книги из ГПНТБ / Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей

при рабочей температуре Для сплава ВЗК. Полученный запас прочности требует строгого контроля технологии изготовления клапанов и регулировки двигателя.

Как было отмечено, применение «плавающих» седел в крышке цилиндра может существенно повысить запас прочности в наплавке вследствие значительного снижения растягивающих или даже создания сжимающих напряжений в ней от действия радиального

На КТЗ была разработана и проверена на форсированных двигателях конструкция плавающего седла (рис. 129).* От выпа­ дания седло фиксировалось в крышке цилиндра с помощью сто­ порного пружинного кольца и имело некоторую свободу переме­ щений в радиальном направлении, что давало ему возможность свободно расширяться при нагреве и самоустанавливаться при посадке клапана.

ГИДРОТОЛКАТЕЛИ В КЛАПАННЫХ МЕХАНИЗМАХ

Уменьшение скорости посадки клапанов двигателей внутрен­ него сгорания положительно влияет на повышение долговечности пары клапан—посадочная фаска в крышке цилиндра. Величина скорости посадки зависит от величины зазора между клапаном и ударником рычага. Этот зазор, устанавливаемый с учетом тепловых расширений деталей всего клапанного механизма, для уменьшения скорости посадки должен быть минимальным и в то же время обеспечивать гарантированное закрытие клапана. Величина установленного на холодном двигателе зазора может значительно изменяться при работе от нагрева деталей, что не всегда допустимо. Кроме того, ударные нагрузки в клапанном механизме по мере его износа также будут возрастать, если не производить периоди­ ческой регулировки зазоров между клапаном и ударником рычага.

* Авторское свидетельство № 169943 от 30/ХІІ 1965 г. — «Бюллетень изо­ бретений и товарных знаков», 1965, № 7.

197

Одним из наиболее эффективных способов решения указанных проблем и повышения долговечности всех деталей клапанного механизма является использование гидротолкателей. Гидротол­ катели в турбопоршневых двигателях рассматриваемого класса особенно широко применяются в США. На двигателях КТЗ гидро­ толкатели также получили повсеместное распространение. Прин­ цип действия гидротолкателей основан на создании в зазоре между клапаном и рычагом (или между толкателем и кулачком) масляного слоя, толщина которого автоматически изменяется с изменением зазора (рис. 130, а).

Рис. 130. Гндротолкатели двигателей:

давления масла пружина 6 прижимает плунжер 5 к колпачку 1 клапана. При набегании ролика рычага на кулачок давление масла в полости Р резко возрастает, при этом шариковый клапан почти мгновенно закрывается при некотором перемещении плун­ жера. Таким образом, между рычагом и клапаном образуется замыкающая связь. Масло из полости Р частично выжимается через зазор между втулкой и плунжером 5.

При удлинении клапана от нагревания зазор А между торцом плунжера и донышком втулки 4 уменьшается, объем полости Р также уменьшается, но связь клапана с рычагом не нарушается. Такая связь не нарушается и при увеличении зазора А, так как избыточный объем полости Р будет заполняться маслом из маги­ страли дизеля.

198

После закрытия клапана давление в полости Р станет равным давлению масла, поступающего в гидротолкатель. Пружина 6 снова раздвинет плунжер 5 и втулку 4 на максимально допустимую величину. Масло из магистрали дизеля поступит в полость Р через клапан 8, компенсируя утечки масла, происшедшие во время открытия клапана через зазор.

Гидротолкатель дизеля ЧН 26/26 не является регулируемым, так как установка зазора А для каждого клапана должна про­ изводиться индивидуально подбором, например высоты колпачка клапана.

Шарик клапана 8 при закрытии канала во втулке 4 подбрасы­ вается к седлу потоком масла из полости Р, в результате чего увеличиваются время закрытия клапана 5 и перемещение плун­ жера 5, что несколько уменьшает полезный ход клапана двига­ теля. Вследствие того, что полость Р имеет относительно большой объем, создается возможность попадания в эту полость воздуха вместе с маслом.

На рис. 130, б приведен общий вид несколько более сложного регулируемого гидротолкателя, у которого объем полости Р сведен к минимуму. Зазор А устанавливают винтом 9 до заполне­ ния полости Р маслом. Принцип действия этого гидротолкателя такой же, как у гидротолкателя, показанного на рис. 130, а.

При конструировании гидротолкателя такого же типа, как гидротолкатель двигателя ЧН 26/26, следует обратить внимание на жесткость находящейся в нем пружины. Надо обеспечить максимально возможный запас усилий в этой пружине (при достаточно умеренных напряжениях) по сравнению с силами, действующими на корпус гидротолкателя от давления подводи­ мого к нему масла. В противном случае под действием этого давле­ ния возможно выползание наружного корпуса гидротолкателя из рычага при закрывании клапана. При последующем ходе открытия быстрая посадка корпуса в рычаг может привести к резкому повышению давления масла в системе подвода (до нескольких десятков атмосфер).

