Файл: Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей..pdf

ними продольными балками. Это позволяет значительно умень­ шить деформации и переменные изгибные напряжения в элементах нижней части блока и присоединенных к нему узлов, работающих в условиях заданных деформаций. В то же время наличие про­ тивовесов на валу не оказывает практически влияния на размах переменных изгибных напряжений в галтелях коленчатого вала, а лишь несколько смещает циклическую кривую напряжений относительно нулевой линии и почти не меняет их запаса проч­ ности.

Расчет по неразрезной схеме дает возможность оценить влияние несоосностн опор на напряженность коленчатого вала. В галтели сопряжения шатунной шейки с первой щекой, т. е. в одном из наи­ более напряженных мест вала, при занижении второй опоры на 0,1 мм напряжения увеличиваются на 150—300 кгс/см2. Для промежуточных колен зала при занижении опор на 0,1 мм в галте­ лях щек, прилегающих к заниженной опоре, переменные напряже­ ния увеличиваются на 300—500 кгс/см2.

Использование уточненного расчетного метода и анализ полученных на его основе результатов расчета позволяют опре­ делить закономерность распределения изгибных напряжений по длине вала. Распределение усилий и напряжений по отдельным коленам (щекам) обусловливается схемой и тактностью двигателя, порядком работы цилиндров, конструкцией вала. Для рядных четырехтактных двигателей наиболее напряженными являются галтели сопряжения шатунных шеек с крайними и средними щеками (см. рис. 88, в, г). У двигателей Ѵ-образной компоновки средние щекиразгружены, а наиболее напряженными оказы­ ваются крайние (см. рис. 88, а, б). Таким образом, в ряде случаев прочность всего вала от изгибающих нагрузок лимитируется прочностью одной или нескольких щек. В результате одинакового выполнения всех щек коленчатый вал или имеет пониженный общий запас прочности, или является излишне утяжеленным и более трудоемким (при общем упрочнении всех галтелей). Поэтому с целью выравнивания изгибной прочности коленчатого вала по его длине и приближения к равнопрочное™ вала стано­ вится целесообразным дифференцированно подходить к заданию упрочнения или конструктивного выполнения отдельных щек. Это может быть достигнуто снижением их напряженности, напри­ мер, при увеличении размеров отдельных щек и галтелей, или дополнительной упрочняющей обработкой отдельных галтелей. Для крайних щек эффективным средством снижения напряжен­ ности является введение дополнительного прямого пролета вала с выносной опорой. При наличии на конце коленчатого вала гасителя крутильных колебаний (маховика) с введением выносной опоры практически устраняется возможность возникновения раз­ витых изгибных колебаний первого колена вала, связанных с на­ личием значительной консольной массы и понижением собственной частоты_в условиях обычного опирания вала. Выявление отдельных

143

щек вала, требующих дополнительного повышения прочности, достигается проведением расчета вала по неразрезной схеме или экспериментально его тензометрированием.

Опыт работы КТЗ показывает, что в условиях высокой напря­ женности и требований большого срока службы (моторесурса) решение задачи создания надежного вала невозможно без приме­ нения широкого комплекса исследовательских работ, которые должны охватывать три основных направления, а именно: опреде­ ление напряженности, усталостной прочности и сохранение исход­ ного запаса прочности коленчатого вала в процессе эксплуатации. Необеспеченность любого из указанных направлений ведет к сни­ жению надежности вала и возможности поломок в эксплуатации, сопряженных с большими материальными потерями. Этот вывод согласуется с имеющимися опубликованными материалами [43, 46], в которых также отражен Комплексный подход к поста­ новке исследовательских работ, выполненных в последнее время по коленчатым валам и другим ответственным деталям, в крупных зарубежных двигателестроительных фирмах.

Таким образом, при внедрении каждого нового вала необ­ ходим комплекс исследований, включающий в себя, с одной стороны, поиск наиболее напряженного участка коленчатого вала уточненным расчетом по неразрезной схеме (при использовании опытных данных и учете изменений опорных условий) с частичной проверкой тензометрированием на работающем двигателе и вы­ явлением колебательных явлений, а с другой стороны, определение действительных усталостных показателей материала и натурных элементов валов при конкретной технологии изготовления, поз­ воляющих в итоге оценить фактические запасы прочности вала. В целях повышения эффективности и исключения аварийных случаев в эксплуатации эти работы должны проводиться на стадии изготовления опытной партии двигателей до начала их серийного производства.

