Chainov_Ivashenko_Konstr_dvs / Чайнов Иващенко - Конструирование ДВС

использовались в практических рас четах. Основная погрешность в дан ном случае связана с допущением о плоском напряженно деформиро ванном состоянии стойки, что не предусматривает учета действую щей на нее моментной нагрузки.

Погрешность может быть умень шена дополнительным рассмотре нием задачи изгиба стойки и супер позиции мембранных и изгибных напряжений. Следует отметить, что уровень изгибных напряжений по сравнению с мембранными относи тельно невысок и составляет 10– 20 %. В качестве нагрузок принима ются сила давления газа и инерци онные силы, а также монтажные усилия от затяжки силовых шпилек и болтов. Более обоснованное опре деление горизонтальных и верти кальных усилий Rг и Rв, действую щих на стойки, получается при рас чете коленчатого вала по неразрез ной схеме.

На рис. 9.15 показаны вектор ные диаграммы усилий, соответст венно действующие на вторую и третью коренные опоры V образ ного 16 ти цилиндрового тепловоз

Рис. 9.16. Эпюры размахов циклических напря жений (МПа) на контуре третьей стойки блок картера V образного 16 ти цилиндрового тепло возного двигателя (в скобках даны эксперимен тальные значения)

ного двигателя. На рис. 9.16 даны эпюры максимальных размахов циклических напряжений (2 а) на контуре третьей стойки блок кар тера (в скобках даны эксперимен тальные значения) на режиме но минальной мощности при n = = 1000 мин 1. Как видно, мембран ные напряжения с учетом их пере

менного характера достигают за метных значений более 80 МПа на внутренних контурах стойки.

Применительно к чугунным туннельным блок картерам быстро ходных транспортных дизелей мак симальные значения главных на пряжений достигают в стойках 170 МПа, при этом различие с ре зультатами эксперимента составля ет порядка 12–15 %.

Наличие современных про граммных комплексов и вычисли тельной техники позволяет при рас чете напряженно деформированно го состояния корпусных деталей со временных двигателей, включая блок картеры, использовать трех мерные конечно элементные моде ли с большим числом элементов и степеней свободы, достигающим 150 тыс. и более. Эти модели можно отнести к моделям третьего уровня. При их реализации, естественно, следует использовать твердотельное моделирование с автоматическим построением конечно элементной сетки. Примером может служить приведенная выше (параграф 3.6) конечно элементная модель блок картера автомобильного дизеля, со держащая 100 тыс. тетраэдальных квадратичных конечных элементов при 40 тыс. узлов. Помимо расчета напряженно деформированного со стояния такую конечно элемент ную модель используют и для опре деления собственных частот коле баний корпуса, его массы, коорди нат центра тяжести, моментов инерции и других характеристик.

При расчете составных корпусов следует особое внимание уделять зонам контакта отдельных непод вижных элементов корпуса. Осо бенности решения контактных за дач, рассмотренные выше в гл. 4, 5, относятся также к корпусным дета лям.

Так как отношение толщины стенок блок картеров к их габарит ным размерам составляет ориенти ровочно 0,03–0,07, это позволяет использовать при создании трех мерных конечно элементных моде лей наряду с тетраэдальными и призматическими объемными ко нечными элементами также обо лочные конечные элементы. Адек ватность конечно элементной мо дели реальному блок картеру зави сит от принимаемых упрощений геометрии натурной детали, густо ты разбиения, а также локализации зон детали, в которых ожидаются высокие значения деформаций и напряжений. На рис. 9.17 показана конечно элементная модель блок картера тракторного дизеля.

При расчете столь сложных де талей, как блок картер, в ряде слу чаев успешно используют метод суперэлементов с разделением процесса решения на ряд этапов. Погрешность значений напряже ний, определяемых с помощью та ких моделей, оценивается в 10– 15 %. Сгущение сетки при расчете отдельно выделенной V образной секции корпуса позволило умень

Рис. 9.17. Конечно элементная модель блок картера тракторного дизеля

шить погрешность по напряжени ям до 5–10 %. При расчете напря женно деформированного состоя ния следует задать нагрузки и ус ловия закрепления блок картера. Из векторных диаграмм давлений на коренных опорах определяются усилия, прикладываемые к узло вым точкам коренных опор с рас пределением по окружности в сек торе 120 по закону косинуса. Си лы от давления газов, соответст вующие рz = 15 МПа, прикладыва ют в узловых точках вдоль оси ци линдра. Максимальное напряже ние в блок картере (рис. 9.17) со ставляет около 77 МПа и относит ся к верхней части межцилиндро вой перегородки (стойки). Макси мальные напряжения в районе ко ренных опор составляют около 66 МПа. Следует отметить, что приложение усилий от различного вида нагрузок (монтажных, газо вых, инерционных) является дос таточно сложной задачей.

