля нулевого порядка, первого и второго рода чисто мнимого аргу мента.

Постоянные интегрирования с1 и с2 находятся из граничных усло вий теплообмена на внутреннем и

наружном радиусах кольца. На рис. 4.49 в качестве примера даны температуры в чугунном кольце, рассчитанные при следующих зна чениях величин, используемых при решении уравнения (4.18) и вычис ляемых по формулам (2.14): = = 0,792; % = 0,875; V1 = 130 Вт/(м3С); V2 = 0,264 Вт/ С; f1 = 2,913109 Вт/м3; f2 = 10,953106 Вт/(м33С); Μ = 265 С; с1 = –8,64310 9 С; с2 = –8,77310 9 С; Т1 = (–1,803104 + 64,58Т0) С/м; Т2 = = (22,373106 – 8,393104Т0) С/м2.

При расчете напряженно дефор мированного состояния в кольце различают три вида напряжений:

•рабочие p, действующие в кольце при его нахождении в ци линдре во время работы двигателя;

•напряжения при обработке ре занием заготовки кольца;

•напряжения, возникающие в кольце при его надевании на пор

шень н.

Второй и третий виды напряже ния действуют короткое время в от личие от рабочих напряжений р, которые с учетом длительного их действия и повышенной температу ры кольца не должны вызывать зна чительную ползучесть его материала. При расчете напряжений в разрез ных кольцах применяют теорию из гиба криволинейных плоских брусь ев. Уравнение изгиба в плоскости кольца (рис. 4.50) имеет вид:

где r, r ( – радиусы кривизны соот ветственно ненагруженного и нагру женного кольца; М – изгибающий момент; J = tl 3/12 – момент инерции меридионального сечения кольца.

Для повышения уплотнитель ных свойств кольца распределение давления на стенку цилиндра по окружности должно быть неравно мерным, повышаясь в районе раз реза. Максимальный момент, изги бающий кольцо, в таком случае мо жет быть представлен в виде:

где см – безразмерный коэффици ент, зависящий от формы эпюры давления; р0 – среднее давление, от несенное к единице длины осевой линии кольца.

Рис. 4.50. Схемы нагружения кольца:

а – кольцо в свободном состоянии; б – в рабочем положении; в – при надевании на поршень

Величина р0 вычисляется по фор муле

где А – расстояние между концами кольца (величина замка) в свобод ном состоянии.

Для кольца с равномерным рас пределением давления по окружно сти

cм 2; : 0.

Для различных используемых эпюр с неравномерным, но симмет ричным относительно замка рас пределением давления величина см меняется в пределах от 1,563 до 2,000, а величина : от 0 до 0,25. В общем случае наибольшее рабочее напряжение в кольце

p 2cм (AD)E (3 :)[Dl 1]. (4.60)

Для колец с постоянным давле нием

p 3p(Dl)2 ,

р= р0/t – давление кольца на стенку; в зависимости от назначения двига теля давление р кольца на стенку со ставляет 0,05–0,2 МПа и выше.

При надевании (съеме) кольцо должно быть разогнуто таким обра зом, чтобы через его внутренний контур мог быть пропущен пор шень. Усилия при разгибании коль ца могут быть приложены к кольцу

различными способами, что в свою очередь влияет на уровень напряже ний в кольце.

На рис. 4.50, в дана простейшая схема приложения усилий. Если до пустить, что при надевании кольцо деформируется как круглое радиуса r, то записав уравнение (4.57) для случая надевания и исключив из по лученного уравнения и уравнения (4.57) радиус r, получается связь ме жду изгибающими моментами и на пряжениями в кольце р в рабочем состоянии и при надевании н

p Υ 2E(lD)2 н . (4.61)

Оценивая отношение l/D и ве личину н, определяют величину p по уравнению (4.61), которая долж на быть в требуемых пределах (табл. 4.5).

Определяются коэффициенты запаса прочности кольца nрн = = [ ]/ рн. Рекомендуемый коэффи циент запаса прочности составляет около 1,4–2,0. При прочих рав ных условиях для двигателей с ма лыми диаметрами цилиндров вы бирают бо' льшие значения l/D.

Зазор в замке кольца, вставлен ного в цилиндр, во избежание заеда ния в случае повышения температу ры следует брать равным (0,0015– 0,0040)D. Бо' льшие значения отно сятся к малооборотным двигателям.