При внедрении гидротолкателей в клапанном механизме про­ фили кулачков необходимо изменить. Если в механизмах с жестким толкателем кулачки обычно выполняют с участками «корриги­ рованного» профиля, предназначенного для уменьшения ударов и уменьшения посадочной скорости клапана, то при применении гидротолкателя необходимость в участке корригирования на подъеме кулачка отпадает.

Экспериментальные данные показывают, что шариковый кла­ пан гидротолкателя закрывается почти мгновенно, а это при наличии корригированного участка подъема вызывает прежде­

объясняется значительной продолжительностью участка корри­ гирования (20—30° по углу поворота распределительного вала)

199

и незначительным подъемом клапана на этом участке («Л мм), что вызывает большие скорости выпускных газов при высокой температуре и давлении их.

При проектировании клапанного механизма с гидротолкателем необходимо оценить величину относительного смещения плунжера гидротолкателя из-за выдавливания масла из рабочей полости через зазор (см. рис. 130, о). По величине этого смещения можно судить о влиянии гидротолкателя на процессы впуска и выпуска двигателя, а также подобрать установочный зазор А.

Рис. 131. Осциллограммы испытаний гидротолкателей:

При расчете гидротолкателей следует условно принимать, что масло, подаваемое в рабочую полость гндротолкателя, несжимаемо. Силы, противодействующие открытию клапана (давление газов, силы инерции и усилие клапанной пружины), передаются от клапанного механизма к рычагу через плунжер гидротолкателя. Передаточной средой между плунжером и рычагом служит масля­ ный слой. Усилие на клапан создает в масляном слое давление, которым определяются утечки через зазор.

Эти утечки определяются по формуле объемного расхода масла

р 2 = 0 — атмосферное давление; 6 — плотность масла.

200

Объемному расходу соответствует уменьшение объема масля­ ного слоя за единицу времени. Скорость смещения плунжера

Из формул (49) и (50) следует, что скорость относительного перемещения плунжера — линейная функция передаваемого уси­ лия: скорость относительного перемещения пропорциональна кубу относительного зазора ф.

Имея диаграмму сил, передаваемых через гидротолкатель в зависимости от времени, и задавшись величиной ф, можно определить величину относительного смещения плунжера

(51)

Обычно диаграмма сил задается по углу поворота распреде­ лительного вала. Тогда в уравнении (51) следует заменить пере­ менные и пределы интегрирования:

2 0 1

СП И С О К Л И Т Е Р А Т У Р Ы

1.Биргер И. А. Расчет резьбовых соединении. М-, Оборонгиз, 1959, 65 с.

2.Биргер И. А. Неравномерно нагретые стержни с переменными пара­

метрами упругости. — В кн.: Расчеты на прочность. Вып. 7. М., Машгиз, 1961,

сечения. — Прикладная механика. Т. 30, серия Е. М., «Мир», 1963, № 3, с. 62— 72. (Труды американского общества инженеров-механиков).

5.Ваншейдт В. А. Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей. Л., «Судостроение», 1969, с. 199.

6.Васильев В. В. Концентрация напряжений в угловых элементах и дета­

телей коленчатого вала при работе в условиях разовых динамических перегру­ зок. — В ки.: Повышение прочности и долговечности деталей машин поверхно­ стным пластическим деформированием. 1970, с. 94—102. (ЦНИИТМАШ). Авт. Е. А. Никитин, М. Н. Горбунов, Г. Л. Васильев, М. А. Салтыков.

8.Голего Н. Л. Технологические мероприятия по борьбе с износом в маши­ нах. М., Машгиз, 1961, 195 с.

9.Горбунов М. Н., Салтыков М. А. Метод натурных усталостных испытаний

сварного блока с помощью силового гидроцилиндра. — «Двигатели внутреннего сгорания», 1968, № И, с. 44—51 (НИИинформтяжмаш).

10. Жемочкин Б. Н. Расчет рам. М., Стройиздат, 1965, 180 с.

11.Изотермическая закалка коленчатых валов из магниевого чугуна.— «Литейное производство», 1972, № 6, с. 39—40. Авт.: Р. А. Семенов, В. К- Фро­ лов, М. А. Салтыков и др.

12.Кондратьева Т. Ф., Доброклонский Е. Б., Видякин Ю. А. Оппозитные

компрессоры. Л., «Машиностроение», 1968, 420 с.

13.Конструкция и прочность коленчатого вала. Сборник статей. Пер. с англ,

инем. Б. М. Покорного. Под ред. Н. С. Ханина. М., Машгиз, 1963, 108 с.

14.Котельников Л. Д., Салтыков М. А. Влияние жесткости блока цилиндров дизеля на упругую податливость опор и напряженность коленчатого вала. — «Энергомашиностроение», 1971, № 6, с. 27—29.

15.Котельников Л. Д., Салтыков М. А. Метод статического расчета коленча­ того вала с учетом несоосности и упругой податливости опор. — «Известия вту­

зов. Машиностроение», 1969, № 4, с. 60—66.

