Файл: Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей..pdf

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