Расчет на прочность поршня и штока

Описание устройства и основные принципы работы паровозов, фотографии паровозов

Понятие о расчете поршневых колец

Для того, чтобы обычное прямоугольного сечения кольцо было достаточно упруго и прижималось к стенкам цилиндра с величиной удельного давления в 0,25-0,4 кг/см1 (выгоднейшее давление, потвержденное практикой), а также не испытывало чрезмерных напряжений на изгиб при надевании, толщина кольца (радиальный размер) должна быть:

11 = (32^3бГ 00°)

Эта формула справедлива для диаметров цилиндров в пределах 500 4- 800 мм. Ширина кольца может быть выбрана по формуле:

& = (1,0-5-1,2) Л (101)

1 Более подробно о расчете колец см. книгу «Паровоз «ФД», стр. 338-352. Заметим, что за последнее время получают большое распространение составные кольца, вообще не рассчитываемые на прочность.

и'лишь у старинных паровозов-компаунд, у поршней цилиндров низкого давления, коэфициент перед п достигал 1,5 и еще больших значений.

Расчет поршня

Напряжения, возникающие в теле фасонного («конического») диска поршня, подсчитать с достаточной степенью точности затруднительно, так как здесь-упругие деформации диска значительно искажаются наличием обода и ступицы, а также и переходных радиусов к ним. Однако ряд авторов: Пфлейдерер, Рейманн и Энслин, в особенности вторые два, составил формулы для подсчета толщины диска, дающие удовлетворительные результаты.

При составлении формул перечисленными авторами был сделан целый ряд допущений, не позволяющих рассматривать эти формулы как обоснованные теоретически. Формулы кроме того страдают некоторой громоздкостью; потому давно уже имеются попытки заменить их более простыми эмпирическими формулами.

Так например, для определения толщины диска поршня с достаточной степенью точности можно пользоваться видоизмененной следующей формулой (применяющейся при расчете поршней судовых машин), дающей удовлетворительные результаты для паровозных поршней диаметром 600-800 мм, и употребительным наклоном образующей конуса к горизонтали в 55-65°:

6 = 0,012 йч /дГ+2. (102)

' Здесь б- толщина диска (в см), образующие которого продолжены до оси штока, как это схематически показано на фиг. 330, й -диаметр цилиндра в см и рк-котловое давление пара в кг/см2. Толщина диска у обода:

(103)

2. Расчет на прочность поршня и штока

*,==;0,5.<». (103) Диаметр ступицы должен быть:

^ = (1,7^-1,9)^, (104)

где йшт-диаметр штока у основания (наибольший диаметр конической части).

Для подсчета напряжений в поршне Рейманн дает следующие формулы: а) напряжение на растяжение в сечении, перпендикулярном образующей конуса поршня:

(104')

Rz = _^L_ . ^=^< (ЗОО-т-350) кг./см2; (104')

2 • cos а Ь . двб) напряжение в ступице поршня: Rz = о,85 -рк -^а-^-^туп)--_ < (350ч_400) кг1СмК

а • Гступ ■ |1-( -1^- VI • sin а . COS о L \Гступ> Л

Здесь: а-угол наклона образующей конуса к горизонтали; а-длина ступицы в см; г-радиус цилиндра (поршня) в см;

Ь~~расстояние от оси штока до рассчитываемого сечения в см; Гступ-наружный радиус ступицы (наименьший) в см; гср-средний (внутренний) радиус сгупицы в см; дв -толщина диска в рассчитываемом сечении. Допускаемые напряжения в формулах (104') и (104") приведены нами применительно к оправдавшим себя на практике размерам элементов поршня.

В дополнение к этим данным приведем таблицу 13 главных размеров поршня составленную ARA1 для употребительных в США размеров цилиндров и для котлового давления в 16 атм, материал поршня-литая сталь с временным сопротивлением 4 200 кг/см2.

Обозначения даны на фиг. 331.

Таблица 13

Диаметр, цилин-

Диаметр сту-

Длина ступицы

Толщина диска возле

дра йц

пицы dcm

а

ступицы (5а

обода <53

585

172

127

32

25

610

172

127

32

25

635

172

127

32

25

660

178

127

32

25

690

178

127

32

25

710

190

140

36

9^

735 .

190

140

36

25

760

204

140

40'

25

790

204

140

40

2. Расчет на прочность поршня и штока
Фиг. 331.