16.Котельников Л. Д. Упругая податливость блоков цилиндров и коренных опор коленчатого вала дизелей 16ДН 23/30, І6ЧН 26/26,6ЧН 30/38. — «Двига­ тели внутреннего сгорания». М., 1968, № 11, с. 41—44 (НИИинформтяжмаш).

17.Кужелев В. П., Салтыков М. А., Ширяев В. М. Метод расчета напряже­

ний и деформаций в тарелках клапанов ДВС. — «Энергомашиностроение», 1968,

№11, с. 5—7.

18.Лейкин А. С. Напряженность и выносливость деталей сложной конфигу­ рации. М., «Машиностроение», 1968, 372 с,

203

19. Лодягин В. Э. Анализ разрушений и экспериментальное исследование напряжений и деформаций в поршне двигателя 1ІД45. — В кн.: Турбопоршне­ вые двигатели. М., «Машиностроение», 1965, с. 194—202.

20.Мерлис П. М. Пути повышения надежности и долговечности комбини­ рованных двигателей. — В кн.: Проблемы развития комбинированных двига­ телей внутреннего сгорания. М., «Машиностроение», 1968, с. 56—64.

21.Мерлис П. М., Никитин Е. А. Повышение надежности цплнндропоршмевой группы. — «Двигатели внутреннего сгорания», 1969, № 15, с. 7—11 (НИИинформтяжмаш).

22.Никитин Е. А. Сварные остовы турбопоршневых двигателей. — В кн.: Турбопоршневые двигатели. М., «Машиностроение», 1965, с. 147—163.

23.Никитин Е. А., Абрамов С. А. Конструктивно-технологические меро­ приятия по повышению надежности поршней. — «Двигатели внутреннего сго­

рания», 1969, № 15, с. 3—7 (НИИинформтяжмаш).

24.Никитин Е. А., Васильев Г. Л. Газовый стык втулки цилиндров подвес­ ной конструкции форсированного двигателя внутреннего сгорания. — «Двига­ тели внутреннего сгорания», 1966, № 3, с. 25—34 (НИИинформтяжмаш).

25.О’Доннелл, Слембер Р. К вопросу об устойчивости заделанных колонн прямоугольного сечения. — Прикладная механика. Т. 29. Серия Е. М., «Ино­ странная литература», 1962, № 2, с. 242—243 (Труды американского общества инженеров-механпков).

26.Орлин А. С., Васильев Г. Л. Обеспечение усталостной прочности свар­ ных конструкций несущих остовов турбопоршневых двигателей. — «Известия вузов. Машиностроение», 1968, № 1, с. 99—103.

27.Орлин А. С., Васильев Г. Л. К расчету на прочность несущих сварных

остовов турбопоршневых двигателей. — «Вестник машиностроения», 1968, № 8, с. 18—22.

28.Орлин А. С. Перспективы развития комбинированных двигателей вну­ треннего сгорания. — «Известия вузов. Машиностроение», 1970, № 4, с. 49—55.

29.Повышение надежности и долговечности коленчатых валов транспорт­ ных дизелей. М., «Транспорт», 1965, 220 с. Авт.: Е. Г. Стеценко, Л. М. Школь­ ник, Ю. Г. Тихонов и др.

30.Применение мягких материалов для повышения сопротивления фретинг-

Авт.: Е. А. Никитин, М. А. Салтыков, Г. Л. Васильев и др.

31.Применение чугунов для трущихся деталей дизелей.— «Применение новых материалов и сплавов. Экономия материалов», 1971, № 8, с. 3—30 (НИИ­ информтяжмаш). Авт.: Р. А. Семенов, В. К- Фролов, В. Н. Садофьев и др.

32.Рохлин А. Г. Конические прессовые посадки гребных винтов и муфт. Л., Судпромгиз, 1960, 245 с.

33.Салтыков М. А. К расчету натягов и усилий на стыках тонкостенных вкла­

дышей разъемных подшипников.— «Вестник машиностроения», 1962, № 12, с. 7—12.

34. Салтыков М. А. К расчету усилий на стыках постели и параметров затяжки подшипников с тонкостенными вкладышами. — «Вестник машиностроения», 1964, № 3, с. 9—16.

35. Салтыков М. А. Расчет затяжки, деформаций и напряжений в узлах разъ­ емных подшипников с тонкостенными вкладышами при использовании ЭВМ «Урал». — В кн.: Турбопоршневые двигатели. М., «Машиностроение», 1965, с. 177—193.

36. Салтыков М. А. Расчетно-экспериментальное исследование напряжений в узле разъемной головки шатуна. — «Двигатели внутреннего сгорания», 1965, с. 15—19 (НИИинформтяжмаш, № 2).

37. Салтыков М. А. Применение метода эквивалентной рамы для расчета плоских контуров переменной жесткости в несущих деталях и узлах двигателей. — В кн.: Проблемы развития комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М., «Машиностроение», 1968, с. 65—82,

2 0 4

СОДЕРЖАНИЕ

206