CC BY
162
ТЕХНОЛОГИЯ МАШИНОСТРОЕНИЯ
УДК 621.81 В. А. Плотников, Ю. Ф. Глазков, В. В. Акимочкин РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ШАТУНОВ ПОРШНЕВЫХ МАШИН
Экспертная группа, в состав которой входили авторы настоящей публикации, в период 2000 -2005 гг. проводили техническую экспертизу поршневых компрессоров, эксплуатируемых на предприятиях химической промышленности г. Кемерово. В большинстве рассмотренных случаев срок службы компрессора истек, и для его дальнейшей эксплуатации требовалось определить техническое состояние и остаточный ресурс основных элементов машины. Анализ эксплуатационной и ремонтной документации показал, что значительная доля отказов происходит из-за износа или усталостного разрушения деталей шатунно-поршневой группы, в частности, шатунов. Поэтому, оценка прочности и остаточного ресурса шатунов является непременным условием при решении вопроса о продлении срока эксплуатации компрессора. Необходимость выполнения прочностных расчетов возникала и по другим причинам, например, при обнаружении дефектов и повреждений в теле шатуна или при эксплуатации компрессора на режимах, отличающихся от паспортных. В настоящей работе обобщены результаты расчетов статической и циклической прочности шатунов поршневых компрессоров.
Шатуны современных поршневых машин (двигателей, компрессоров, насосов и др.) работают в условиях больших нагрузок, скоростей и температур. Они являются сложными по конструкции ответственными элементами, от прочности которых зависит безопасность и надежность всей машины. По этой причине к шатунам предъявляются высокие требования, особенно с точки зрения прочности и долговечности. В свою очередь, разработка шатунов совершенной конструкции и определение их эксплуатационных возможностей предполагает использование достаточно точных методов расчета на прочность. Обзор литературы показал, что до настоящего времени такие методы расчета шатунов не разработаны. Существующие методы [1, 2], основанные на классическом сопромате, не позволяют достичь требуемой точности. Во-первых, сложную геометрическую форму шатуна трудно представить в виде комбинации прямых и криволинейных стержней, не прибегая к значительному упрощению расчетной схемы. Во-вторых, головки шатуна, представляют собой статически неопределимые системы, к которым не применим принцип суперпозиции при
определении напряженного состояния.
Для обеспечения надежной работы подшипников кривошипно-шатунного механизма и снижения величины циклических напряжений, разъемные и неразъемные соединения в головках шатуна должны находиться в предварительно напряженном состоянии [3]. Это достигается тем, что шатунные болты кривошипных головок подвергаются значительной затяжке, а посадка втулок в крейцкопфные (поршневые) головки производится с гарантированным натягом. Напряжения затяжки шатунных болтов, как правило, составляют 60...80% от предела текучести материала болта, а запрессовка втулок в головки производится с натягом, обеспечивающим контактное давление величиной 40.60 МПа. Поэтому после сборки шатуна в головках возникают весьма высокие монтажные напряжения. Расчеты показали, что эти напряжения по абсолютной величине в разы, а в отдельных случаях на порядок превышают напряжения от рабочих воздействий. Опыт эксплуатации поршневых компрессоров подтверждает это. Пластическое удлинение и разрыв шатунных болтов наблюдались в компрессорах, эксплуатируемых в различных производствах. Поэтому, пренебрежение монтажными напряжениями, которое имеет место в существующих методах расчета шатуна [1, 2], нельзя признать обоснованным, особенно при оценке статической прочности его деталей. В рабочих условиях к монтажным напряжениям добавляются переменные напряжения от рабочих воздействий. Результирующие напряжения нельзя определять путем алгебраического суммирования монтажных напряжений и напряжений, обусловленных воздействием рабочих сил.
В настоящее время для расчета на прочность деталей сложной геометрической формы широко используется метод конечных элементов (МКЭ). Разработаны пакеты прикладных программ (ALGOR; ANSYS; NASTRAN и др.), которые позволяют выполнять расчеты на прочность деталей любой сложности при различных воздействиях. Однако возникают определенные сложности применения данного метода для расчета деталей, у которых при сборке создаются монтажные напряжения. Сложности заключаются в том, что до сих пор в МКЭ решение контактных задач представляет собой одну из самых труднореализуемых процедур по причине неопределенности условия
Технология машиностроения
S9
контактирования деталей и чрезвычайно большого объема необходимых вычислений. Нами предлагается упрощенный метод расчета на прочность предварительно напряженных деталей, в основу которого положен расчет статически неопределимых резьбовых соединений [3].