Для достижения общей, надежности вала необходимо опреде­ лить прочность шеек вала (по масляным отверстиям) в зависимости от моментных нагрузок. Прочность обычно обеспечивается с до­ статочными запасами (по расчетам для последних колен) исходя из максимальных размахов переменных моментов, передаваемых валом при наибольшей мощности. Опасность для прочности вала могут представлять лишь развитые крутильные колебания при резонансах на определенных режимах. Для их ограничения в сов­ ременных транспортных дизелях применяют преимущественно жидкостные силиконовые гасители и маятниковые антивибраторы крутильных колебаний или комбинированные антивибрационные устройства, которые устанавливают на переднем свободном конце (хвостовике) коленчатого вала с помощью прессовых конических соединений или фланцевых соединений с призоиными болтами. Для сохранения эффективной работы гасителей колебаний в дли­ тельной службе двигателей и устранения повреждений на поверх­

144

ностях сопряжений, способных вызвать усталостные поломки концевых элементов вала, необходимо гарантировать полную взаимную неподвижность в соединениях путем передачи действую­ щих переменных моментов только силами трения в контакте при исключении в расчете силовой функции поставленных шпонок и призонных болтов. Требуемое обеспечение неподвижности на контактных поверхностях достигается в прессовых соединениях относительно высокими натягами (8С|) ^ Ь 10-3 d где dc, — средний диаметр хвостовика вала) с отказом от шпонок и примене­ нии гидрозапрессовкн [32 ] и соответственно во фланцевых соедине­ ниях контролируемыми усилиями затяжки болтов при сборке с использованием специальных технологических приемов для получения достаточного сжатия фланцев [41 ].

10 Е. а . н икитнн

РАЗЪЕМНЫЕ ПОДШИПНИКОВЫЕ УЗЛЫ ДИЗЕЛЕЙ

В поршневых двигателях и компрессорах разъемными выпол­ няют рамовые или коренные подшипники, принадлежащие непод­ вижному остову агрегата; мотылевые-илн шатунные подшипники, принадлежащие механизму «движения» и расположенные в раз­ борных головках шатунов. Эти подшипниковые узлы являются основными и часто, особенно для двигателей внутреннего сгорания, определяют наравне с поршневой группой возможный моторесурс

инадежность двигателя в эксплуатации вследствие высоких уровней переменных усилий в крнвошнпно-шатуином механизме

ина опорах коленчатого вала в связи с ростом давлений сгорания

вцилиндрах (рг — 100-М50 кгс/см2) и повышением быстроход­ ности [28].

Конструктивное развитие разъемного подшипникового узла привело к появлению наиболее совершенного и технологичного (особенно в условиях серийного и массового производства) разъ­ емного подшипника с тонкостенными вкладышами. Важными преи­ муществами такого исполнения узла являются полная взаимо­ заменяемость вкладышей, простота обработки и сборки подшип­ ника и значительная экономия цветных металлов, особенно при налаженном промышленном производстве биметаллической ленты (как заготовки для вкладышей).

В современных форсированных двигателях с несущим сварным блоком и подвесным коленчатым валом при наличии стесненных габаритных размеров внутри картера разъемные подшипники получили характерные очертания и выполнение (рис. 90, а, б). Форма кривошипных головок шатунов, образующих тело постели шатунных подшипников, значительно отличается от круговой формы из-за условий выемки через цилиндры и развития шеек вала. При этом жесткость головок шатунов в различных радиаль­ ных сечениях неодинакова. Коренные подшипники выполняются, как правило, подвесными ввиду отсутствия фундаментной рамы и имеют, в отличие от прежней компоновки, наиболее нагружен­ ную сторону в отъемной подвеске, которая только через стыковые

146

соединения и болты связана с собственной опорой подшипника в блоке. Такие подшипники существенно отличаются от распро­ страненных ранее разъемных узлов с толстостенными вкладышами силовой схемой. Они имеют полную замкнутость стыков постели, образующих единый упругий контур, обладающий благодаря

нормальной длительной работы вкладышей и постелей под­ шипника усилия начального сжатия для каждой стадии затяж­ ки должны задаваться с необходимым запасом и обеспечиваться при сборке в каждом узле серии. Вследствие замкнутости силовой схемы постель узла является несущим контуром, так же как и детали ее крепления (болты, штифты и т. п.). Она должна обладать необходимыми запасами усталостной прочности при действии циклических нагрузок на подшипник.

ПРИЧИНЫ ПОВРЕЖДЕНИЙ РАЗЪЕМНЫХ п о д ш и п н и ко в ы х УЗЛОВ И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ

Повреждения деталей и узла в целом, в зависимости от исход­ ной причины, можно разделить на следующие три группы.