При определении напряженно деформированного состояния блок картера МКЭ неизвестными величинами являются узловые пе ремещения, при этом важно пра вильно задать кинематические гра ничные условия. В частности, при реализации расчетной схемы (см. рис. 9.17) приняты равными нулю вертикальные перемещения четырех нижних угловых точек, а

также поперечное перемещение двух из них и продольное переме щение одной нижней угловой точ ки. Так как напряжения от сил дав ления газа и сил инерции перемен ны во времени, следует выполнить расчет на сопротивление усталости и определить коэффициент запаса по формуле (2.152).

9.4. Основы конструирования втулок (гильз) цилиндров двигателей жидкостного и воздушного охлаждения

Поверхность блока цилиндров используется в качестве рабочей только при небольшом диаметре цилиндра, в том числе в некото рых автомобильных и тракторных двигателях. Во многих двигателях различного типа с жидкостным ох лаждением рабочий цилиндр вы полняется в виде "мокрой" втулки, омываемой с наружной стороны охлаждающей жидкостью, либо в виде "сухой" гильзы, устанавливае мой по всей длине цилиндра или в верхней его части, в которой на блюдается максимальное изнаши вание (рис. 9.18).

Втулка, называемая иногда так же гильзой, занимает среди тепло напряженных деталей двигателя особое положение как по выпол няемым функциям, так и по предъ являемым к ней требованиям. Обес

печение одной лишь прочности втулки, несмотря на всю важность этого требования, недостаточно для длительной и надежной работы дви гателя. Сохранение правильной формы втулки, обеспечение изно состойкости ее рабочей поверхно сти, а также кавитационно корро зионной стойкости охлаждаемой поверхности при надежном уплот нении газового стыка и стыков по лости охлаждения является опреде ляющим условием надежной экс плуатации двигателя в пределах за данного ресурса.

"Сухие" гильзы толщиной 2– 4 мм (рис. 9.18, в, г) запрессовы вают или устанавливают с неболь шим зазором (0,01–0,04 мм). Не большая толщина сухих гильз способствует при их применении экономии качественных материа лов, однако дополнительное тер мическое сопротивление контакт ной поверхности между гильзой и блоком ухудшает теплоотвод от цилиндра в охлаждающую жид кость. Вследствие этого в форси рованных двигателях, как прави ло, применяют "мокрые" гильзы втулки, которые обеспечивают лучшую теплопередачу и легко могут быть заменены при их по вреждении. Кроме этого, при их применении упрощается отливка блока цилиндров. Однако жест кость блока уменьшается и допол нительно появляется возможность для развития кавитационных яв лений в полости охлаждения, что связано с повышенной вибрацией мокрых втулок. Заметим, что ка витационным повреждениям под вержены втулки практически всех типов двигателей и именно этими повреждениями зачастую опреде ляется их ресурс.

В зависимости от способа уста новки в блоке цилиндров можно

выделить втулки, опирающиеся буртом на верхнюю плиту блока, и так называемые подвесные втулки, соединенные с крышкой цилиндра относительно тонкими шпильками и образующими с по следней комплект, закрепляемый в корпусе двигателя основными силовыми шпильками.

Первый вид втулок наиболее рас пространен и нашел применение в двигателях практически всех типов. Конструкция втулки должна обеспе чить, с одной стороны, невысокий уровень деформаций и напряжений от монтажных усилий и нагрузки от давления газа, а с другой – умерен ный уровень температур и темпера турных напряжений.

Охлаждение является одним из наиболее важных вопросов, кото рый приходится решать при проек тировании втулок, особенно при высоком уровне форсирования по среднему эффективному давлению ре. В форсированных высокооборот ных двигателях специального на значения иногда применяют тонко стенные стальные гильзы. Относи тельно невысокая жесткость – одна из причин повышенного изнашива ния тонкостенных гильз и их склон ности к кавитационным разруше ниям. Поэтому ресурс таких втулок (гильз) невелик, но соответствует заданному ресурсу двигателей ука занного класса.

