книги из ГПНТБ / Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей

формации поверхности газового стыка втулки цилиндра от усилия затяжки шпилек.

Угол поворота 0 поверхности газового стыка под действием момента, возникающего от сил затяжки шпилек газового стыка, составляет (для указанных конструктивных параметров верхнего пояса втулки) величину «НО' (рис. 66). При таком угле поворота достаточно выполнять поверхности газового стыка втулки и крышки цилиндра параллель­ ными.

Надежность газового стыка определяется не только его кон­ струкцией, но и прочностью шпи-

деформации верхнего пояса втулки при затяжке стыка возникают изгиб шпилек, а следовательно, и дополнительные статические изгибные напряжения, определяемые по известной формуле [1]:

для стержня шпильки

менные изгибные напряжения, возникающие в результате угловой

107

деформации образующей втулки под дейстием переменного давле­ ния газа. Угловая деформация определяется по методике, из­ ложенной выше.

Всвязи с небольшими значениями переменных изгибных напряжений допустимо принимать их как растягивающие напря­ жения.

Дальнейший расчет усталостной прочности шпилек выпол­ няется по известной методике.

Всвязи с небольшими габаритными размерами верхнего пояса втулки цилиндра шпильки газового стыка выполняются соответ­ ственно небольшого сечения. Поэтому для обеспечения достаточно высокого уровня затяжки газового стыка приходится идти на

значительные напряжения в шпильках, равные 0,6—0,7 стх (где <7Т— предел текучести материала шпилек).

Вследствие высокого уровня напряжений в шпильках, необхо­ димо принимать меры по повышению их усталостной прочности. Наиболее эффективным методом является применение скруглен­ ного профиля во впадине резьбы, выполнение самой резьбы методом накатки, обкатка впадин резьбы.

Рекомендации по обеспечению надежности газового стыка втулки цилиндра подвесного типа

1. Для обеспечения достаточной жесткости верхнего пояса втулки рекомендуется придерживаться следующих его конструк­ тивных соотношений: высота Іі 0,18—0,2ПЦ; толщина Ь =

=0,15н-0,18ПЦ.

2.Прокладка' газового стыка должна быть стальной, тол­ щиной 1,4—2 мм с покрытием наружных поверхностей электро­ литической медью толщиной 30—50 мкм и с указанием требований по разнотолщинности.

3.На поверхностях газового стыка втулки и крышки цилиндра целесообразно выполнять кольцевые проточки треугольного про­ филя глубиной 0,3—0,6 мм, которые должны быть смещены одна относительно другой.

4.К поверхностям газового стыка втулки и крышки цилиндра необходимо предъявлять повышенные требования по неплоско­ стности (проверку производить по краске) с обеспечением замкну­ того контура.

5.Уровень затяжки шпилек газового стыка должны обеспе­ чивать сжимающие напряжения в прокладке, равные 1800— 2500 кгс/см2. Меньшие значения напряжений относятся к диаметру цилиндра 200 мм, большие значения —• к диаметру цилиндра

$г300 мм.

При частом расположении шпилек газового стыка напряжения

впрокладке могут приближаться к нижнему пределу.

6.Затяжка шпилек газового стыка должна производиться

регламентированным усилием. Поэтому целесообразно применять

108

КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ

В современных форсированных дизелях транспортного типа получила преимущественное распространение компоновка, при­ нятая ранее в автотракторных двигателях н характерная под­ весным расположением коленчатого вала. В значительной мере это обусловлено применением облегченных блоков комбинирован­ ной сварно-литой или сварно-штампованной конструкции, при которых остов не имеет фундаментной рамы и скрепляющих общих анкерных связей. Взамен прежнего выполнения опор в фундаментой раме со съемными верхними крышками и толсто­ стенными вкладышами при незамкнутых стыках собственно по­ стели в сварных блоках приняты подвесные опоры для вала в виде несущих крышек-подвесок с гарантированной затяжкой разъемов и тонкостенными вкладышами, установленными в постелях на посадке с заданным натягом.

Снижение металлоемкости блока при опирают вала на под­ вески под действием максимальных рабочих усилий приводит к значительным упругим деформациям опор под нагрузкой и непригодности распространенной схемы жестких опор. Колен­ чатые валы облегченных транспортных двигателей повышенной быстроходности при Ge = 5н-7 кг/л. с. и п — 700-^1000 об/мин

тренних полостей на торцовые поверхности щек существенно меняет геометрию места перекрытия и оказывает заметное влияние на распределение в нем напряжений и деформаций.