Что касается плоских дисков поршня, то последние должны иметь несколько большую толщину:

*пл= " • <Ю5)

cos2 (90 -а)

где а-угол наклона образующей конуса диска.

Заметим, что приведенные напряжения сравнительно невелики и позволяют иметь не только прочный, но и жесткий поршневой диск, что очень важно для работы колец (отсутствие деформаций диска).

В заключение расчета поршня нужно указать, что необходимо проверить на смятие коническую поверхность соприкосновения ступицы поршня со штоком.

В этом чисто условном расчете принимают, что усилия пара вместе с усилием затяжки основной поршневой гайки (25%) стремятся надвинуть поршень на шток. Величиной сопротивляющейся поверхности является проекция F1 поверхности усеченного конуса на плоскость, перпендикулярную направлению давления пара, и проекция F2 на ту же плоскость бурта, который делается на штоке (для упора поршня):

nd2 1,25 ^Рк

Я.» = ' Л < 1400 кг/см2. (106)

При постройке паровоза поршень не доводят до упора в бурт штока на 2 мм. При эксплуатации паровоза поверхности обминаются, и поршень доводится (при ремонте) до упора в бурт.

Расчет штока

Поршневой шток работает на целый комплекс отдельных нагрузок. Шток то растягивается, то сжимается усилием пара, при чем в последнем случае нагружается и на продольный изгиб. Под собственным весом шток несколько изгибается. Шток, проходя через плотно охватывающие его уплотнительные кольца сальника, изнашивается. Последнее также должно быть учтено при расчете штока.

При самых грубых расчетах можно принять:

' (6,0+6,2)

(107)

при давлении пара до 14 атм иа ~ -йл- (Ю7')

шт~ (5,6 4-5,8) V ^

для давления пара 15-18 атм.

Диаметр контр-штока определяют по формуле:

4™^0,7С (108) Подсчитанный по этим формулам диаметр штока проверяется на растяжениеи сжатие обычным способом.

Учитывая, что штоки нагружаются на продольный изгиб и окончательный расчет должен быть произведен именно на этот наиболее невыгодный вид нагрузки, и также то, что нужно предусмотреть возможность ряда обточек штока при ремонте, напряжение на простое растяжнние и сжатие выбирают

К^7?,<6Э0 кг/см2. Применение легированных сталей позволяет увеличить это напряжение на 15-25% в зависимости от сорта стали. Заметим, что в США для штоков применяют несколько более мягкую сталь с временным сопротивлением 60 ООО фунтов на кв. дюйм (4 220 кг/см2), что примерно соответствует нашей ст.-З. Напряжения Яг = Яа в США берут не свыше 500 кг/см2.

Приняв /?, = кй - 600 кг/см2 и учтя износ в 12%, получаем, что в изношенном штоке напряжение поднимается до

Яг = Ял=-^-= 775 кг/см2.

а (1- 0,12)2 '

При расчете на разрыв и сжатие полых штоков можно принять для новых штоков:

# 2 = #й = (700 4- 720) кг/см2. На этом расчет отнюдь не заканчивается, так как в приведенных формулах не фигурирует вовсе длина штока.

Рассчитав шток на растяжение и сжатие, получив приблизительный диаметр его, проверяют его на продольный прогиб по формуле Эйлера или Тетмайера.

Для проверки считаем, что мы имеем балку со свободными конца-м и (второй случай нагружения по формуле Эйлера), так как хотя шток и заделан в поршень, но жесткого закрепления самого поршня относительно цилиндров и всего паровоза нет; поршень всегда имеет возможность вместе с заделанным в него концом штока несколько перекоситься в цилиндре. Другим концом колонны является центр крейцкопфного валика, а отнюдь не место закрепления штока во втулке крейцкопфа кулака, как это ошибочно часто полагают. Итак, расчетная длина штока i равна расстоянию от средины длины ступицы поршня до центра крейцкопфного валика.

Запас прочности п берется < (10-4-12) для новых штоков и должен быть

<С (7 4- 8) для изношенных.

Формула Эйлера дает надежные результаты только при расчете длинных штоков, у которых отношение («показатель устойчивости»):

- >(90-*-100),

где I - радиус инерции сечениядля сплошного штока:

у 64 яй'

и для полого:

4я(*4 =0,25 й

Огромное большинство наших паровозов как старых, так и новых мощных типов имеет отношение - в пределах 60-75, когда при продольном изгибеимеет место явление текучести материала, обусловливающее наличие остаточных деформаций. Такая «короткая» колонна не возвращается полностью в первоначальное положение, как это имеет место в «длинных» и потому упругих колоннах, рассчитываемых по формуле Эйлера.

