Experimental determination of the main load factor of threaded connection of connecting rod head with oblique connector


Cite item

Abstract

According to the methodology developed earlier the experimental-calculated investigations of a determination of the stresses in the rod bolts of connecting rods with an oblique connector when the bolt was tightened, and after loading the connecting rod with an external load were conducted. The main point of an investigation’s methodology of the stress-strain state of connecting rod bolts is in that on the outer circumference of the bolt body at some distance from each other strain gauges are glued. The coordinates of the measurement points must be precisely defined in a rectangular coordinate system, and one of the coordinates along the z-axis is taken by the stresses in the cross section of the bolt body. The simplest formulas for calculations have been obtained if the strain gauges are glued along the circumference 120 ° from each other. According to the average value for all three indications of strain gauges determines the tensile stress. As shown by the result of experimental investigations during the tightening process the body of connecting rod experiences tensile and bending stresses. It’s known that when installation shells in the crank head of the connecting rod, their length exceeds the length of the saddle by the protrusion amount. Because of the protrusion of the shell the entire load during tightening the bolts falls on the shell and it is applied eccentrically. However even after a deformation of the shell around the perimeter, the force on bolt is transmitted through the average radius of the thread. When the external force of the connecting rod is applied to the rod bolt only a part of the load is transferred, it’s equal to the product of this force by the coefficient of the main load. After experimental determination the stress in the connecting rod bolts, as well as the force in each of the bolts with the oblique connector, the main load of the connecting rod is determined by the experiment-calculated investigation.

