Глава 6 шатунная группа

1. КОНСТРУКТИВНЫЙ ОБЗОР

Шатунная группа выполняется по одной из следующих конст­руктивных схем:

с неразъемной кривошипной головкой и подшипниками качения;

со съемной крышкой кривошипной головки, подшипниковыми вкладышами, шатунными болтами и элементами их фиксации.

Практическое применение первой схемы обеспечивает макси­мальную жесткость кривошипной головки и возможно при исполь- ювании в конструкции двигателя разборного коленчатого вала. Обычно используется в малоцилиндровых микролитражных двига­телях совместно с игольчатыми (роликовыми) шатунными подшип­никами.

В подавляющем большинстве конструкций транспортных ДВС применяются шатуны с разъемной кривошипной головкой и шатун­ными подшипниками скольжения.

В процессе работы двигателя шатуны подвергаются интенсив­ным знакопеременным нагрузкам от газовых и инерционных сил и имеют повышенные до 100...120 °С рабочие температуры. Матери­ал и конструкция шатуна должны обеспечивать высокую его уста­лостную прочность и жесткость при минимальной конструктивной массе.

Для изготовления шатунов двигателей с искровым зажиганием применяются стали 45, 45Г2, 40Г, 40Х, 40ХН, 40Р; для дизелей — легированные стали с высоким пределом прочности 18Х2Н4МА, 18Х2Н4ВА, 40Х2Н2МА, 40ХНЗА, 40Х2МА. Заготовки шатунов получают ковкой в штампах и подвергают механической и тер­мической обработке. Для повышения усталостной прочности шату­ны обдуваются дробью и иногда полируются.

В современных автомобильных двигателях для получения за­готовок шатунов все чаще используется отливка их из ковкого перлитного чугуна КЧ или высокопрочного чугуна с шаровидным графитом (ВЧ45). Последний по своим механическим свойствам

155

приближается к сталям, имеет более низкую чувствительность к концентраторам напряжений и обладает повышенным внутрен­ним трением, что способствует демпфированию вибраций. В качест­ве материала для литых шатунов перспективны литейные тита­новые сплавы ВТ с высокими характеристиками прочности (<т„= = 1000 МПа, Е= 1,16' 10⁵ МПа).

Традиционный технологический цикл предусматривает раздель­ное изготовление шатуна и кривошипной головки и расточку отвер­стия под вкладыши после их сборки. Для их фиксации обычно используются центрирующие втулки или призонная часть шатун­ных болтов (рис. 6.1).

В современных ДВС при производстве шатунов используется единая заготовка, от которой крышка отделяется путем отламы­вания по технологически обусловленным местам. Вследствие это­го при монтаже отпадает необходимость в традиционных спосо­бах центрирования (центрирование происходит по структуре изло­ма). Такая конструкция обеспечивает стабильную геометрию эле­ментов кривошипной головки, но делает шатун непригодным к ремонту.

В настоящее время все больший интерес в практике двигателест- роения проявляется к использованию для изготовления «облегчен-

Рис. 6.1. Конструкция одинарного шатуна:

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

156

пых» шатунов металлокерамики и композиционных материалов на основе силуминов, армированных волокнами SiC и А1₂0₃.

В зависимости от компоновки двигателя шатуны могут выпол­няться одинарными и сочлененными (рис. 6.2). Наибольшее рас­пространение получили одинарные шатуны (см. рис. 6.1), уста­навливаемые как в линейных, так и в V-образных конструкциях. В V-образных двигателях в этом случае на одной шатунной шейке последовательно располагаются кривошипные головки шатунов двух противолежащих цилиндров, оси которых смещены друг относительно друга в продольной плоскости. Для обеспечения расположения одноименных цилиндров правого и левого рядов н одной поперечной плоскости используются шатуны центрально­го сочленения (вильчатый и внутренний шатуны, рис. 6.2, а) или главный шатун с кривошипной головкой, опирающейся на шатун­ную шейку, и несоосно сочлененный с ней прицепной шатун (рис. 6.2, б).

