книги из ГПНТБ / Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей

С показом вида всех расчетных сечении контура собственно под­ вески и прилегающей части блока даны на рис. 114 и 115. Наклон­ ное положение внешнего вектора нагрузки отвечает здесь макси­ мальному его значению по векторной диаграмме действия сил на коренной подшипник в Ѵ-образном двигателе (перенос и прн-

ставление эпюр моментов при 1-м

и 2 -м положениях внешней нагрузки показывает, что определяю­ щим видом нагружения по уровню изгибающего момента для стыко­ вых сечений подшипника и контура собственно крышки являются силы инерции, растягивающие стержень шатуна. Видно существен­ ное перераспределение моментов по длине контура, вызванное

различия жесткостей и считать их постоянными по сечениям головки (по схеме Р. С. Кинасошвили), величины изгибающих моментов в стыковом и среднем сечениях становятся практически

S I?

c b 0 _Ь

/«

Puc. 115. Вид эффективных сечений, построенных в теле подвески и опоры коренного подшипника:

1 — Х І Ѵ — номера расчетных сечении

Рис. 116. Эпюры внутренних усилий:

178

сопротивления изгибу составляющих участков несущего контура при действии приложенной нагрузки. Изменение ординат эпюрыМ при переходе на схему постоянной жесткости составляет (по разными сечениям) от 1,5 до 2,5 раз.

Эпюра М при 2-м положении нагрузки на расчетном контуре от сил сжатия в стержне шатуна показывает, что значительные изгибные воздействия возникают лишь в районах, прилегающих к стержню, и достаточно быстро убывают по мере удаления от мест

Рис. 117. Эпюры внутренних усилий:

сечений заделок, оказывая на остальной контур и, в частности, на стыки относительно небольшое влияние. К аналогичным выво­ дам о характере распределения и уровне приводит сопоставление эпюр растягивающих сил N в контуре, полученных последова­ тельно от действия н агрузки, отвечающей 1-му и 2 -му положениям внешнего вектора.

Для второго узла вид эпюры М (рис. 117, а) показывает, что распространенная схема расчета подвески (как двухопорной балки) по среднему сечению в данном случае совершенно непри­ годна. В среднем сечении подвески при наклоне вектора нагрузки к вертикали (оси симметрии) в пределах 22—30° изгибающий момент имеет почти нулевое значение. В то же время в наклонных сечениях в районах сопряжения средней части контура с плоско­ стями опорных площадок под болты (в местах радиусных пере­ ходов) ординаты эпюры М достигают наибольших значений. При возможном попеременном направлении в разные стороны внешнего вектора в Ѵ-образных двигателях моменты будут иметь в этих сечениях разные знаки, дополнительно увеличивая размах переменных напряжений в наиболее опасных угловых переходах подвески.

Эпюра N для коренного узла (рис. 117, б) указывает на отно­ сительно равномерное растяжение всего контура подвески, вклю­ чая прилегающие части остова подшипника.

Наблюдаемые отдельные случаи поломок подвесок с разви­ тием усталостных трещин в районе болтов подтверждают практи­ ческую важность введенных уточнений в расчетный метод и воз­ можность своевременного определения действительных запасов прочности в ответственных коренных узлах современных дизелей.

Расчет посадки тонкостенных вкладышей и анализ основных причин потери натяга

Для задания требуемой посадки тонкостенных вкладышей в отверстие постели при гарантированной силовой замкнутости стыков, прочности и жесткости несущего контура подшипника успешно используется разработанный ранее расчет основных составляющих натяга, определяемых исходной геометрией вкла­ дышей, точностью изготовления постели, упругими деформациями под нагрузкой и температурными изменениями сопряженных деталей соединения при переходе в рабочее состояние. Важность учета влияний перечисленных факторов на натяг при посадке тонкостенных вкладышей в подшипниках двигателей была пока­ зана в работе Э. Роемера [47].

Методика расчета натягов вкладышей была опубликована после опытной ее проверки на дизелях КТЗ [33, 35]. Она нашла применение на других предприятиях отрасли, а также в компрессоростроении [12]. Накопленный опыт ее использования и обобще­ ние расчетных результатов на выполненных подшипниках, про­ веренных в длительной эксплуатации, позволяет в большинстве случаев в стадии проектирования ограничиться расчетом натягов по более простой схеме с введением дополнительных поправок на особенности конструкции выполняемого узла.

