книги из ГПНТБ / Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей

ПРОЧНОСТЬ ВЕРХНЕГО ПОЯСА И ГЕРМЕТИЧНОСТЬ ГАЗОВОГО СТЫКА

ВТУЛКИ ЦИЛИНДРА ПОДВЕСНОГО ТИПА

Для втулок цилиндра подвесного типа характерны особенности, заключающиеся, в приложении к верхнему торцу втулки цилин­ дра сосредоточенных усилий от затяжки шпилек, замыкающих газовый стык; в относительной свободе для упругих перемещений верхней части втулки при действии как давления газов, так и тепловых деформаций, которые ограничиваются здесь только силовой радиальной связью с днищем крышки через уплотни­ тельную прокладку.

Возможный тепловой натяг, возникающий в верхнем посадоч­ ном поясе между втулкой и блоком цилиндров в рабочем состоянии узла (из-за более высокого нагрева верха втулки), имеет, как показывает опыт эксплуатации, временный характер из-за после­ дующего износа деталей соединения. Таким образом, большую часть времени втулка работает без скрепляющего действия блока по верхнему поясу, сохраняя силовую связь лишь непосредственно

скрышкой цилиндра.

Вэтих условиях приобретает особое значение обеспечение прочности втулки в ее верхней части от суммарного действия максимальных статических напряжений от затяжки собственных шпилек комплекта, рабочих температурных напряжений в замкну­ той системе (втулка—крышка) от неравномерного нагрева и циклических напряжений от переменного давления газов.

Существенное влияние на герметичность газового стыка могут оказывать радиальные сдвигающие усилия, приложенные к уплотнительной прокладке, из-за разных силовых и тепловых деформаций втулки и днища цилиндровой крышки.

При неполной замкнутости стыка под действием радиальных усилий в зависимости от конструкции разъема, начальной затяжки комплекта и ряда других факторов наблюдаются поверхностные повреждения прокладки и местный прорыв горячих газов с после­ дующим прогаром стыка (рис. 59, а, б). Аналогичное нарушение герметичности газового стыка отмечается рядом исследователей и в конструкции втулок с закрепленным буртом при моноблочном выполнении крышки (головки) цилиндров автотракторных дви­ гателей.

Экспериментальные исследования втулок дизелей ДН 23/30 позволили установить, что при сборке втулки с крышкой и за­ тяжке шпилек газового стыка в элементах верхнего пояса возни­ кают осевые и радиальные напряжения, распределение которых по периметру втулки неравномерно. При этом максимальные напряжения действуют в месте установки шпилек газового стыка.

Установленная неравномерность распределения, имеющая циклический характер с периодом-, равным шагу шпилек, вызвана сосредоточенным действием усилий от шпилек при затяжке.

Рис. 59. Прогар газового стыка дизеля 6 4 Н 30/38:

а — вту л ка цилиндра; б — п р о кл адк а газоиого стыка

98

Это существенно осложняет расчетное определение возникающих монтажных напряжений и деформаций в верхнем бурте втулки подвесного типа ввиду непригодности для нее осесимметричной

в верхнем поясе втулки, накладываются дополнительные напря­

ности создаваемых распорных усилий в соединении (между гнездом и шпилькой) эти напряжения носят явно выраженный локальный характер и имеют максимум в непосредственной близости к резь­ бовым отверстиям.

В настоящее время более точное определение суммарных монтажных напряжений в верхнем поясе втулок подвесного типа возможно только экспериментальным путем с использованием метода электротензометрирования. Для ускорения проверки соз­ даваемой конструкции исследования проводят сначала на спе­ циальных металлических моделях втулки, а затем на натурных первых экземплярах втулок (после изготовления опытной пар­ тии).

Статические напряжения от монтажных усилий в верхнем поясе втулок подвесного типа достигают относительно высоких уровней и являются фактором, который должен учитываться при расчетах на прочность от рабочих нагрузок ввиду значитель­ ного понижения показателей выносливости чугуна при наличии средних растягивающих напряжений (в опасном сечении). При этом надо иметь в виду, что задача ограничения монтажных напряжений, как показывает опыт, носит комплексный характер и может успешно решаться лишь при одновременном правильном задании параметров затяжки газового стыка и при последующем практическом их обеспечении (по уровню и равномерности) в про­ цессе обслуживания в условиях эксплуатации двигателей.