В конструкции шатуна выделяются три конструктивных элемен­та (см. рис. 6.1): поршневая (верхняя) головка, стержень и кривошип­ная головка со съемной крышкой.

Конструкция поршневой головки шатуна определяется способом сочленения поршневого пальца с шатуном (рис. 6.3). При плава­ющем пальце в неразрезную поршневую головку шатуна запрес­совывают бронзовую втулку. В случае установки защемленных пальцев фиксация их в головке осуществляется за счет гарантиро­ванного температурного натяга при сборке (20...40 мкм). Верхняя

Рис. 6.2. Конструкция сочлененных шатунов:

а — центрального сочленения; б — с прицепным шатуном; 1— вильчагый шатун; 2— внутрен­ний шат>н; 3— главный шатун; 4— палец со членения прицепного шатуна с главным; 5— прицеп­ной шатун

157

Рис. 6.3. Поршневые головки шатунов:

Масло

а — в — двигатели с принудительным зажи- ганием; г — е — дизели

головка имеет элементы, имеющие избыток металла, предназначен­ного для подгонки шатунов по массе и по расположению центра масс (рис. 6.3, а). Для подачи смазки на поверхность поршневого пальца в верхней, менее нагруженной части поршневой головки выполняют отверстия — накопители масла.

В автотракторных двигателях сила давления газов Р_Т может значительно превышать силы инерции Pj. При одинаковой площади опорной поверхности толщина масляного слоя между пальцем и нижней поверхностью втулки будет меньше в силу больших величин удельного давления, чем в верхней. Выравниванию тол­щины масляного слоя способствует уменьшение опорной поверх­ности верхней половины втулки за счет фрезерования углубления в ее средней части (рис. 6.3, в). В дизелях, в которых разница между силами Pj и Р_т наиболее ощутима, верхние головки шатунов выпол­няют с наклонными торцевыми плоскостями (рис. 6.3, г) с таким расчетом, чтобы максимальные величины удельных давлений паль­ца на верхнюю и нижнюю половины втулки были одинаковыми.

В форсированных дизелях осуществляют смазку поршневого пальца под давлением (рис. 6.3, д, е). Двигатели, работающие со струйным охлаждением днища поршня, имеют на поршневой го­ловке распылитель (рис. 6.3, е).

Наиболее нагруженным элементом верхней головки является сечение в зоне перехода поршневой головки шатуна (точка А, см. рис. 6.1) в стержень шатуна. Упрочнению поршневой головки способ­ствуют следующие конструктивные мероприятия (рис. 6.4):

158

l-I

Рис. 6.4. Конструктивные примеры упрочнения поршневой головки:

увеличение радиуса перехода от стержня шатуна х головке; б — создание приливов металла тис перехода; в — уменьшение сужения стержня у головки до полного его устранения; г — расположение полок шатуна в плоскости качания

• увеличение радиуса перехода р от стержня шатуна к головке (рис. 6.4, а) и уменьшение сужения стержня у головки до полного его устранения (рис. 6.4, в);

• создание приливов металла в зоне перехода (рис. 6.4, б);

• выполнение третьей полки вдоль продольной оси стержня (рис. 6.4, в);

• расположение оси отверстия под палец эксцентрично относи-

• сльно оси головки (рис. 6.4, а);

• придание арочной формы стержню шатуна (рис. 6.4, а), что снижает концентрацию напряжений в зоне под поршневой голов­кой;

• расположение полок шатуна в плоскости его качания, что устраняет консольность поршневой головки в направлении про­дольной оси пальца (рис. 6.4, г).

Тонкостенную бронзовую втулку, устанавливаемую в верх­нюю головку при плавающем пальце, изготовляют сворачивани­ем из листовой бронзы с последующей механической обработкой до толщины стенок втулки 0,8...2,5 мм. Материалом для втулок служат алюминиево-железистая бронза Бр.АЖ9-4, оловянисто- цинковая бронза Бр.ОЦС4-4-2,5 и оловянисто-фосфористая брон- »а Бр.С>Ф6,5-0,15.

