2514

Обычно dmax = 0,02…0,05 мм – эта деформация не должна превышать половины диаметрального зазора между пальцем и бобышками или отверстием шатунной головки шатуна.

Напряжения, которые возникают при овализации (см. рис. 7.1) в точках 1 и 3 внешнего и 2 и 4 внутреннего волокон, можно определить по формулам:

Для наружной поверхности пальца

Для внутренней поверхности пальца

где h – толщина стенки пальца, r = (dн+dв)/4; f1 и f2 – безразмерные функции, зависящие от углового положения расчетного сечения , рад.

f1=0,5cos +0,3185sin -0,3185 cos ; f2=f1-0,406.

Наиболее нагружена точка 4. Допустимые значениясв= 110...140 МПа. Обычно монтажные зазоры между плавающим пальцем и втулкой шатуна 0,01...0,03 мм, а в бобышках чугунного поршня 0,02...0,04 мм. При плавающем пальце зазор между пальцем и бобышкой для прогретого двигателя должен быть не более

где пп и б – коэффициенты линейного расширения материала пальца и бобышки, 1/К;

tпп и tб – повышение температуры пальца и бобышки.

Поршневые кольца

Компрессионные кольца (рис. 7.2) являются основным элементом уплотнения внутрицилиндрового пространства. Устанавливаются с достаточно большим радиальным и осевым зазором. Хорошо уплотняя надпоршневое газовое пространство, они, обладая насосным эффектом, не ограничивают поступление масла в цилиндр. Для этого служат маслосъемные кольца (рис. 7.3).

В основном применяют:

1. Кольца с прямоугольным сечением. Просты в изготовлении, имеют большую площадь контакта со стенкой цилиндра, что обеспе-

50

чивает хороший теплоотвод от головки поршня, но они плохо прирабатываются к зеркалу цилиндра.

2. Кольца с конической рабочей поверхностью хорошо прирабатываются, после чего приобретают качества колец с прямоугольным сечением. Однако производство таких колец сложно.

Рис. 7.2. Конструкция компрессионных колец:

а – прямоугольного профиля; б – с конической рабочей поверхностью; в – с бочкообразной рабочей поверхностью; г, д – прямоугольного профиля с прямоугольной или скошенной внутренней выточкой; е, ж – с поперечным сечением в виде симметричной и несимметричной трапеции; з – скребковые; и – витые стальные; к – с обратным торсионом

Рис. 7.3. Конструкции маслосъемных колец:

а – коробчатого типа без расширителя; б – коробчатого типа с витым пружинным расширителем; в – два скребковых кольца; г – коробчатого типа с радиальным расширителем; д – с радиальным и осевым расширителем; е – с тангенциальным расширителем

51

3.Скручивающиеся кольца (торсионные). В рабочем положении такое кольцо скручивается и его рабочая поверхность контактирует с зеркалом узкой кромкой, как у конических, что обеспечивает приработку.

4.Маслосъемные кольца обеспечивают на всех режимах сохранение масляной пленки между кольцом и цилиндром толщиной 0,008...0,012 мм. Для предохранения от всплытия на масляной пленке оно должно обеспечивать большое радиальное давление (рис. 7.3).

Различают:

а) Чугунные кольца с витым пружинным расширителем. Для повышения долговечности рабочие пояски колец покрывают слоем пористого хрома.

б) Стальные и сборные хромированные маслосъемные кольца. При эксплуатации кольцо теряет свою упругость неравномерно по периметру, особенно в стыке замка при нагреве. Вследствие этого кольца при изготовлении заневоливают, что обеспечивает неравномерную эпюру давления. Большие давления получают в зоне замка в виде грушевидной эпюры 1 и каплевидной 2 (рис. 7.4, а).

Величина зазора в замке 0,05...0,1 мм. Наиболее современные конструкции колец имеют молибденовое покрытие рабочей поверхности, наносимое напылением или наплавкой.

