Файл: Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей..pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 18.06.2024
Просмотров: 134
Скачиваний: 1
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:
а — д л я за к р е п л е н и я |
вк ла ды ш а |
при ш лифовке |
стыков (по |
высоте); |
б — |
д л я проверки н атя га |
вклады ш ей |
(выступания |
стыка) под |
заданн ой |
к о н |
|
трольн ой |
н агр у зко й на стыке |
|
|
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
(превышения |
стыка под |
нагрузкой) при условии его |
отнесения |
|
к диаметру |
постели, т. |
е. представленного в виде |
—2 ----І |
п |
^—m ax . |
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,
равной |
6 |
- ІО |
(с отклонением ± 0 ,5 -ІО-4). Пользуясь устойчи |
востью |
- 1 |
|
|
|
приведенного соотношения в диапазоне диаметров от |
150 до 300 мм, можно определить искомые пределы натяга для
конкретного случая следующим образом: |
|
в |
контрольном |
||||||||||||||
верхний |
предел |
|
натяга (выступания |
стыка) |
|||||||||||||
|
V.VW ’У |
|
|
|
T M |
приспособлении |
|
|
|
|
|||||||
|
V/ t'S /'b |
|
W |
= |
(6 ,5 -5 ,5 )1 0-4 f |
D0 = |
|||||||||||
|
|
‘V f/s у |
у? 7zW Z |
TZZWZ |
|
|
|
(1,0 — 0,85) 10-3D0 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= |
(40) |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(заданный диапазон значений пара |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
метра |
относительного натяга должен |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
_ |
приниматься как рекомендуемое поле |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
для выбора, |
в котором преимущест |
||||||||
WO |
WO |
ZOO |
250 500По,мм |
венно верхние значения |
лучше отве |
||||||||||||
Рис. |
119. Границы поля возмож |
чают меньшим и средним диаметрам, |
|||||||||||||||
ных различии и уровень средних |
а нижние— относительно большим); |
||||||||||||||||
значений для |
верхнего |
предела |
|
нижний |
предел |
натяга (выступа |
|||||||||||
относительного натяга |
вклады- |
ния стыка) в контрольном приспо |
|||||||||||||||
шеи при разных диаметрах |
по |
||||||||||||||||
стели (отдельные точки отве |
соблении |
|
|
|
|
|
|
||||||||||
чают расчетным посадкам вкла |
где |
öt — ■"в min |
max |
26t,.01, |
(41) |
||||||||||||
дышей в разъемных |
подшипни |
||||||||||||||||
ках форсированных |
двигателей |
|
|
допуск |
на |
каждый стык |
|||||||||||
|
|
КТЗ) |
|
|
|
|
вкладыша (по высоте разъема Н) при |
||||||||||
(см. |
рис. 118, а). |
Величина |
шлифовке |
стыков |
в приспособлении |
||||||||||||
öt |
в |
диапазоне |
диаметров постели |
||||||||||||||
150—300 |
мм |
обычно |
составляет |
0,01—0,02 |
мм. |
|
калибре |
||||||||||
Контроль |
пределов |
натяга |
должен |
выполняться в |
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
в приспособлении и доле натяга |
в виде упругой осадки стыка |
|
под |
контрольной нагрузкой. Его |
пределы |
|
. 4- 2W L |
= |
где |
Х0 — ШЕ^ Q„. |
|
Соответственно пределы технологического натяга при замерах в приспособлении (см. рис. 118, а) при шлифовке на каждом стыке
Ws —
min |
‘•niajc - ы . |
(43) |
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
*>/ = -£- («о Д*о — «в Д^в) Ан |
(44) |
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:
At0 = i0p tinv AtB— tBp tnn. |
(45) |
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,
в |
зависимости |
от сочетания |
материала постели |
и вкладышей |
|
в |
подшипнике. |
Наибольшее |
положительное значение |
имеет |
|
при сочетании в узле постели |
из алюминиевого |
сплава |
и вкла |
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
мер сталь—сталь) учитывать и вычитать не |
следует, так как |
он относительно мал и идет в запас плотности |
посадки. |
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
диаметра |
D |
0 |
= 150 мм до нижнего уровня при наибольших |
D о = 300 |
|
Соответственно номинальная толщина вкладыша |
|
|
мм. |
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
введением коэффициента запаса натяга |
k 0 [33]. |
Для уменьшения потери натяга в |
первый период силового |
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