Зазор между пальцем и бронзовой втулкой в зависимости от диаметра пальца назначают в пределах А =- (0,0004.. .0,001)^_п.

Стержни шатунов автотракторных двигателей имеют, как пра- нило, двутавровое сечение (см. рис. 6.1, 6.4). Смещение стержня шатуна относительно продольной оси симметрии кривошипной головки при неполноопорных коленчатых валах позволяет умень­шить расстояние между осями цилиндров и длину двигателя, но при )том возможен неравномерный износ элементов шатунных подшип­ников.

159

К кривошипной головке шатуна предъявляются следующие тре­бования:

• высокая жесткость, обеспечивающая надежную работу тонко­стенных вкладышей и шатунных болтов;

• минимальные габаритные размеры и масса;

• минимизация концентрации напряжений в местах изменения ее формы;

• возможность прохождения головки через цилиндр при мон­таже (непременное условие для двигателей с блок-картерами).

Кривошипные головки шатунов автотракторных двигателей по возможности выполняются с прямым (нормальным) разъемом, плоскость которого перпендикулярна оси шатуна (см. рис. 6.1). При развитых шатунных шейках с диаметрами d_wm=(0,7...0,&)D выполняют косой, разъем, плоскость которого располагается под углом q> = 30,45 или 60° к продольной оси стержня шатуна (рис. 6.5). При косом разъеме сила инерции Р_т, нагружающая шатунные болты, уменьшается, а для восприятия возникающих при этом боковых усилий в конструкции головки предусматриваются специальные фиксирующие элементы (например, треугольные шли­цы на рис. 6.5, а, буртики крышки на рис. 6.5, б или фиксирующие штифты на рис. 6.5, в). При косом разъеме крышки крепят к шатуну в основном болтами, ввертываемыми в тело верхней половины головки.

Для уменьшения концентрации напряжений переходы к опор­ным плоскостям головок шпилек, болтов, гаек выполняют с воз­можно большим радиусом г (см. рис. 6.1, Б) или с поднутрением по радиусу Г] (см. рис. 6.1, В). Для уменьшения габаритных размеров и массы кривошипной головки шатунные болты и шпильки стре­мятся располагать как можно ближе к оси шейки. В некоторых

Рис. 6.S. Кривошипная головка шатуна с косым разъемом в виде треугольных шлиц (а) и плоских стыковочных поверхностей с фиксирующими буртиками (б) или штиф­тами (в)

160

конструкциях в теле вкладыша предусматривается выточка для прохождения шатунного болта.

Шатунные подшипники скольжения компонуются из двух тонко- «' генных вкладышей. Для предотвращения их проворачивания и осе- ного смещения на одной из кромок вкладыша отгибается фик­сирующий выступ, входящий в специальную пазовую канавку в кри­вошипной головке шатуна (см. рис. 6.1). Подшипники работают к условиях высоких знакопеременных механических нагрузок и по- нышенных температур.