Предлагаемый приближенный расчет в качестве отправной позиции принимает состояние вкладыша в приспособлении-калибре (рис. 118, б) под контрольной нагрузкой, определяемой по основ­ ной формуле методики

6 ( 1 - F k) ( ° o- 0 ( ö cb- 0 Г і в ’

где b u t — расчетная ширина и толщина вкладыша; t — tK +

tK и t3— средние толщины основы (корпуса) вкладыша и слоя заливки; Ек и Е3— модули упругости материала корпуса и за­ ливки; FK и F3— площади радиального сечения корпуса и за­ ливки; — коэффициент Пуассона материала корпуса вкла­ дыша; FB— площадь стыкового сечения вкладышей; W 1в — момент сопротивления, определяемый по моменту инерции стыко­

180

вого сечения относительно собственной центральной оси (про­ ходящей через центр тяжести параллельно образующей наружной поверхности) и расстоянию от центральной оси до наружной поверхности или до внешней кромки сечения; D 0— номинальный диаметр постели; DCB— наибольший диаметр вкладыша в сво­ бодном состоянии (заданный нижний предел плюс допуск на изго­ товление).

Полученная при этой контрольной нагрузке на стыке упругая осадка вкладыша (скрытый натяг), во-первых, устраняет различие вкладышей в заданной партии по диаметру в свободном состоянии благодаря достижению ими всеми одного диаметра (D0) в резуль-

Рис. 118. Схема приспособлений:

тате полного прилегания к постели калибра (без запаса на после­ дующие отклонения в узле) и, во-вторых, в значительной мере снижает влияние на основной замеряемый натяг абсолютных размеров узлов (в определенном диапазоне диаметров). Приняв далее состояние полного прилегания вкладыша к постели калибра исходным для отсчета натяга, можно показать на основе статистики результатов выполненных расчетов высокую стабильность полу­ чаемых при этом значений для верхнего предела основного натяга

Для наиболее распространенного и взятого за базовое сочетания стальной (или чугунной) постели и стальной основы вкладышей при допусках на изготовление постели по 2 -му классу точности эта величина верхнего относительного натяга для шатунного и коренного подшипниковых узлов разных двигателей КТЗ находится в узких границах: (0,55—0,65)-10“4.

На графике рис. 119 отдельные точки показывают значения верхнего предела относительного натяга тонкостенных вклады­ шей в конкретных узлах дизелей, находящихся в серийном про­ изводстве и проверенных в эксплуатации, Выделенная заштри-

151

ховаппая полоса ограничивает поле разброса значений, средняя линия которого отвечает средней достоверной величине интервала,

150 до 300 мм, можно определить искомые пределы натяга для

с номинальным диаметром постели (при изготовлении по инстру­ ментальным допускам) при нагрузке на стыке, равной усилию Q0, определяемому по формуле (39) с учетом средних размеров вкла­ дышей и максимально возможного (по допуску) их свободного диаметра в серии.

Общий геометрический натяг вкладышей равен сумме натяга

Соответственно пределы технологического натяга при замерах в приспособлении (см. рис. 118, а) при шлифовке на каждом стыке

182

При использовании для постели или основы вкладыша разных материалов с заметно неодинаковыми коэффициентами линейного расширения в приведенный расчет натягов должна вводиться температурная поправка, определяемая по формуле

где а 0 и ав — коэффициенты линейного расширения материала постели и основы вкладышей; Дг% и AtB— средние приращения температур для постели и вкладышей при переходе узла в рабочее состояние:

Под температурами постели t0p и вкладыша tBp следует по­ нимать усредненные по окружности контура постели и соответ­ ственно вкладышей отдельные значения температур, замеренные в заданных точках в рабочем состоянии подшипника. Начальная

.температура подшипника при сборке обычно принимается tni, =

==18° С.