Как показали исследования и опыт эксплуатации быстроходных двигателей, после определенного срока работы между кольцом и ци

линдром, в первую очередь около замка, радиальное давление падает, появляются просветы и пропуск га зов. Особенно это относится к дви гателям с цилиндрами малых разме ров. В таких двигателях срок служ бы колец до появления указанных просветов наиболее короткий.

Одним из средств повышения срока службы кольца является уве личение толщины l до (1/18–1/20)D (давление повышается до 0,5– 0,6 МПа и более), а также примене ние расширителей, обеспечиваю

щих значительный запас давления по окружности кольца.

В настоящее время применяют кольца с плавным изменением дав ления по окружности кольца, уста навливаемым экспериментально. Подобные эпюры могут быть полу чены в результате использования специальных методов обработки и расчета. Износостойкость чугун ных колец в большой степени зави сит от соотношения толщин кольца и стенки цилиндра и применяемого материала.

5.1. Основы конструирования шатунов

Шатун является одной из дета лей кривошипно шатунного меха низма, преобразующего поступа тельное движение поршня во вра щательное движение коленчатого вала. Он во многом определяет тех нические характеристики двигателя и, в первую очередь, его надежность.

Шатун подвергается действию пе ременных нагрузок от давления газов

исил инерции. Оба вида нагрузок переменны в течение рабочего цикла

имогут достигать высоких значений. Встречающиеся в эксплуатации раз рушения шатунов носят, как прави ло, усталостный характер.

Для обеспечения требуемой на дежности шатуны должны иметь:

•высокую прочность при дейст вии циклических и статических на грузок, включая периодические до пустимые перегрузки по частоте вращения. Прочность должна быть обеспечена на всех режимах работы без появления усталостных трещин;

•необходимую жесткость, ис ключающую недопустимые искаже ния формы, нарушающие нормаль ную работу шатунных подшипников;

•стабильность размеров и малое изнашивание опорных поверхностей в течение заданного срока службы;

•полную замкнутость разъем ных неподвижных соединений, со противление сопряженных элемен тов необратимым изменениям и повреждениям от микроперемеще ний (фретинг коррозии) на стыко вых поверхностях, возникающих при циклических нагрузках;

•минимальную массу.

Шатун состоит из стержня, поршневой (верхней) и кривошип ной (нижней) головок (рис. 5.1).

Конструкции шатунов отлича ются большим разнообразием в за висимости от типа двигателя, при нятой компоновочной схемы и т.д. При этом их можно классифициро вать по следующим конструкцион ным признакам:

•по способу монтажа (сборки): неразъемные и разъемные;

•потипуразъема:прямойикосой;

•по способу соединения разъема: болтовой, штифтовой, бандажный;

•по восприятию нагрузки в плоскости разъема: болтом, штиф том, профилированием поверхно сти разъема и "сплит разъем";

•по возможности раздельного восприятия нагрузки, когда разные элементы шатуна воспринимают

Рис. 5.1. Общий вид шатуна:

1 – поршневая (верхняя) головка; 2 – стер жень; 3 – кривошипная (нижняя) головка

различные силы (принцип сепарат ного восприятия нагрузки).

Различают также шатуны ряд ных двигателей и сочлененные ша туны, применяемые в V , W образ ных и звездообразных двигателях.

Большинство современных кон струкций шатунов выполняют разъ емными, что обусловлено в первую очередь технологией сборки раз борки двигателя. Кроме того, толь ко в этом случае коленчатый вал многоцилиндрового двигателя мо жет быть выполнен цельным, что повышает его жесткость и проч ность по сравнению с составным. Тем самым повышается общая же сткость системы, уменьшаются де формации корпуса, а соответствен но и уровень структурного шума.

Неразъемные шатуны преимуще ственно используются в двигателях малой размерности либо в звездооб разных. В этом случае сборку криво шипно шатунного механизма возмож но осуществить только при разборной конструкции коленчатого вала.

Цельный шатун, представляющий собой достаточно простую конструк цию (рис. 5.1), является частным слу чаем неразъемной конструкции. В этом шатуне отсутствуют подшипни ковые втулки или вкладыши. Цель

ный шатун применяют в тех случаях, когда материал шатуна обладает хоро шими антифрикционными свойства ми, например, при использовании алюминиевых сплавов либо при уста новке подшипников качения, а также когда они изготовлены из материалов, обладающих невысоким сопротивле нием изнашиванию (к таким материа лам относятся в первую очередь тита новые сплавы, а также различные по лимерные композиционные материа лы). В последнем случае поршневой палец запрессовывают в верхнюю го ловку шатуна (подшипник отсутству ет) и соединение становится неразъ емным и менее технологичным.