Конструктивно вкладыши выполняют биметаллическими (сталь­ная основа и антифрикционный слой) и триметаллическими (сталь­ная основа, промежуточный, обычно медно-никелевый, и антифрик­ционный слои). Общая толщина шатунных вкладышей состав­ляет 8= 1,3...2 мм для двигателей с искровым зажиганием, прс >том толщина антифрикционного слоя 0,2...0,4 мм; для дизеле£ <*> —2,5...3 мм (толщина антифрикционного слоя не более 0,3.. 0,7 мм). Антифрикционный слой подвержен усталостным разруше­ниям, коррозионно-механическому и абразивному изнашиванию В современных автотракторных двигателях в качестве антифрикци­онных материалов применяют свинцово-оловянистые, алюминие­вые высокооловянистые сплавы и свинцовистую бронзу. Сплав СОС-6-6 (по 5...6% олова и сурьмы, 88...90% свинца) используют в основном в ДсИЗ. При повышенных требованиях к усталостной прочности антифрикционного слоя применяют алюминиевый высо- кооловянистый сплав А020-1 (20% — олова, по 1% меди и никеля, 78% алюминия). Вкладыгпи подшипников дизелей, работающих с особо высокими нагрузками (например, КамАЗ), выполняют с ан­тифрикционным слоем из свинцовистой бронзы Бр.С-30 (30% свин­ца, 70% меди). Свинцовистая бронза сравнительно трудно прираба­тывается к поверхности шейки, плохо поглощает абразивные части­цы и подвержена коррозии («выпотевание» свинца) вследствие нали­чия кислотных соединений в масле. В связи с этим в моторное масло вводят специальные присадки, предохраняющие вкладыши от раз­рушения, а поверхность антифрикционного слоя покрывают тонкой пленкой (электролитическое осаждение) сплава свинца с оловом, свинца с индием или свинца с кадмием. Толщина покрытия 0,015...0,04 мм. В дизелях, работающих с высокими газовыми на­грузками и менее значительными инерционными, верхний вкладыш может быть выполнен с применением сплава АО 20-1, а нижний — из сплава ACM (например, двигатели ВТЗ). Алюминиевый сплав ACM (0,7% магния, 6% сурьмы, 93,3% алюминия) применяют в основном для вкладышей коренных подшипников тракторных дизелей.

161

Для большинства двигателей вкладыши коренных подшипников выполняют с <5=2,4...3 мм (автомобильные двигатели) и 5=4... S мм (тракторные двигатели). Диаметральные зазоры, отнесен­ные к диаметрам шеек: Д/</=0,0005...0,0007 в случае примене­ния высокооловянистых сплавов; A/d = 0,0007.. .0,001 для свинцовис­той бронзы. При использовании сплава ACM относительные зазо­ры в коренных подшипниках Агш/^ш,=0,012...0,015; А_шш/с1_шш= =0,001.-0,0012.

Осевой зазор, которому соответствует возможное перемещение шатуна вдоль шатунной шейки, не должен превышать 0,2...0,3 мм (см. рис. 6.1).

Шатунные болты подвергаются нагрузкам от силы предвари­тельной затяжки и сил инерции. Для повышения усталостной про­чности болтов зоны переходов в местах изменения его формы выполняются в виде галтелей (рис. 6.6, б, в) с возможно большим радиусом г=(0,15...0,5)*/ или двумя радиусами (г₂>г_г), поверхность их элементов шлифуется (полируется), а резьба выполняется с мел­ким шагом методом накатки.

Особое внимание при конструировании шатунных болтов уделя­ется устранению или сведению к минимуму их повторно-перемен­ного изгиба, имеющего место вследствие деформации головки в зо­не стыка.

Для этого используется следующий комплекс конструктивных мероприятий:

• увеличение жесткости кривошипной головки;

а б в г

Рис. 6.6. Конструкции шатунных болтов с головкой несимметричной формы с вер­тикальным срезом (а), с уменьшенными опорными поверхностями головок (6), со сферическими поверхностями контакта головки болта и его посадочного места в шатуне (в), с установочным элементом (г) .

162

• уменьшение опорных поверхностей головок болтов (см. рис. '•-6, б);

• использование самоустанавливающихся (сферических) поверх­ностей контакта головки болта и его посадочного места в шатуне (см. рис. 6.6, в);

• разгрузка зон с высокой концентрацией напряжений от изгиб- ной деформации путем создания в конструкции болта участка с по­вышенной податливостью (участок / на рис. 6.6, г).

От напряжения кручения, возникающего при затяжке, болт раз-

• ружается путем обратного поворота гайки на небольшой угол.

Шатунные болты кривошипных головок с прямым разъемом, как правило, имеют призонный поясок, фиксирующий положение крышки относительно шатуна (рис. 6.6, г).