Вотличие от других составляющих натяга (33] величина может иметь как положительные, так и отрицательные значения,

дышей со стальным корпусом (основой). Это требует заметного увеличения задаваемого натяга в начальном состоянии подшипника и при прямом суммировании с найденной выше величиной натя­ гов приводит к недопустимо высоким напряжениям сжатия в сече­ ниях вкладышей и усилиям для посадки их в постели при сборке подшипника и затяжке болтового соединения. В таких узлах требуется уменьшение доли натяга на компенсацию предельных отклонений по заданным допускам в серии, т. е. величины Х6 [3 3 ] при расчете посадки путем перехода со 2 -го на 1-й класс точности расточки постели. Это позволяет снизить на 20—25% исходный максимальный натяг \(івтах) базовой посадки (при сочетании сталь—сталь), найденный по приведенной статистической зависи­ мости, и дополнить его затем для перехода к сочетанию алюмини­ евый сплав — сталь собственной температурной добавкой по формуле (44). В некоторых случаях при использовании алюминие­ вых сплавов для опорных узлов подшипников (постели), в част­ ности для встроенных редукторов судовых дизелей, оказалось целесообразным по опыту КТЗ заменить первоначально выбранное сочетание алюминиевый сплав—сталь сочетанием алюминиевый сплав—бронза переходом на основу тонкостенных вкладышей, выполняемую из бронзы Бр.ОЦС5.5.5, и существенно уменьшить (более чем в 1,5 раза) необходимую величину температурной составляющей натяга .

183

В случае применения вкладышей с бронзовой основой в сталь­ ной и чугунной постели величина kt становится отрицательной и уменьшает при суммировании исходный базовый натяг для соединения сталь—сталь примерно вдвое из-за образования дополнительного теплового натяга в сочетании сталь—бронза в рабочих условиях (при нагреве). Однако практически, учитывая определенное время работы узла в непрогретом состоянии, когда натяг низок и возможен наклеп сопряженных поверхностей (пуск и работа на холостом Ходу), из найденных пределов для базового сочетания (гвгаах и /вга1п) следует вычитать не всю вели­ чину Х(, а ее долю, равную 0,7 %t. Небольшой дополнительный тепловой натяг только вследствие некоторого превышения сред­ ней температуры вкладышей над средней температурой постели при одинаковых материалах корпуса вкладыша и постели (напри­

Толщина тонкостенных вкладышей,с учетом условий сохране­ ния их собственной жесткости и необходимости ограничения усилий при их посадке в постели должна быть связана с диа­ метром вкладыша и строго регламентирована при проектировании. Наиболее удобным параметром оценки служит относительная толщина вкладыша, приведенная к диаметру постели. По имею­ щимся опытным данным эта величина имеет оптимальное зна­ чение в узких пределах t/D0 = (2,5-^2,0)10“ 2 в диапазоне диа­ метров постели 150—300 мм с постепенным сдвиганием относи­ тельных толщин от верхнего уровня при меньших значениях

изменяется в этом диапазоне диаметров от 4 до 6 мм. При этом важным условием сохранения их формы и размеров после опре­ деленного времени работы в подшипнике как биметаллической конструкции с возникновением температурных напряжений при нагреве (из-за разных коэффициентов расширения) является обеспечение соотношения толщин стальной основы и антифрик­ ционного слоя (бронзы, алюминиевого сплава) вкладыша. Это соотношение толщин должно удовлетворять ограничительному

требованию >> 5, особенно важному для очень нагруженных

вкладышей.

Заданные, таким образом, уровни натягов тонкостенных вкла­ дышей по упрощенным зависимостям, вытекающим из опыта применения уточненной методики расчета посадки [33], позво­ ляют обеспечить для каждого вкладыша во всех узлах необхо­ димый натяг с определенным запасом и гарантируют тем самым полное прилегание вкладыша к постели подшипника, необхо­ димое для сохранения его работоспособности.

Положительные результаты применения уточненной методики расчета натяга посадки вкладыша [33] в коренных и шатунных

184

подшипниках тепловозных и судовых форсированных дизелей позволяют рекомендовать ее к использованию в полном или в упрощенном варианте, в зависимости от стадии конструктор­ ской разработки и особенностей выполнения разъемного узла.