Full Text

Введение В шатунах с косым разъемом кривошипной головки шатунные болты ввертывают в тело шатуна. Распределение нагрузки на шатунные болты неравномерное - большую нагрузку испытывает длинный шатунный болт, расположенный ниже горизонтальной оси кривошипной головки. При расчете шатунных болтов с учетом переменных сил от действия сил инерции деталей, совершающих возвратно поступательное движение (учитываются массы поршня, поршневого пальца, элементов крепления поршневого пальца, части массы шатуна на линией разъема кривошипной головки), в конкретной конструкции кривошипной головки необходимо знать нагрузку, приходящийся на шатунный болт. Для этого необходимо знать коэффициент основной нагрузки резьбового соединения шатуна [1]. Возникает вопрос: он такой же как и у шатуна с прямым разъемом или отличается от него [2]. Нагружения шатунного болта происходит по пульсирующему циклу. Поэтому при расчетах необходимо определить наиболее нагруженный болт, по которому необходимо вести расчет на долговечность. Цель исследования Исследовать напряженное состояние ввертных шатунных болтов при затяжке (в процессе сборки) и при нагружении шатуна продольными силами, определить коэффициент основной нагрузки резьбового соединения. Методы исследования Исследование проводились по методике, приведенной в работах [2-6], суть которой заключается в следующем. Если на стержень шатунного болта наклеены по окружности тензорезисторы в точках A1, B1 и C1, координаты которых известны, то это позволяет исследовать напряженно-деформированное состояние шатунных болтов - определяются напряжения растяжения и изгиба. В принципе, выбор точек определяет вид окончательных уравнений. Как показали расчеты, если точки расположить через 120º, то в решение получается наиболее простым. Среднее значение напряжений в трех точках определяет напряжение растяжения σr: Напряжения изгиба σi определяется по формуле: Площадки, где действуют экстремальные напряжения, определяются углом φ0, отсчитываемым от продольной оси шатуна: Максимальное или минимальное напряжения в сечении с учетом σr и σi равны: . Если на шатун приложить внешнюю нагрузку, то общее (суммарное) напряжение σs в шатунном болте будет складываться из напряжения от усилия затяжки σz с добавкой напряжения, которое возникает в болте от части внешнего усилия [1]: (1) где χ - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения; σN - напряжение в шатунном болте от внешней нагрузки при условии, что вся нагрузка приходится на болт (полное раскрытие стыка). Для определения продольных сил в поперечном сечении от растягивающих шатун внешних нагрузок будем использовать приближенную зависимость с учетом равномерного распределения нагрузки по нижней части кривошипной головки. Если провести разрез поршневой головки по оси симметрии, то в месте разреза с использованием канонических уравнений метода сил можно определить изгибающий момент M0 и продольную силу N0. Продольная сила N0 определяется в зависимости от угла заделки (рис. 1) кривошипной головки [1]: N0 = Pj (0,572 - 0,0008 φз), где φз - угол заделки, град (см. рис. 1); - расчетная разрывающая сила инерции при положении поршня в ВМТ. В этом случае продольная сила N1 в длинном болте определяется по формуле (0 ≤ φ ≤ 90°) [1]: (2) В коротком болте (90° ≤ φ ≤ φз) продольная сила N2 равна [1]: (3) Определив по формулам (2) и (3) усилия N в сечении разъема, можно найти напряжения σN. С использованием зависимости (1) определяется значение коэффициента основной нагрузки χ. Объект и результаты исследования Проведены расчетно-экспериментальные исследования по определению напряжений в шатунных болтах дизеля 4Ч 13/14 (Д-440) при затяжке в кривошипную головку шатуна, а также при нагружении шатуна продольной растягивающей силой. Исследовались серийные шатуны с косым разъемом и ввертными болтами (см. рис. 1) (короткий длиной lб = 71 мм, длинный - lб = 84 мм, диаметр стержня d0 = 13,6 мм (площадь поперечного сечения стержня болта Fб = 0,145 ⋅ 10-3 м2, резьба М16×1,5). Плоскость разъема нижней головки шатуна выполнена под углом 55° к оси стержня. Крышка соединяется с головкой шатуна по разъему при помощи треугольных шлицов. Для измерения напряжений на стержне болта под головкой были наклеены через 120° по окружности в соответствии с описанной выше методикой тензорезисторы с базой 5 ⋅ 10-3 м. Момент затяжки М традиционно определяют по формуле [1]: (4) где k - приведенный коэффициент трения в резьбе и на опорной поверхности болта; Q - усилие в болте; d - наружный диаметр резьбы. Как показывают результаты экспериментальных исследований, зависимость (4) не является устойчивой и обеспечивает точность получения усилия затяжки не более ±25 % [6], что обусловило необходимость в проведении предварительной калибровки ключа по условию предельного момента затяжки шатунных болтов. С этой целью болты вворачивались в резьбовое отверстие в толстой пластине, а между пластиной и опорной поверхностью болта устанавливалась цилиндрическая втулка с наклеенными тензорезисторами [3, 4]. При заданном моменте затяжки и принятом значении k = 0,18…0,2 усилия затяжки Q соответствовали 62500…68750 Н. С учетом этого при исследовании максимальное усилие затяжки болта было принято равным 68750 Н. В табл. 1 приведены результаты экспериментальных исследований по определению напряжений в длинном болте при различных усилиях его затяжки. В расчетах приведены также вычисленные значения sinφ0 для определения положения площадки, где действуют экстремальные напряжения. Напряжения в коротком болте при его затяжке приведены в табл. 2. Из приведенных в таблицах данных видно, что на начальных стадиях затяжки шатунных болтов напряжения изгиба больше и в 2 раза превышают напряжения растяжения. Это вызвано тем, что сначала при затяжке болтов стык между крышкой и кривошипной головкой шатуна не закрыт и имеет зазор Δh = 0,07…0,09 мм и деформируется выступающая зона вкладышей на величину этого зазора (рис. 2). В этом случае на болт действует внецентренно приложенная сила с эксцентриситетом e, обуславливающая неравномерную деформацию кривошипной головки и появление дополнительных изгибных напряжений. Усилие для деформирования выступания вкладыша при его ширине 45 мм и толщине 2,5 мм составляет 11500…15500 Н. После закрытия стыка рост продольной силы затяжки приводит к относительному снижению изгибающих напряжений в болте и росту растягивающих (табл. 1 и 2). На последующем этапе исследования после затяжки шатунных болтов шатун устанавливался в испытательную машину и нагружался продольной растягивающей силой 30, 40, 60 кН. Результаты испытаний по определению напряжений в шатунных болтах, возникающих при обособленном воздействии на шатун продольной растягивающей силы, приведены в табл. 3 и 4. Для последующего определения коэффициента основной нагрузки резьбового соединения проводилась оценка характера сложного напряженного состояния болтов, возникающего от совместного воздействия максимального усилия затяжки (Q = 68750 Н) и продольной растягивающей силы, действующей на шатун. Определение основных показателей напряженного состояния проводилось с учетом зависимостей (1-5) и с использованием результатов ранее проведенных исследований (табл. 1-4). Определенные таким образом показатели сложного напряженного состояния приведены в табл. 5 и 6. Далее с использованием полученных экспериментальных данных по формулам (8) и (9) определяли усилия внешней нагрузки N в сечении разъема и обусловленные ей напряжения σN. В окончательном виде с использованием зависимости (6) определяли значение коэффициента основной нагрузки χ (табл. 7). Заключение Проведенные расчетно-экспериментальные исследования показали, что для расчета долговечности шатунных болтов в шатунах с косым разъемом кривошипной головки коэффициент основной нагрузки резьбового соединения может быть принят в размере 0,18…0,20.
×

About the authors

A. N Gots

Vladimir State University named after Alexander and Nikolay Stoletovs

Email: hotz@mail.ru
DSc in Engineering

References

  1. Биргер И.А., Шор Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин: Справочник. М.: Машиностроение, 1993. 640 с.
  2. Гоц А.Н., Некрасов С.И. Снижение напряжений от изгиба в шатунных болтах // Двигателестроение. 1986. № 2. С. 54-56.
  3. Гоц А.Н. Учет напряжений изгиба при расчете шатунных болтов // Двигателестроение. 2004. № 4. С. 16-18.
  4. Гоц А.Н. Расчет шатунных болтов с учетом изгиба // Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей: материалы IX Международной научно-практической конференции. Под ред. В.В. Эфроса, А.Н. Гоца. Владимир: Владимирский гос. ун-т, 2005. С. 307-311.
  5. Взоров Б.А., Адамович А.В., Арабян А.Г. и др. Тракторные дизели: справочник / под общ. ред. Б.А. Взорова. М.: Машиностроение, 1981. 535 с.
  6. Иосилевич Г.Б., Строганов Г.Б., Шарловский Ю.В. Затяжка и стопорение резьбовых соединений: справочник. М.: Машиностроение, 1985. 224 с.

Copyright (c) 2017 Gots A.N.

Creative Commons License
This work is licensed under a Creative Commons Attribution-NonCommercial-NoDerivatives 4.0 International License.

This website uses cookies

You consent to our cookies if you continue to use our website.

About Cookies