Файл: Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей..pdf

В частности, для вида угловых переходов, существующих

в конструктивном выполнении разъемных подшипниковых узлов

сболтовыми соединениями, коэффициенты концентрации в опас­ ных расчетных сечениях могут быть приближенно найдены по Нейберу — по схеме изгиба призматического бруса с односторон­ ней врезкой, имеющей те же относительные глубину и радиус

закругления или подобную детали геометрию формы ослабления расчетного сечения. Для угловых переходов некоторых типов

упругих контуров шатунных головок и крышек (подвесок) корен­ ных подшипников, имеющих уровень переменных нагрузок, выполняют по методике, разработанной С. В. Серенсеном [39] с учетом всех основных факторов, влияющих на выносливость детали (состояние поверхности, масштабный фактор, чувстви­

контуров шатунных и коренных подшипников исходя из проведен­ ных расчетов и опыта эксплуатации должны лежать в пределах лтіп = 1,8-к2,2. При этих запасах прочности в опасных сечениях разъемных узлов, рассчитанных по изложенному методу, при тщательном соблюдении заданных требований к геометрии пере­ ходов и качеству поверхности и металла (в зоне концентрации) гарантируется отсутствие разрушений при длительной работе двигателей транспортного назначения.

Примеры приложения метода расчета

Изложенный метод расчета проходил неоднократную экспе­ риментальную проверку на специальных плоских моделях и на натурных узлах шатунных и коренных подшипников и показал достаточную точность [36, 37J . Благодаря широким возможностям варьирования, заложенным в расчетную схему, метод начинают применять не только для проверочных расчетов выполненных узлов, но и для поиска рациональных форм несущих контуров, исходя из условий нагружений, требований к прочности и жест­ кости и заданных габаритных ограничений. В качестве примера приложения метода ниже показаны расчетные контуры и их эквивалентные рамы для двух типичных узлов разъемной головки шатуна четырехтактного судового дизеля и подвески коренного подшипника тепловозного Ѵ-образного дизеля с представлением полученных результатов силового расчета в виде эпюр изгибаю­ щих моментов и продольных сил.

Конструктивный вид контура и его расчетная схема с при­ ложенной нагрузкой, последовательно от каждого из двух поло­ жений внешнего вектора Р г и Р 2 для шатунного узла показаны на рис. 113. Аналогичные построения для коренного подшипника

176

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