Болты выполняются из хромистых и хромоникельмолибдено- иых сталей ЗОХ, 35Х, 40Х, 45Х, 40ХНМА штамповкой на холод- повысадочных автоматах с последующей накаткой резьбы и тер­мической обработкой (закалка и высокий отпуск). Чтобы предотв­ратить проворачивание болтов, их головки выполняют несиммет­ричной формы с вертикальным срезом (см. рис. 6.6, а, рис. 6.1), а в теле шатуна фрезеруют площадки или углубления с вертикаль­ным уступом (см. рис. 6.1). В ряде случаев в головке болта для этих целей предусматривают фиксирующий выступ (рис. 6.6, г). Гайки шатунных болтов самоконтрящиеся (обжатые по граням или, реже, но торцам).

2. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ШАТУНА НА ПРОЧНОСТЬ

Элементы шатунной группы работают в условиях переменных нагрузок, изменяющихся по величине в широких пределах в зависи­мости от режима работы двигателя.

Действующие в элементах шатуна напряжения достигают высо­ких значений, особенно при форсировании двигателей, при этом абсолютные значения максимальных напряжений могут прибли­жаться к пределу выносливости.

Расчет шатунной группы сводится к определению напряжений, деформаций и запасов прочности в ее элементях.

Поршневая головка шатуна нагружается циклической силой Ртя=Р_Г+Pju, где Pj„ — сила инерции поршневой группы, а также давлением р со стороны запрессованных в нее бронзовой втулки или норшневого пальца. В соответствии с таким характером действу­ющих нагрузок оценку напряженно-деформированного состояния верхней головки проводят по запасу прочности при повторно-пере­менном ее нагружении.

163

Напряжения в элементах головки от давления р не изменяются по времени при неизменном режиме работы двигателя и определя- ются на внешней &_а и внутренней о\ ее поверхностях по формулам Ламе:

2d² D²+d²

• для плавающего пальца а'=р , a'_i=p— •

D²—d ' ^F D²-d²

7 И² D²+d¹

• для защемленного пальца а'_а=р—~, а\=р———.

*>_r ^du.n D_T d_un

При расчете давления р при плавающем пальце определяют суммарный натяг в сопряжении А+А„ где А — натяг от запрессов- ки бронзовой втулки; A,=dAT(а_в—Ощ) — температурный натяг; А/= 100...120 °С — разность температур поршневой головки на рас- четном режиме и при «холодном» двигателе; а, и Ощ — коэффициен- ты линейного расширения соответственно материала втулки и ша- туна. Суммарный натяг (А+А,) может достигать значительной ве- личины (0,12...0,14 мм). Возникающее при этом удельное давление между втулкой и поршневой головкой равно:

• для плавающего пальца

Д+Д,

^Р~Г (Dt+d^HD²

L

• для защемленного пальца

ЫЕщ (£>г — ) (d²—

^Р К D²-d²_n

Здесь Е_ш и Е_ъ — модули упругости материала соответственно шату- на и втулки, МПа; р.=0,3 — коэффициент Пуассона.

Экстремальные значения силы Р_£п имеют место:

Лпм=Pjn = —т_пгсо²(1 + Х)10~⁶ при <р=0° при положении поршня в ВМТ в начале такта впуска (максимальная растягивающая сила);

P_tm_D=p_zF_a—m_IIr(o²(I + Х)10~⁶ при <р = 360° в ВМТ на такте рас­ширения (максимальная сжимающая сила).

Напряжения растяжения и сжатия в поршневой головке шатуна от сил P_mix и Ршп определяют на основании уравнений бруса малой кривизны, полученных при следующих допущениях:

• сила Р_т„ равномерно распределена по верхней полуокруж­ности головки радиусом r_cp=(D_r+d)/4 с интенсивностью р'_ш= =JW/(2»Vp) (рис. 6.7, а);

~d²)_+fi _| (.d²+D²)l(d²-d²)-^

⁺ е'_

164

а

в

г

Рис. 6.7. Распределение нагрузок в поршневой головке и эпюры напряжений на внешней и внутренней поверхностях:

• сила Р_тш распределена по нижней полуокружности радиусом Гер с интенсивностью р'_и=Pj^ cos а/пГср (рис. 6.7, в);

• в местах перехода головки шатуна в стержень (сечение А) предполагается заделка (рис. 6.7, а);