Во всех случаях охлаждению под лежит верхняя часть втулки, сопри касающаяся с горячими газами. Эф фективное охлаждение достигается с помощью сверлений, по которым охлаждающая жидкость близко под водится к горячей поверхности втул ки без существенного снижения ее прочности. Сверленые втулки на шли применение, прежде всего, в крупных судовых дизелях при фор сировании по среднему эффектив

Рис. 9.19. Втулка с отверстиями для интенси фикации охлаждения

ному давлению (рис. 9.19). В двига телях с небольшим диаметром ци линдра применение системы сверле ний с малыми проходными сечения ми нерационально.

9.4.1. Анализ конструкции втулок (гильз) цилиндров. Материалы втулок (гильз) цилиндров

Взависимости от назначения и типа двигателя конструкции втулок цилиндров имеют ряд особенностей.

Вавтомобильных и тракторных двигателях применяют мокрые гиль зы с верхним опорным буртом, по лученные литьем из чугуна (см. рис. 9.18, а, б и 9.20, а). Опорная площадь фланца, ограниченная диаметрами

D1 и D2, составляет 8–15 % площади поршня. При этом давление от сил затяжки шпилек, крепящих головку

цилиндра к блоку, по кольцу (D2–D1) не должно превышать 380–420 МПа для чугунных и 140–180 МПа для алюминиевых блоков. С увеличени

ем разности D2–D1, повышается на пряжение изгиба в верхнем поясе. Высота фланца составляет 7–10 % диаметра цилиндра D.

Для повышения герметичности газового стыка на фланце втулки вы полняют кольцевой буртик шириной 2–5 мм, выступающий над плоско стью блока не более чем до 0,15 мм в зависимости от типа уплотняющей прокладки и диаметра цилиндра. Среднее контактное давление в зоне стыка составляет 14,5–20,0 МПа. Однако основное усилие приходится на зону выступающего буртика, где контактное давление достигает 145– 200 МПа и обычно неравномерно распределено по окружности. По следнее искажает форму рабочей по верхности цилиндра, отрицательно влияет на работоспособность цилин дропоршневой группы и увеличива ет расход смазочного масла.

В некоторых двигателях с прину дительным воспламенением, в кото рых усилия, действующие на гильзу, относительно невелики, опорный фланец иногда располагают значи тельно смещенным от верхней плос кости блока (рис. 9.20, б, в). При

Рис. 9.20. Способы опирания гильзы цилиндра в блоке:

а – верхним опорным поясом; б, в – ниж ним опорным поясом

этом уменьшается температура верх ней части гильзы и соответственно поршневых колец.

Для правильного расположения в блоке и сохранения формы при ра боте гильзу центрируют по двум на правляющим поясам, при этом диа метр верхнего пояса должен быть несколько большим по сравнению с нижним. В последнем для обеспече ния свободного удлинения гильзы при работе предусматривается зазор 0,05–0,13 мм при свободной посад ке. Уплотнение полости охлаждения специальными резиновыми кольца ми выполняют обычно лишь по нижнему направляющему поясу. Круглые или прямоугольные в сече нии кольца из тепло , масло и водо стойкой резины закладываются в ка навки на наружной поверхности нижнего пояса. Обычно устанавли вают два (рис. 9.20, б) или три (см. рис. 9.18, а, б) кольца. В послед нем случае прямоугольное верхнее кольцо увеличенной высоты, разжи маясь в результате сжатия при мон таже втулки (гильзы) в блоке, пре пятствует изнашиванию и кавита ции в области нижнего уплотняю щего пояса.

В процессе работы при пере кладках поршня возникает высоко частотная вибрация стенок гильзы, интенсифицирующая кавитацион ные явления на охлаждаемой по верхности. Для уменьшения интен сивности кавитации, приводящей к разрушению стенок цилиндров, не обходимо выполнить следующее: уменьшить зазоры между поршнем и гильзой; провести специальное профилирование юбки поршня; применить замкнутую систему ох лаждения; повысить стойкость по верхностей путем их химико терми ческой обработки; увеличить про ходные сечения охлаждающей по лости, а также использовать эмуль

сионные присадки и, наконец, по высить жесткость гильзы и допол нительно ограничить ее перемеще ние в поперечном направлении. Жесткость можно увеличить приме нением упрочняющих ребер на на ружной поверхности гильзы, так как увеличение толщины стенки повышает тепловую напряжен ность. Для предотвращения этого при форсировании двигателей по среднему эффективному давлению ре и частоте вращения n увеличива ют интенсивность теплоотдачи в ох лаждающую жидкость с помощью улучшения гидродинамики потоков в зарубашечном пространстве.