Важным составляющим элементом, обеспечивающим необхо­ димую плавность сопряжения щек и шеек, являются галтели, выполняемые одним или нескольким радиусами. Для исключения операции шлифовки галтели заглубляют относительно ци­ линдрической поверхности шеек и обрабатывают окончательно полировкой или накаткой. В ряде случаев галтели заглубляют в щеку для обеспечения повышенной плавности переходов увели­ ченными радиусами на наиболее нагруженных участках.

ПО

прочного чугуна, позволило повысить его сопротивление нагруз­ кам и обеспечить применение литых валов без заметного ухудше­ ния массогабаритных показателей форсированных тепловоз­ ных дизелей.

Характерные формы элементов коленчатых валов двигателей КТЗ — стальных кованых, чугунных литых с начальной и улуч­ шенной формами переходов — показаны соответственно на рис. 67

и 68, а, б.

ТЕРМОХИМИЧЕСКАЯ ОБРАБОТКА КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ

Поверхности шеек, щек и галтелей валов высокоиагруженных двигателей для повышения износостойкости и усталостной проч­ ности на КТЗ подвергают термохимической упрочняющей обра­ ботке— азотированию, которое пригодно как для стальных валов (из стали 38XH3BA), так и для валов из высокопрочного чугуна. Азотированием достигается высокая твердость поверхно­ стей трения шеек (HRC 40—45 после шлифовки со съемом до 0,3 мм на сторону при глубине оставшегося слоя 0,6—0,7 мм). Предел выносливости натурных стальных колен при этом повы­ шается на 30—3596, чугунных— на 20—25 96. Отрицательным свойством этого процесса является большая длительность, равная 80—90 ч для стальных и приблизительно 120 ч для чугунных валов, если процесс проходит соответственно в диапазонах темпе­ ратур 520—550 и 550—580° С.

Следствием длительной выдержки при повышенных темпе­ ратурах являются коробления различных видов вала после охла­ ждения. Полностью устранить искривление вала не удается даже его вращением в процессе азотирования, что связано, во-первых, со сложной формой вала, во-вторых, с особенностями поведения чугуна в нагретом состоянии при изгибе, когда в наиболее напря­ женных зонах галтелей попеременно создаются растяжения и сжатия (в течение каждого оборота) и появляются различия в ско­ рости протекания и накопления пластических деформаций разных знаков. Устранения искривления вала в настоящее время дости­ гают обычно горячей правкой, в процессе которой используют эффект ползучести от статического действия приложенного груза в определенном месте по длине вала и в заданной плоскости про­ гиба при выдержке при температуре 450—520° С в течение 3—5 ч.

Ввиду сложного характера протекания процесса ползучести правка является в известной мере нестабильной операцией, и для достижения допустимой величины искривления (0,2—0,3 мм при длине вала 3—4 м) ее приходится повторять в ряде случаев. 3—5 раз. Этот процесс неоднократного нагревания для чугунных валов может давать отрицательный эффект в виде вторичной графитизации: распада перлита на феррит и графит отжига, ко­

112

правок свыше пяти это снижение для высокопрочного чугуна достигает 20%. Кроме того, при правках происходит частичное перераспределение начальных остаточных напряжений в азоти­ рованном слое из-за пластических деформаций и образуется новая система внутренних напряжений в сечениях вала, которая может иметь высокие уровни и значительные зоны распространения при неравномерном нагреве пли относительной перегрузке вала. В этом случае возможно дополнительное разупрочнение вала н возникает опасность вторичных явлений в виде искривлений вала в условиях эксплуатации после определенного срока службы.

На КТЗ предполагается заменить горячую правку деформа­ цией вала при выборочном наклепе галтелей коренных шеек, исходя из величины биения шеек вала в горизонтальной плоскости при вращении вала в приспособлении на двух роликоподшипни­ ках [7].

