Экспериментальное определение коэффициента основной нагрузки резьбового соединения головки шатуна с косым разъемом

Полный текст

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.

Об авторах

А. Н Гоц

Владимирский государственный университет им. А.Г. и Н.Г. Столетовых

Email: hotz@mail.ru
д.т.н.

Список литературы

Дополнительные файлы