Распространенная продольно диагональная схема (рис. 9.21, а) омывания имеет ряд недостатков, выражающихся в снижении интен сивности теплоотдачи в верхней наиболее нагретой части гильзы, большой неравномерности темпе ратурного поля гильзы и опасности возникновения объемного кипения в застойных зонах. На рис. 9.21, б показана схема с верхним подво

Рис. 9.21. Схемы охлаждения гильз цилиндров:

а – продольно диагональная; б – с попереч ным обтеканием

дом охлаждающей жидкости и по перечным обтеканием, исследован ная в НАТИ. Основное отличие предложенной схемы заключается в наличии кольцевой щели с ради альной шириной (0,03–0,04)D, ко торая является верхней частью по лости охлаждения. Данная схема обеспечивает допустимый уровень температуры в гильзе (150–160 С) при литровой мощности порядка 22,5 кВт/л, а также более равно мерное распределение температуры по длине и периметру гильзы.

Втулки форсированных тепловоз ных и среднеоборотных двигателей

характеризуются высокой тепловой и механической напряженностью. Сказанное об автомобильных и тракторных конструкциях остается справедливым, но еще большее зна чение приобретают интенсифика ция охлаждения и повышение изно состойкости рабочей поверхности цилиндров. На рис. 9.22, а пред ставлена втулка подвесного типа

образуется внутренними поверхно стями стенок блока и наружной по верхностью самой втулки. В этом случае дорогостоящий блок подвер жен коррозии, снижающей в 1,8–2 раза его сопротивление усталости, что является недостатком подобной конструкции. На рис. 9.22, б приве дена втулка с рубашкой четырех тактного двигателя. При этом в от личие от прежних утяжеленных конструкций, в которых втулка и рубашка выполнены литыми, как одно целое, в настоящее время рас пространены облегченные конст рукции с надетой на втулку тонко стенной рубашкой. Оба варианта втулок (рис. 9.22, а, б) относятся к конструкциям подвесного типа, разработанным Коломенским заво дом. Важным преимуществом под весных втулок является разгрузка их от действия сил затяжки основных шпилек, крепящих крышку цилин

дра к корпусу двигателя, что облег чает получение правильной геомет рической формы зеркала цилиндра. Этому способствуют лучшие воз можности для проверки и уменьше ние деформации зеркала цилиндра при сборке втулки, так как сборка втулки с крышкой осуществляется вне двигателя.

Однако имеются и недостатки, ко торые связаны с организацией движе ния охлаждающей жидкости в крыш ку цилиндра через верхний пояс и уп лотнением разъемного соединения втулки с крышкой. На рис. 9.23, а, б показаны способы перетока охлаж дающей жидкости. В более усовер шенствованном варианте (рис. 9.23, б) предусматривают установку вту лочки 6, выполненной с наружной стороны из стекловолокнита и имеющей фланец, под которым расположена паронитовая про кладка 5, обеспечивающая тепло изоляцию фланца от втулки цилин дра 3. Последнее обеспечило хоро шие условия работы уплотнительной резиновой прокладки 2 на фланце втулочки 6. Наиболее нагруженной частью подвесных втулок являются зоны резьбовых отверстий под шпильки крепления втулки к крыш ке цилиндра, в которых действие со

Рис. 9.23. Конструкция для перепуска охлаж дающей жидкости из подвесной втулки:

а – исходный вариант; б – усовершенство ванный вариант; 1 – текстолитовая втулоч ка; 2 – резиновая прокладка; 3 – втулка ци линдра; 4 – стекловолокнит; 5 – паронито вая прокладка; 6 – стальная втулка

средоточенных статических и пере менных рабочих нагрузок сочетается с концентрацией напряжений. Для эффективного снижения статиче ских напряжений в верхнем поясе используют фиксирующие клеевые составы, исключающие отворачива ние шпилек при длительной работе и устраняющие необходимость сто порения шпильки. При проектиро вании подвесных втулок (на основа нии опыта Коломенского завода) ре комендуются следующие соотноше ния для размеров верхнего пояса: высота h = (0,18–0,20)D; толщина b = (0,14–0,18)D.