• головка условно рассекается по вертикальной оси симметрии, правая часть отбрасывается, а ее действие на оставшуюся часть заменяется изгибающим моментом М₀ и нормальной силой N₀. Величины изгибающих моментов М и нормальных сил N находятся для сечений II — II (см. рис. 6.7, б) в зависимости от угла (р. После определения М и N для данного сечения головки шатуна подсчиты­вают напряжения:

на наружном волокне

где а — длина поршневой головки (см. рис. 6.1); h=(D_r—d)/2 — толщина стенки головки. Коэффициент /£=0,8...0,85 учитывает, что часть действующих усилий воспринимается не материалом головки шатуна, а запрессованной в нее втулкой.

Как следует из анализа эпюр напряжений на внешней и внутрен­ней поверхностях головки, максимальная амплитуда напряжений за цикл нагружения имеет место в точке А на внешнем волокне в сече-

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

на внутреннем волокне

165

нии заделки при (р=(р_л (рис. 6.7, а, б). Для этого сечения момент и нормальная сила при действии на головку нагрузки Р_т„\

М_тах=00033% - 0,0297)+(0,572 - 0,0008%) х х (1 — cos %)—0,5(sin %—cos %)];

572 - 0,0008%) cos %+0,5(sin %-cos %)].

Аналогично, при нагружении головки силой Р^

= Р^ |^(3,3% - 297)10- ⁴+(0,572 - 0,0008%) х X (1 -соад)-^— --sm„,-—jj;

Г (0,572 - 0,0008_v,)cos ^siQ

Напряжения в расчетной точке А головки от действия сил Рта и Рщт равны соответственно

«/• 6»ср ⁺ * I f АТ- "1 ^

2JW_max(_miп)Т~“ 77“ЬлЛ^тад(тш) I -

А(2гср+А) Jah

Максимальное и минимальное напряжения цикла

Сти — (Trrnn О_а (7Хвпп^ш

Запас прочности подсчитывают после нахождения амплитудного и среднего напряжений цикла. Характерные величины запасов про­чности поршневых головок шатунов лежат в пределах 2,5...5,0. Работоспособность сопряжения поршневой палец — шатун оцени­вается также по предельной диаметральной деформации от дейст­вия силы Р_т„, не нарушающей нормальную работу узла. Оценоч­ным параметром является величина уменьшения поперечного диа­метра головки под действием силы Р_тах:

. Ртлх^^р (<Рз^—90)

^ EJ ’

где *4р — средний диаметр головки; J= ah³/12 — момент инерции площади сечения головки. Допустимая диаметральная деформация должна быть примерно в 2 раза меньше зазора между втулкой и пальцем, что соответствует отношению (AdL.,/d_T)<0.001...0.007.

166

Напряженное состояние стержня шатуна оценивают по мак­симальным значениям действующих напряжений и по запасам про­чности с учетом переменности нагружающей его силы S=(P_T+ + Pj)/cos p.

Максимальная сила (МН), сжимающая стержень шатуна, имеет место в ВМТ при q> = 360° (начало такта расширения):

Рсл=S; _ зет- =PzFu ~(т_и+/и_шср)гш² (1+Л) ■ 10"⁶,

где тщ.ср — часть массы шатуна, расположенная выше сечения Рц,. С достаточной для практики точностью можно принять т^+гпщ^к, ~mj.

Максимальная растягивающая сила (МН) соответствует ср = 0°: Р_Р.ш=5»>-о°= —/и_угш²(1+А)-10^_6.

Растягивающая сила максимальна при' положении поршня в ВМТ в начале такта впуска.