Определенным резервом снижения начальной напряженности в зоне резьбовых отверстий является отказ от стопорения шпилек во втулке заданным моментом при ввертывании (т. е. осевым распором) и переход на применение специальных фиксирующих клеевых составов типа Loctite, исключающих отворачивание при длительной работе. При этом распорные усилия и напряжения в верхнем бурте втулки от вворачивания шпилек могут быть уменьшены в 2,5—3 раза.

Для определения напряжений от рабочих нагрузок во втулке подвесной конструкции существующие расчетные схемы, разра­ ботанные применительно к втулкам цилиндра с опиранием на плиту блока, непосредственно не могут быть применены. В этом случае необходимо введение граничных условий для верхнего

торца втулки цилиндра, которые должны быть найдены из рас­ смотрения совместной работы втулки с крышкой цилиндра.

В предлагаемой расчетной схеме, разработанной на КТЗ (рис. 60, а, б, в), с достаточной полнотой учитываются конструк­ тивные особенности втулки и ее упругая связь с крышкой ци­ линдров. Исходная форма верхнего пояса заменяется системой упругих колец (элементы II—III) и цилиндрических оболочек постоянной толщины (элементы IV—VIII),- поэтому для их расчета соответственно использовались формулы расчета колец и теория тонких оболочек вращения.

Вследствие значительной конструктивной сложности крышки цилиндров (наличие полостей охлаждения, клапанных и форсуноч­ ного каналов) определить точно упругие перемещения нижней плиты в месте стыка не представляется возможным. Так как нзгибная жесткость крышки цилиндров значительна, то для упрощения решения влиянием ее изгиба на радиальное усилие в стыке при действии рабочих нагрузок можно пренебречь. При этом условии крышку цилиндров заменяют в схеме круглой пластиной I постоянной толщины, величину которой, как показали последние исследования в МВТУ им. Баумана, допустимо принять равной толщине днища крышки цилиндра.

Учитывая конструктивное исполнение газового стыка (наличие относительно узкой прокладки, предварительную затяжку стыка), принимаем, что в месте соединения втулки с крышкой цилиндра изгибающий момент равен нулю, а упругая связь соединяемых деталей приводит только к появлению радиальных сил. В других условных разрезах втулки действуют изгибающие моменты и поперечные силы; осевые силы взаимодействия здесь отсутствуют. Последний (VIII) участок цилиндрической оболочки принимается бесконечно длинным.

В качестве граничных условий для упругих элементов схемы приняты условия равенства усилий, моментов, радиальных пере­ мещений и поворота сечений в местах условных разрезов. Расчет выполнялся с использованием ЭЦВМ «Минск-22».

Для проверки расчетной схемы выполнен контрольный расчет верхнего пояса модели втулки цилиндров от действия сил давления газов при положении поршня в в. м. т. Сопоставление расчетных результатов с экспериментальными, приведенными на рис. 61, а, б, показало достаточно хорошее совпадение (с расхождением около 10%).

Расчет температурных напряжений проводился по данным термометрированмя втулки и крышки цилиндров на работающем двигателе 12 ДН 23/30. Согласно сделанным предположениям относительно крышки в расчете учитывается ее средняя темпе­ ратура Т 0 (см. рис. 60, а, б), определяющая величину тепловых радиальных перемещений в месте соединения со втулкой. Осевой и радиальный перепады температур по внутренней (Т в) и наруж­ ной (Т„) поверхности втулки в пределах каждого упругого эле-

100

Рис. 60. Построение рас­ четной схемы втулки:

система расчетных уп р у гих

справа —эпю ра средней тем ­

8)

101'

мента принимаются линейными (см. рис. 60, б), что хорошо согла­ суется с данными термометрирования.