Несмотря на некоторое несоответствие формулы Эйлера условиям работы и конфигурации паровозных штоков, все же этой формулой пользовались во всех соответствующих расчетах. Считаем сравнение между собой результатов расчетов многих паровозов необходимым; поэтому полагаем возможным условно пользоваться этой формулой и впредь; но, рассчитав шток по формуле Эйлера и получив нужные запасы прочности, шток необходимо дополнительно проверить на продольный изгиб по формуле Тетмайера1.

Здесь запас прочности получается значительно меньше, чем по формуле Эйлера. Достаточно надежная работа штока получается уже прип' = (4,5 4-5)

для новых штоков ип" = (3,6-5-4)

для изношенных.

После расчёта средней основной части штока рассчитывают бурты по концам у конических хвостовиков (желательно иметь бурт и со стороны крейцкопфа), намечают контуры хвостовиков, рассчитывают их на смятие (так же, как и ступицу у поршня).

Затем расчету подлежит внутренний диаметр нарезки гайки. Наружный диаметр нарезки берется на 1-2 мм меньше отверстия в поршне. Резьба берется (по ОСТ 272) первая или вторая («метрическая мелкая»).

Внутренний диаметр нарезки рассчитывается во-первых, на простое растяжение силой 1,25 Р (так как стержень нарезки растянут, силой пара на поршень- предполагается, что поршень отнюдь не заклинился на штоке, хотя это в действительности постоянно имеет место) и, во-вторых, затяжкой в 25%,. Напряжение на разрыв принимается

Яг <900 кг/см2.

Наиболее опасной частью штока является его хвостовик, расположенный^ втулке крейцкопфа (кулака). Для получения надежного соединения необходимо тщательно притереть хвостовик штока'к отверстию втулки. Это соединение является еще более ответственным, чем соединение поршня со штоком, так как сравнительно часто разнимается при ремонте; поэтому здесь и необходима высшая точность пригонки поверхностей, позволяющая рассчитывать на нажатие всей поверхностью конуса штока на в с ю поверхность гнезда.

Заметим, что для устранения необходимости частого разъема крейцкопфа и штока в мощных паровозах сер. «ФД» (серийных) и «ИС» сделан удлиненный шток,позволяющий выдвинуть поршень наружу цилиндра (вперед) без разъема штока с крейцкопфом. Такая конструкция этого узла позволила предусмотреть запрессовку штока в крейцкопф (усилием 55 т) и тем самым получить очень надежное соединение этих ответственнейших деталей движущего механизма.

Первым опасным местом хвостовика штока является сечение по отверстию для клина (см. фиг. 332, изображающую поршневой шток паровоза сер. «ФД»).

Расчет производится на разрыв по формуле:

Я2 =.-Р~<(900^-950) кг\см\ (109) где /х-площадь одного сегментовидного участка сечения штока.

1 См. напр. М. Нг Б е р л о в, Детали машин, ч. I, стр. 167.

Затем шток проверяется на срез клином по двум плоскостям (ширина поверхности равна 66 мм,-см. фиг. 332). Здесь:

Я5 = -- < (450+ 500) кг/см2, (ПО)

2 • /агде /2-площадь срезываемого материала по одной поверхности.

Наконец, совершенно необходимой является проверка работающей на смятие опорной полуцилиндрической поверхности под клин.

Напряжение предполагается равномерно распределенным по всей проекции полуцилиндрической поверхности на диаметр, т. е. на ширину щели для клина.

Яем = - < 1 600 кг/см2. (111)

Это напряжение, допускавшееся в наших старых паровозах, достаточно велико; американцы берут несколько меньшую величину /?сл,<! 1 300 кг/см2. Такое пониженное напряжение выбрано и для мощных паровозов.

Заметим, что наклонное расположение клина может явиться причиной задевания изношенного (далеко загнанного в крейцкопф) клина за палец передней сцепной оси, в особенности если последняя имеет боковое перемещение.

2. Расчет на прочность поршня и штока
Фиг. 332.

Проверка невозможности задевания клином пальца является обязательной. Данные о допускаемых напряжениях при расчете клина будут приведены вместе с данными о расчете крейцкопфа.

ГЛАВА VII

КРЕЙЦКОПФ[И ПАРАЛЛЕЛИ

⇐ | Конструкции поршня и штока || Конструкции паровозов || Крейцкопф | ⇒