Во всех случаях важно обеспе чить работоспособность трущихся пар: тронк поршня–втулка цилинд ра и втулка–поршневые кольца. Для обеспечения необходимого слоя, удерживающего смазку, по верхность втулки цилиндра после чистовой механической обработки подвергают фосфатированию, в ре зультате которого на рабочей по верхности создается микрорельеф. Углубления между выступами уча стками фосфидной эвтектики явля ются местами скопления масла, по ступающего на трущиеся поверхно сти поршня. Наряду с этим широко применяется покрытие пористым хромом, существенно уменьшаю щее износ рабочей поверхности втулки в 2,5–4 раза.

Втулки цилиндров современных форсированных судовых двухтактных МОД характеризуются высоким уровнем тепловых и механических напряжений. При этом наряду с вы соконапряженным верхним поясом, в котором действуют максималь ные давления и высокие тепловые нагрузки, у втулок двухтактных дви гателей с петлевой продувкой на пряженной является также зона вы пускных окон (перемычки между вы пускными окнами). На рис. 9.24 по

Рис. 9.24. Втулка цилиндра судового малообо ротного двигателя

казана втулка цилиндра судового МОД типа 6ДКРН 74/160.

Судовые МОД характеризуются повышенным сроком службы, при этом большое внимание уделяется смазке цилиндра. В двухтактном двигателе отсутствуют периоды цикла, в течение которых на стен ках могла бы образоваться масля ная пленка при умеренных давле нии и температуре. Наличие отра жательных устройств и сальников на штоке поршня исключает дос туп картерного масла, поэтому сма зывание цилиндра осуществляется маслом, подаваемым лубрикатора ми к нескольким точкам (от 8 до 10), равномерно размещенным по периметру втулки. Места располо жения пояса точек по высоте могут быть различными, однако следует избегать зон с высокой температу рой стенки. На рис. 9.25 показана усовершенствованная схема подачи масла в цилиндр двигателей МАN.

Рис. 9.25. Устройство подвода смазочного мас ла в цилиндр двигателей типа MAN

В табл. 9.6 приведены относи тельные размеры втулок цилиндров судовых СОД и МОД.

9.6. Относительные размеры втулок цилиндров судовых СОД и МОД

Втулки МОД имеют достаточно большую толщину стенки. С увели чением уровня форсирования су щественно повышаются температу ра и температурные напряжения, достигающие наибольшего значе ния в верхнем поясе втулки. Для уменьшения тепловой напряжен ности именно во втулках МОД ста ли широко применять специальные каналы, просверленные во фланце

Рис. 9.26. Конструкция втулок цилиндров дви гателей фирмы Зульцер:

1 – втулка цилиндра; 2 – блок; 3 – крышка цилиндра

втулки под углом к оси цилиндра и обеспечивающие проход охлаж дающей жидкости вблизи к внут ренней поверхности втулки без значительного снижения ее проч ности (см. рис. 9.19).

На рис. 9.26 показаны усовер шенствованные конструкции вту лок цилиндра двигателей Зульцер. Стрелкой показано движение охла ждающей жидкости. Переход к кон струкции с отверстиями (рис. 9.26, в) позволил повысить толщину стен ки и отказаться от бандажного кольца (рис. 9.26, а, б), которое ра нее устанавливали для снижения напряжений от давления газов в верхнем поясе втулки.

Особенностью конструкции ци линдров двигателей воздушного ох лаждения является наличие ребер, увеличивающих охлаждаемую воз духом наружную поверхность. Ци линдры могут быть как несущими газовую нагрузку с закрепленной на верхней его части головкой и нижним опорным фланцем, с по мощью которого цилиндр крепится к картеру, так и свободными от растягивающих осевых усилий. В последнем весьма распространен ном на практике случае цилиндр зажимается между головкой и кар тером длинными силовыми шпиль ками, которые воспринимают воз

никающие при работе двигателя осевые усилия.

Главная задача при разработке конструкции цилиндра двигателя воздушного охлаждения заключа ется в обеспечении эффективно сти охлаждения с приемлемым уровнем температуры при допус тимых затратах мощности на ох лаждение.

Кроме того, важное значение имеет обеспечение достаточно равномерного температурного поля цилиндра, что в случае воз душного охлаждения более труд но выполнимо по сравнению с жидкостным охлаждением. От меченные трудности возрастают по мере увеличения диаметра цилиндра D и при значениях D > > 140–150 мм становятся трудно преодолимыми.

На рис. 9.27 и 9.28 показаны ци линдры тракторных дизелей воз

Рис. 9.27. Цилиндр дизеля воздушного охлаж дения