Из анализа результатов решения (рис. 62) следует, что в месте газового стыка возникает распорное для втулки радиальное усилие, в связи с тем что днище крышки цилиндра имеет более высокую температуру, чем втулка. В результате повышаются

Рнс. 61. Эпюры напряжений на поверхностях модели втулки:

окружные растягивающие напряжения на внешней поверхности втулки и снижаются сжимающие напряжения внутри. Действие осевого перепада температур на напряженность втулки про­ является меньше, однако при этом повышается уровень растяги­ вающих меридиональных напряжений в районе резкого изменения

жесткости.

Расчетные значения усилий в стыке позволяют выявить условия работы прокладки при обеспечении равенства упругих радиальных перемещений втулки и крышки под действием рабочих нагрузок.

Для обеспечения достаточного сцепления с прокладкой на поверхностях газового стыка втулки и крышки выполняют спе­ циальные небольшие канавки (обычно треугольного профиля),

102

увеличить, так как контактное давление уменьшается по мере удаления от шпильки за счет упругих деформаций пояса втулки.

2. Направление бокового давления поршня (рис. 63, а) относи тельно размещения выпускного тракта двигателя. На стороне

Если в конструкции втулки цилиндра подвесного типа пре­ дусматривается переток воды из втулки в крышку цилиндра через торцовую поверхность втулки, то для уплотнения уста­ навливают резиновые прокладки, на деформацию которых затра­ чивается часть усилия затяжки шпилек Тпр.

104

В процессе исследований было установлено, что величина усилия Гпр зависит от коэффициента трения между резиновой прокладкой и опорными поверхностями втулки и крышки ци­ линдра. Так, если при сборке комплекта втулка—крышка ци­ линдра резиновые прокладки смазать маслом, то для деформации прокладки на ту же величину необходимое усилие уменьшается на 20—40%. Поэтому целесообразно экспериментальным путем

шпильки; Еш—площадь сечения стержня шпильки.

Таким образом усилие, действующее на газовый стык, во время работы двигателя определяется по формуле

^rc = п {Т3 ЕТШ) аТпр,

где п — количество шпилек газового стыка;

а— количество прокладок (если они есть), уплотняющих отверстия для перетекания воды.

При неблагоприятном сочетании направления выпуска и бокового давления поршня, т. е. при их противоположной ориен­ тации, изгибающий момент бокового усилия поршня N (см. рис. 63, а) стремится раскрыть газовый стык. Зная зависимость

105

N = / (ос0) и хода поршня S ~ f (а0), можно найти максимальный изгибающий момент в процессе расширения:

М = NS.

Напряжение на стыке от изгибающего момента по формуле И. А. Биргера [1 ]

аи —

где у — расстояние от центральной оси стыка до . наиболее удаленной его точки;

J ix — момент инерции площади газового стыка относи­ тельно оси X — X (см. рис. 63, б);

Величина момента зависит также от жесткости втулки и зазора между втулкой и блоком. Представив втулку цилиндра в виде балки с заделкой (рис. 63, б) п допуская, что втулка цилиндра имеет постоянную жесткость по длине, находим прогиб ее под действием бокового усилия

b — расстояние от места приложения максимального значения боковой силы до нижнего опорного пояса блока.

Вели прогиб превышает радиальный зазор, то можно прибли­ женно определить усилие, а следовательно, и момент, действующий на стык; принимая прогиб равным радиальному зазору: / = А.

Тогда коэффициент запаса плотности газового стыка

к _Ост_

Учитывая неточности изготовления деталей соединения, неиз­ бежное обмятие микронеровностей в процессе работы двигателя, следует считать приемлемой величину запаса плотности стыка

k= 2,5-н4.

Вотдельных случаях при пониженной жесткости верхнего

пояса втулки и высоких значениях Рг повышение надежности газового стыка может быть получено заданием небольшого конуса

с углом Ѳо поверхности газового стыка втулки цилиндра с вер­ шиной на продольной оси втулки (рис. 65); направление обра­ зующей конуса выбирается противоположным направлению де-*

* Авторское свидетельство № 173538 кл. 46 с. I, 4. — «Бюллетень изобре­ тений и товарных знаков», 1965, № 15.

106