Анализ информации по вопросам прочности шатунов и многочисленные расчеты, выполненные экспертной группой, показали, что самыми нагруженными частями шатуна являются его головки. При этом напряженное состояние головок шатуна незначительно отличается от плоского, а все опасные точки расположены на его контуре (наружном и внутреннем), лежащем в плоскости качания. Главные напряжения, вектор которых направлен по касательной к контуру детали, принято именовать контурными, а главные напряжения, вектор которых направлен по нормали к контуру, - радиальными. Третьи главные напряжения ориентированы перпендикулярно плоскости качания шатуна. Их величина незначительна и в расчетах ими пренебрегают. В соответствии с предлагаемым методом, контурные (стк) и радиальные (ог) напряжения вычисляются МКЭ для всех опасных точек в трех элементарных состояниях шатуна: 1) в монтажном состоянии; 2) при воздействии максимальной сжимающей силы; 3) при воздействии максимальном растягивающей силы. Эксплуатационные напряжения при совместном воздействии монтажных и рабочих сил:
ного давления можно записать:
стkэ ст1т + X - CTkp; стkэ ст1т + X -
(1)
° Гэ ° гм + X ' О гр ’ Огэ Огм + X ' О гс
В (1) второй нижний индекс указывает состояние шатуна: «э» - эксплуатационное; «м» -монтажное; «р» - при воздействии максимальной растягивающей силы; «с» - при воздействии наибольшей по величине сжимающей силы. Верхний индекс показывает, какому воздействию соответствует эксплуатационное напряжение: «+» - при воздействии максимальной растягивающей силы; «-» - наибольшей сжимающей силы.
Для определения коэффициента распределения внешней нагрузки МКЭ рассчитывают деформации деталей шатуна от единичных сил, приложенных соответственно рабочим нагрузкам:
л
Х= л ~ , (2)
л+ + л_
где Л- и Л+ - суммарная податливость от единичной силы сжатых и растянутых деталей силового контура деталей силового контура .
При вычислении напряжений от рабочих сил полагают, что на внутренней поверхности головок рабочие нагрузки распределяются равномерно при растяжении шатуна и по косинусоидальному закону при сжатии шатуна [4]. Из условия статической эквивалентности расчетной силы, воспринимаемой шатуном, и равнодействующей контакт-
qр = Fp/(D6 ■в);qc =■
4Fc
_ - СОХ{у) (3)
П' Ов ' В
В формуле (3) : qр, qс - контактное давление на внутренней поверхности шатуна (в расточке) при растяжении и сжатии соответственно; Fр, Fс -экстремальная величина, соответственно, растягивающей, и сжимающей силы; у - угол между осью шатуна и расчетным сечением (-90° < у < 90о); Ов -внутренний диаметр отверстия головки шатуна; В - ширина головки.
Для оценки прочности шатуна вычисляют максимальные значения приведенных напряжений Оэквтсх) и максимальную амплитуду (Оа.тсх) переменных напряжений по формулам:
Оэкв. тех = МАХ У°2 + _Ок -°у }; (4)
о —о
^ W6.max ^ эк6.шт .
2
а
k.max
— а
k.mln
(5)
2
Эквивалентные напряжения и амплитуды вычисляют для всех опасных точек шатуна. Из полученных результатов выбирают большие по величине. Индексы «max» и «min» в формуле (5) указывают на то, что для каждой расчетной точки вычисляются максимальные и минимальные значения главных и приведенных напряжений. Максимальную амплитуду переменных напряжений определяют в той точке, где размах, какого либо из напряжений, максимальный. Далее вычисляют коэффициенты запаса статической (пс) и циклической (nCT) прочности шатуна по известным формулам:
nc = °T / ® экв / max ; (6)
<J_
1
k • гг
^ a-мах
(7)
* вО ) + фО * О С
где ко, £о , во, фо - коэффициенты, соответственно учитывающие концентрацию напряжений, масштабный фактор, состояние поверхности и влияние постоянного напряжения на предел выносливости детали; Ос - среднее напряжение цикла; От , О_1 - предел текучести и предел выносливости конструкционного материала шатуна.
Вычисленные коэффициенты запаса прочности сравнивают с нормативными значениями данных коэффициентов, которые принимаются равными: [Пс] = 1,5...2; [пст] = 1,3.. .1,8.