КОНСТРУКТИВНЫЕ МЕРОПРИЯТИЯ ПО ПОВЫШЕНИЮ УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ

КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ

Развитие направлений и методов исследований, осуществле­ ние которых является необходимым для создания надежной кон­ струкции вала для работы в течение длительного срока службы,

валов подвесного типа, выполняемых с относительно тонкими щеками из-за стремления уменьшить расстояния между цилинд­ рами, главное значение приобретают изгибные нагрузки. Напря­ жения, создаваемые крутящим моментом, обычно большого зна­ чения для прочности вала не имеют, если только крутильные ко­ лебания не попадают в резонанс с возмущающими нагрузками. Избежать таких резонансов позволяет установка гасителей или антивибраторов крутильных колебаний.

Коленчатый вал был полноопорный, без противовесов, выпол­ нен из высокопрочного чугуна с шаровидным графитом ВЧ 50-1,5 с последующим азотированием (толщина слоя 0,6—0,7 мм, твер­ дость на шейках HRC 40).

Некоторая компенсация потери усталостной прочности ввиду пониженных усталостных характеристик валов из высокопрочного чугуна по сравнению со стальными валами была получена путем увеличения перекрытия шеек вследствие значительного повыше­ ния диаметра коренных шеек. Однако полученная конструкция литого вала из чугуна оказалась недостаточно удачной как с точки зрения прочности, так и с точки зрения соотношений жесткости элементов колена; запас прочности в галтели в месте сопряжения шатунной шейки с первой щекой оказался относительно невысо­ ким (я <: 1,3), что привело к появлению разрушений.

Поломки валов имели усталостный характер, трещины вызы­ вались переменными изгибными напряжениями и развивались от галтели в месте сопряжения шатунной шейки с первой щекой (со стороны антнвпбратора). В последующей стадии трещины имели две разновидности (рис. 69): по щеке (преимущественно) и по шейке (отдельные случаи).

Исследовательские работы по повышению запаса прочности вала велись в двух основных направлениях — снижение напря­ женности и повышение усталостной прочности кблен.

Поиск и разработка новых конструктивных форм колен про­

шатунной шейки (рис. 70). Для каждого колена определялись: распределение и величины изгибных напряжений по профилю и по окружности шатунной и коренной шеек, коэффициенты концен­ трации напряжений. Испытания показали, что более высокие напряжения имело колено с исходными профилем галтели и жесткостью щеки. При этом было установлено слабое влияние отверстия (в коренной шейке) на снижение напряжений в средней части шатунной галтели, с явно выраженным максимумом в пло­ скости колена. При утолщении и расширении щеки неравномер­ ность распределения напряжений и их величины стали заметно

ниже (рис. 71, а, б).

В условиях ограниченных размеров шейки по длине оказалось целесообразней применять галтель сложного профиля с поднутре­ нием в щеку (рис. 71, б). При увеличенном радиусе галтели на

114

I

0ХЛ7.

Рис. 70. Улучшенный вариант конструкции колена вала двигателя 16ДН 23/30

Рис. 71. Распределение напряжений от радиальной нагрузки ко­ лена в галтели шатунной шейки (по профилю и окружности) при конструкции колена:

а — начальной; б — улучш енной

шейке R ~ 12 мм и малом радиусе поднутрения в щеку г = 4 мм можно перенести зону наибольших напряжений в щеку и одно­ временно уменьшить их из-за эффекта сжатия щеки радиальными

При сложном профиле галтели очень важно задать на чертеже границы участков с разными радиусами и строго'контролировать инструмент и галтели по согласованным шаблонам (с базой по поверхности щеки и шейки) при изготовлении.

ИССЛЕДОВАНИЕ НАПРЯЖЕННОГО СОСТОЯНИЯ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА

Статические испытания колен отдельных моделей коленчатого вала позволяют получить величины и распределение напряжений внутри колена под действием известной нагрузки, но величины напряжений, возникающих в опасных сечениях вала в условиях работающего двигателя, остаются неизвестными. Эти напряжения определить расчетным путем по разрезной схеме с достаточной точностью невозможно, так как в такой схеме не учитывается связь колена с остальным валом, что существенным образом изменяет условия его нагружения. Поэтому для определения действитель­ ных переменных напряжений вала было проведено его тензометрирование на работающем двигателе. Напряжения определялись с помощью тензодатчиков сопротивления с измерительной базой 5 мм, наклеиваемых непосредственно на галтели шатунных шеек в наиболее напряженных точках. Места расположения тензо­ датчиков на профиле галтели были выбраны по результатам пред­ варительного статического теизометрнроваиия отдельных колен вала на испытательной машине (рис. 731.

116