Рис. 7.4. Маслосъемные кольца:

а) эпюры давления кольца: 1 – грушевидной формы; 2 – каплевидной формы; б) обозначение геометрических пара-

метров кольца

52

где =Рд/Рср, т.е. Рд = Рср. , Рср= 0,25 МПа среднее давление.

Расчет поршневого компрессионного кольца

Высота кольца b = 1...1,75 мм для ДиИЗ; 1,75...3 мм для дизе-

лей (рис. 7.4, б).

Радиальная толщина t = (0,04…0,045)D см.

Кольца с большим значением t оказывают большее давление на стенку цилиндра и большее время сохраняют работоспособность.

Величина пружинения кольца S0/t = 3…4, где S0=S- ;

– зазор в замке кольца в рабочем состоянии; S – в свободном;= 0,05...0,1 мм; =0...0,25 – зависит от эпюры давления. Давление по периметру на зеркало цилиндра:

Для неравномерного давления кольца из чугуна Е=(1,0...1,2)105,

МПа; =0,2.

Предельные значения max=300…400 МПа. Напряжения в кольце при раз-

ведении замка для надевания на поршень

Предельные значения, МПа, max' 400...500 в среднем на 10...30 % больше max, ранее определенного.

53

Лекция 8. Шатунная группа

Шатун состоит из стержня, поршневой и кривошипной головок, шатунных болтов, крышки и вкладышей (рис. 8.1). Имеются также шатуны с неразъемной кривошипной головкой и подшипниками качения. Обычно они используются на малоцилиндровых микролитражных двигателях с игольчатыми подшипниками.

В процессе работы двигателя шатуны подвергаются интенсивным знакопеременным нагрузкам от газовых и инерционных сил при температуре 100...120 °С.

Для изготовления шатунов ДсИЗ применяют стали 45, 45Г2, 40Г, 40Х, 40ХН, а для дизелей 18Х2Н4МА, 18Х2Н4ВА, 40ХН3А, 40Х2МА. Заготовки получают ковкой в штампах, детали – механической и термической обработкой. Используется также литье из ковкого перлитного чугуна КЧ или высокопрочного чугуна с шаровидным графитом ВЧ45, который по прочности приближается к сталям, имеет низкую чувствительность к концентраторам напряжений и обладает повышенным внутренним трением, что способствует демпфированию вибраций. Перспективны также титановые сплавы типа ВТ, у которых

В = 1000 МПА, Е=1,16 105 МПа.

Рис. 8.1. Конструкция одинарного шатуна:

1 – верхняя (поршневая) головка; 2 – бронзовая втулка; 3 – стержень; 4 – шатунный болт; 5 – нижняя (кривошипная) головка; 6 – верхний вкладыш; 7 – нижний вкладыш; 8 – усики, фиксирующие вкладыши от проворачивания и осевого смещения

54

Шатуны могут быть одинарными или сочлененными (рис. 8.1, 8.2). Наибольшее распространение получили одинарные шатуны как в рядных, так и в V-образных ДВС. В V-образных на одной шейке коленвала последовательно располагаются две кривошипные головки шатунов двух смещенных противолежащих цилиндров. При расположении цилиндров правого и левого рядов в одной плоскости применяют прицепной шатун или вильчатый, см. рис. 8.2.

На рис. 8.1, б показаны два варианта радиусов галтелей для уменьшения концентрации напряжений при переходе от стержня шатуна к кривошипной головке.

Рис. 8.2. Конструкция сочлененных шатунов:

а – центрального сочленения; б – с прицепным шатуном; 1 – вильчатый шатун; 2 – внутренний шатун; 3 – главный шатун; 4 – палец сочленения прицепного шатуна с главным; 5 – прицепной шатун

В поршневой головке при плавающем поршневом пальце в неразрезную поршневую головку шатуна запрессовывают бронзовую втулку. При защемленном пальце его фиксация в головке осуществляется гарантированным натягом при сборке (20...40) мкм. Для подгонки шатунов по массе и по центру масс поршневая головка имеет приливы и отверстия для подачи смазки к пальцу. Бронзовую втулку в поршневой головке для плавающего пальца изготавливают сворачиванием из листовой бронзы с механической обработкой до толщины 0,8...2,5 мм. Применяют БрАЖ9-4 алюминиево-железистую, БрОЦС4-4-2,5 – оло- вянисто-цинковую и БрОФ6,5-0,15 – оловянисто-фосфористую бронзы (табл. П. 9).