В разъемных конструкциях (рис. 5.2) нижняя часть (крышка) отделена от остальной части шату на. Наиболее распространенное со единение этих элементов – болто вое (рис. 5.2, а).

При ограниченных габаритных раз мерах для скрепления элементов ниж ней головки шатуна могут использо ваться гребенчатые многосрезные со единения с коническими штифтами на прессовой посадке (рис. 5.2, б). Штифтовое и бандажное соединения элементов используют редко ввиду более сложной технологии изготов ления и сборки (рис. 5.2, в).

Рис. 5.3. Кривошипные головки шатунов с раз личными разъемами:

а – прямым; б – косым

Вследствие ограничения внеш него размера кривошипной головки при диаметре шатунной шейки ко ленчатого вала d/D > 0,66–0,68 по условиям сборки поршня и шатуна с коленчатым валом через цилиндр (рис. 5.3, а) резко сокращается ра диальная толщина стенки головки в зоне разъема, что не позволяет по лучить необходимые размеры по верхности стыка. Для повышения жесткости кривошипной головки применяют конструкции с косым разъемом, у которых плоскость сты ка располагается под определенным углом Φ к оси стержня (рис. 5.3, б). При этом для получения улучшен ной формы несущего контура таких головок шатунные болты ввертыва ются непосредственно в шатун.

Недостатками конструкций с косым разъемом являются отсутст вие симметрии и в ряде случаев по вышенная трудоемкость механиче ской обработки шатуна.

В связи с появлением в разъеме под действием нагрузок значитель ных переменных сил сдвига стыко вые поверхности выполняют про филированными, при этом в них образуются несущие замкнутые эле менты для сопротивления попереч ным усилиям. В шатунах сущест вующих конструкций применяют следующие соединения профилиро ванных стыков (рис. 5.4):

•зубчатое (шлицевое) в виде сис темы треугольных шлицев с заданной плотностью прилегания (рис. 5.4, а);

•однозубое типа зуба пилы с не симметричным согласованным про филем и силовым замыканием (рис. 5.4, б);

Рис. 5.4. Виды стыковых соединений криво шипной головки шатунов:

а – шлицевое; б – однозубое с силовым за мыканием; в – замковое шпоночного типа; г – с помощью штифта

• замковое в виде чередующихся прямоугольных выступов и впадин шпоночного типа с замыканием за счет начальной посадки в замке и сил трения от затяжки (рис. 5.4, в).

Вшатунах современных конст рукций наиболее часто используют шлицевое соединение, обладающее повышенной несущей способно стью и самозамыканием при сдви ге, благодаря затяжке болтов.

Для разгрузки болтов от усилий сдвига в стыке, приводящих к по явлению дополнительных напря жений изгиба, часто используют штифты (рис. 5.4, г). Они позволя ют обеспечить зазор между стерж нем болта и отверстием, благодаря чему исключается контакт между болтом и шатуном. Это приводит к их независимому деформированию

иснижению дополнительных на пряжений изгиба в болте.

Впоследнее время нашел приме нение "сплит–разъем", получаемый в результате излома кривошипной головки (рис. 5.5). Такой вид разъе ма значительно технологичнее, по скольку не требуется механической обработки поверхности стыка и до полнительных мероприятий по цен трированию крышки. Недостатком является то, что детали шатунов не являются взаимозаменяемыми.

Во всех применяемых в настоя щее время конструкциях шатунов реализуется принцип совместного восприятия нагрузок, т.е. различные типы нагрузок воспринимаются все ми элементами шатуна. Например, стержень шатуна воспринимает как сжимающую, так и растягивающую нагрузку. В связи с развитием техно логии композиционных материалов появилась возможность реализации принципа сепаратного восприятия нагрузки, т.е. различные нагрузки воспринимаются отдельными эле ментами конструкции.

Рис. 5.5. Стыковое соединение кривошипной головки типа "сплит разъем"

На рис. 5.6 показана принципи альная схема разъемной конструк

Рис. 5.6. Схема конструкции шатуна с сепа ратным восприятием нагрузки:

1 – крышка шатуна; 2 – бандаж; 3 – стер жень с верхней головкой; 4 – анкеры