В сложившейся практике расчета стержня шатуна принято опре­делять условное суммарное напряжение, одновременно учитыва­ющее сжатие и продольный изгиб для среднего сечения стержня шатуна (см. рис. 6.1). Напряжение в стержне шатуна при про­дольном изгибе в плоскости качания с_л = — и в плоскости,

перпендикулярной плоскости качания, ст₂ = — KyP^JjF^. Коэффици­енты К_хкК_у= 1,10...1,15; соответственно напряжения, условно учи­тывающие продольный изгиб стержня шатуна, составляют 10... 15% суммарных напряжений и o_ain=o₁ = o₂-

Напряжение растяжения шатуна для среднего сечения <7_рлд= ⁼ Рр.шУ-^ср ⁼ Oman-

Значения =а₁=с₂ достигают 160...250 МПа. Запасы прочно­сти стержня шатуна лежат в пределах 2...2,5 для автомобильных двигателей и 2,5...3,0 для тракторных.

Расчет верхней головки и стержня шатуна проводится на режиме номинальной мощности по внешней скоростной характеристике.

Крышка кривошипной головки шатуна нагружается силами инер­ции поступательно движущихся и вращающихся масс (без учета массы самой крышки). Сила Р_ш (МН), деформирующая крышку, определяется на режиме п,_т„:

Рш, = - [щга}^г_хтт (1 + X) + (/Ищ,—/и_Ш1р)гй>²_т1И] ■ 10~ ^б,

где ^^«(О^.-.О^)/^ — масса крышки. Максимального значения сила Р_га достигает в ВМТ в начале такта впуска при <р=0°.

167

При расчете крышки предполагаются следующие допущения:

• головка и подшипниковые вкладыши деформируются совме­стно; при этом изгибающие моменты между вкладышем и крышкой распределяются пропорционально моментам инерции их попереч­ных сечений;

• стык полагается абсолютно недеформируемым;

• в месте перехода головки в стержень предполагается заделка. За расчетное принимается среднее сечение крышки, а за радиус

кривизны расчетной балки — половина расстояния между осями болтов С/2 (см. рис. 6.1). Конечная расчетная приближенная фор­мула (МПа) имеет следующий вид:

где /_Ш1р и /_Ш1 — моменты инерции сечений шатунной крышки и вкладыша; F_mxp и — площади поперечных сечений шатунной крышки и вкладыша; W—момент сопротивления изгибу расчет­ного сечения шатунной крышки. Напряжения о_жзг находятся в пре­делах 100...150 МПа.

Сила инерции Р_т, деформирующая крышку кривошипной голов­ки, нагружает переменными по времени усилиями и шатун­ные болты. На каждый болт действует часть этой силы P^_ai=P^Jh, где г_б — количество болтов, а также сила предварительной затяж-

Нарушение работоспособности болтов помимо действия основ­ной нагрузки может иметь место вследствие:

• недостаточной силы предварительной затяжки болтов, что сопровождается раскрытием стыка и образованием на его поверх­ностях наклепа;

• монтажной перетяжки болтов, сопровождающейся текучестью материала с дальнейшим ослаблением затяжки;

• напряжений изгиба, возникающих из-за недостаточной жест­кости кривошипной головки и непараллельности опорных поверх­ностей болта и гайки.

С учетом податливости элементов стыка головки дополнитель­ная циклическая нагрузка на болт уР'т ^гД^е X=К_Ш/(К_Ш+К_б) — коэф­фициент основной нагрузки резьбового соединения; К_б и — податливость соответственно болта и стягиваемых частей кри­вошипной головки. На основании статистических данных х⁼

Сила предварительной затяжки определяется из условия нераск­рытая стыка Рпр=т(\—х)Рт- Коэффициент запаса т принимают равным 2...2,5.

ки Рщ,.

=0,15...0,25.

168

Максимальная и минимальная силы, нагружающие болт, равны соответственно Р_т!*=Рщ, +Х^р™, Ршп = Р_щ,=т(1-х)Р1_ш-

Экстремальные напряжения в болте a_mtx=P_mtJF_op; <r_min = = Лшп/^ср, где Fop — площадь минимального сечения болта по резь­бовой части (см. рис. 6.6, г).

После определения амплитуды напряжения а„ и среднего значе­ния напряжения а_т вычисляется запас прочности шатунного болта. При этом принимается К_а/Е„=5...5,5. Запас прочности шатунных болтов должен быть не менее 2,0.