По максимальной амплитуде переменных напряжений можно определить предельное число циклов нагружения шатуна и его остаточный ресурс. Для этого можно воспользоваться методи-
CTa.max max
2
кой, изложенной в «нормах» [5].
Описанная выше методика была применена для оценки статической, циклической прочности и ресурса шатунов различных поршневых компрессоров. Результаты расчетов показали хорошее соответствие с данными, полученными при обследовании шатунов на наличие повреждений методами визуального и измерительного контроля. Для всех шатунов, у которых небыли обнаружены дефекты усталостного происхождения или остаточные деформации, расчеты показали сверхнормативные
запасы прочности по циклическим и статическим нагрузкам. Если на поверхности шатуна обнаруживались трещины усталости, то они располагались в зонах, которые по расчету характеризовались как проблемные. Данная методика также позволила выявить наиболее напряженные места шатунов, определить предельные рабочие нагрузки. Кроме этого удалось обосновать величину требуемого усилия затяжки шатунных болтов и распорного монтажного усилия для клинового механизма неразъемных головок.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Расчеты основных узлов компрессоров. Сборник методических указаний. Под общей редакцией Житомирского М. Б. Пензенский компрессорный завод.- Саратов: ЦБТИ, 1965. - 96 с.
2. Видякин Ю. А., Доброклонский Е. Б., Кондратьева Т. Ф. Оппозитные компрессоры. - 2-е, пере-раб. и доп. - Л.: Машиностроение. 1979. - 279 с.
3. Биргер И. А., Иосилевич Г.Б. Резьбовые и фланцевые соединения. - М.: Машиностроение, 1990, -408 с.
4. Биргер И. А., Шорр Б. Ф., Иосилевич Г. Б. Расчет на прочность деталей машин: Справочник, 3е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1979.
5. Нормы расчета на прочность оборудования и трубопроводов атомных энергетических установок (ПНАЭ Г-7-002-86) / Госатомэнергонадзор СССР. - М.: Энергоатомиздат, 1989. - 525 с. - (Правила и нормы в атомной энергетике).
□ Авторы статьи:
Плотников Вячеслав Алексеевич
- канд.техн. наук, доц. каф. прикладной механики
УДК 621.9.
Глазков Юрий Федорович ■ канд.техн. наук, доц. каф. сопротивления материалов
Б.И. Коган, А.В. Джигирей
Акимочкин Вячеслав Васильевич
- эксперт
ПРОИЗВОДСТВЕННЫЕ ИСПЫТАНИЯ НОВОЙ СМАЗЫВАЮЩЕ-ОХЛАЖДАЮЩЕЙ ЖИДКОСТИ (СОЖ) ПРИ ШЛИФОВАНИИ ЭЛЕМЕНТОВ ПОДШИПНИКОВ
Для шлифования стали ШХ15 в основном применяются два типа СОЖ: водные и масляные.
Водные СОЖ дешевле и более широко распространены, чем масляные. Большая удельная теплоемкость и лучшая теплопроводность воды позволяют водным СОЖ быстрее отводить теплоту. Водные СОЖ: Аквол-2, Аквол-6, Аквол-10М -рекомендуется применять при шлифовании деталей машин для улучшения качественных и экономических показателей процесса обработки. Оптимальная концентрация водных СОЖ зависит от физико-механических свойств обрабатываемого
материала, выбранной операции, режимов обработки и колеблется от 1 до 10/%.
Масляные СОЖ дольше сохраняют остроту режущих кромок абразивных зерен. Они обладают высокими смазывающими, смачивающими и проникающими свойствами. Масляные СОЖ хорошо защищают рабочую поверхность от схватывания с обрабатываемым материалом. Уменьшение сил резания и тепловыделений при применении масляных СОЖ способствуют снижению остаточных напряжений. Использование масляных СОЖ при глубинном и профильном шлифовании позволяет
Результаты проведенных испытаний
NN п/п Тип СОЖ Достигнутая шероховатость , Яа Наличие прижогов, % Стойкость шлифовального круга (период между правками), мин Стоимость 1т концентрата СОЖ, тыс. руб.
1 Применяемая 3-4,5%NaNO2 10%Na2CO3 1,25 10-15 10-12 29,460
2 Новая СОЖ 1,25 НЕТ 18-25 35,0