Зазор между пальцем и втулкой назначают =(0,0004...0,001)dп от диаметра пальца.

Стержни шатунов обычно двутаврового сечения. Смещение стержня шатуна относительно продольной оси симметрии кривошип-

55

ной головки позволяет уменьшить расстояние между осями цилиндров и длину двигателя, но при этом возможен неравномерный износ подшипников шатунов.

Рассмотрим расчет на прочность стержня шатуна. Напряженное состояние стержня шатуна оценивают по максимальным значениям действующих нагрузок и по запасам прочности при переменных напряжениях от действующих сил. Максимальная сила (МН), сжимающая стержень шатуна, имеет место при угле поворота коленчатого вала на угол 370° (см. 1.1) или на 10 % от ВМТ при максимальном давлении газов Рг (берется с индикаторной диаграммы).

Рсж FпPr Sц FпPr (mп mшср) rш 2(cos cos2 ) 10 6 , (8.1)

где mп – масса поршня с пальцем и кольцами; mшср – часть массы шатуна, расположенная выше сечения Fср. С достаточной точностью можно принять mшср 0,275; mш, r – радиус кривошипа; l – длина шатуна; – критерий подобия кривошипных механизмов, = r/l.

Максимальная растягивающая сила Рр, МН, возникает от центробежных сил при угле поворота коленвала двигателя = 0 (см. рис. 1.1) и возникает в начале такта впуска.

где Рп – давление остаточных газов.

Максимальное напряжение от сжимающей силы равноmax X = k Рсж/Fср, где Fср = hшbш (bш - аш)( hш -2tш) – площадь среднего

щий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости качания; В – предел упругости; l'ш – длина линии внешнего контура сечения шатуна, определяется курвиметром.

В–В относительно оси Х – Х, перпендикулярной к плоскости качания шатуна, м4; Еш – модуль упругости материала.

Максимальные напряжения сжатия в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания, равны

2) для защемленного пальца, МПа,

где Еш и Еп – модули упругости шатуна и пальца.

Рiсж РrFп mr 2(1 ) 10 6, МПа, в ВМТ на такте расширения.

Рис. 9.1. Распределение нагрузок в поршневой головке и эпюры напряжений на внешней и внутренней поверхностях:

а – схема распределения нагрузки при растяжении; б – эпюры наряжений при растяжении; в – схема распределения нагрузки при сжатии; г – эпюры напряжений при сжатии

Напряжения растяжения и сжатия определяют (рис. 9.1) из уравнения бруса малой кривизны при следующих допущениях:

1. Сила Рi раст – равномерно распределена по верхней полуокружности головки радиусом rср=(Dr + d)/4 с интенсивностью Pp' Piраст /2rср . Сила Pi сжат распределена по нижней полуокружности радиусом rср, с интенсивностью Pсж' Pсж cos / rср.

Расчетная схема

1.В местах перехода головки шатуна в стержень точки А предполагается заделка.

2.Правая половина шатуна заменяется силой N0 и моментом М0. Расчет проводится для сечения II-II.

Напряжение на наружном волокне головки шатуна, МПа,

на внутреннем волокне, МПа,

где а – длина поршневой головки, м;

h – толщина стенки головки, м (рис. 8.1), h=(Dr-d)/2.

k=ЕшFrш / (Eш Ег + ЕВFВ), где Fг=(Dr-d)a; и FB=(d-dш)a.

Максимальное напряжение в точке А на внешнем волокне в сечении II – II заделки.

Для этого сечения момент М и нормальная сила N при Рmax равны

группы; Px –давление горящих газов;P0 – давление остаточных газов.