Расчетный натяг уменьшается по мере работы двигателя и поэтому его сохранение в подшипнике на заданный срок ста­ новится важной задачей в условиях дальнейшего роста мото­ ресурса двигателей. При действии переменных рабочих усилий и температуры в узле натяг вкладышей уменьшается, наиболее интенсивно это происходит в начальный период. Сопоставление замеренных натягов вкладышей до и после сборки и обкаточных испытаний двигателя показывает их относительное снижение в пределах 7—20%, зависящее от исходной чистоты обработки поверхностей прилегания и принятой технологии изготовления. Причиной начальных потерь натяга являются главным образом пластические обмятия на площадках взаимного контакта поверх­ ностей между вкладышами и постелью и на стыковых плоскостях самих вкладышей в условиях фактических давлений посадки

всобранном узле и приложенных рабочих нагрузок. Снижение

вначальный период натяга до 15% следует считать допустимым явлением, которое учтено в методике уточненного расчета посадки

взаимодействия деталей в узле следует иметь чистоту обработки постели не ниже 7-го класса и вкладышей по наружной поверх­ ности и по стыкам — не ниже 8 -го класса при одновременном обеспечении высокой точности формы отверстия постели и прямо­ линейности образующей наружной цилиндрической поверхности вкладышей в свободном состоянии (до постановки в подшипник).

В дальнейшем по мере работы подшипника наблюдается пере­ ход от относительно короткой начальной стадии интенсивного падения натяга ко второй длительной стадии его постепенного снижения, имеющей характер медленно идущих процессов со стабилизированным или спадающим в этот период темпом проте­ кания. Основными из действующих здесь процессов являются: взаимный износ и фретинг-коррозия контактных поверхностей от попеременных сдвигов-скольжений в соединении вкладыш— постель при циклических рабочих нагрузках, релаксация напря­ жений во вкладышах от посадки при наибольших рабочих темпе­ ратурах подшипника, нарастание упругопластического взаимо­ действия слоев собственно вкладыша как биметаллической полосы в условиях начальной напряженности и повторно-переменного нагрева при несвободном расширении. Последним двум явлениям посвящен ряд работ, имеющих в основном отношение к вкладышам автотракторных двигателей,, однако первые из указанных про­ цессов и вся проблема в целом применительно к размерам и техно­ логии вкладышей транспортных форсированных дизелей требуют дальнейшего изучения и углубленных исследований [30].

185

Расчет силового замыкания разъемов подшипника, параметров затяжки и прочности болтовых соединений

В достижении общей надежности разъемных подшипниковых узлов важное значение имеют обоснованное задание усилия затяжки стыков и выбор способа его получения при сборке, так как от этого зависит обеспечение совместной работы несущей постели под нагрузкой и сохранение достаточных запасов проч­ ности в болтовых соединениях.

Исходным условием для определения усилия затяжки является гарантированная взаимная неподвижность сопряженных поверх­ ностей стыка, создающая аналог его поведения с целым сечением в упругом теле. Это условие означает превышение с определенным запасом сжимающих (замыкающих) напряжений от затяжки по всей площади стыка над растягивающими (размыкающими) напря­ жениями от действия рабочих нагрузок.

К недостатку применяемой методики расчета затяжки для рассматриваемых разъемных узлов относится прежде всего отсут­ ствие силового анализа самих Стыков — как сечений, принадле­ жащих замкнутому упругому контуру, несущему заданную наг­ рузку. Вследствие упрощенного подхода из трех внутренних силовых факторов, действующих в стыковых сечениях контура: изгибающего момента Мст и двух составляющих сил — нормаль­ ной Ѵст и касательной Нст— в общепринятых расчетах затяжки стыков крышки учитывается лишь одна нормальная составляю­ щая, взятая в условиях симметрии нагрузки, как половина внеш­ него вектора [1, 5, 12].

В разработанной на КТЗ уточненной методике из построенного силового расчета контура узла, принимаемого сплошным, полу­ чено для действующих в стыке усилий обобщенное выражение минимальной затяжки. Для разъемов, исключающих сдвиг (типа зубчатых стыков), оно представлено состоящим из двух членов: первого, зависящего от силы, второго — от момента. При пере­ ходе от найденных размыкающих напряжений в стыке к определе­ нию необходимого уровня начального сжатия (замыкания) стыков крышки на каждое слагаемое вводится своя величина коэффи­ циента запаса затяжки [34].

На основании проведенных расчетов и наблюдений в течение длительного времени за работой ряда подшипниковых узлов — шатунных и коренных — на дизелях КТЗ в эксплуатации значе­ ния этих коэффициентов при использовании уточненного силового расчета контура и приведенной методики определения затяжки [34 ] рекомендуется принимать в пределах

kx = 1,5^2, 0 и k2= 1,2-*-1,5.

Достижение условий силового замыкания стыков должно рассматриваться с учетом задаваемого смещения болтов в стыковом сечении относительно его центра тяжести, которое эквивалентно

186