Файл: Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей..pdf

Расчет силового замыкания разъемов подшипника, параметров затяжки и прочности болтовых соединений

В достижении общей надежности разъемных подшипниковых узлов важное значение имеют обоснованное задание усилия затяжки стыков и выбор способа его получения при сборке, так как от этого зависит обеспечение совместной работы несущей постели под нагрузкой и сохранение достаточных запасов проч­ ности в болтовых соединениях.

Исходным условием для определения усилия затяжки является гарантированная взаимная неподвижность сопряженных поверх­ ностей стыка, создающая аналог его поведения с целым сечением в упругом теле. Это условие означает превышение с определенным запасом сжимающих (замыкающих) напряжений от затяжки по всей площади стыка над растягивающими (размыкающими) напря­ жениями от действия рабочих нагрузок.

К недостатку применяемой методики расчета затяжки для рассматриваемых разъемных узлов относится прежде всего отсут­ ствие силового анализа самих Стыков — как сечений, принадле­ жащих замкнутому упругому контуру, несущему заданную наг­ рузку. Вследствие упрощенного подхода из трех внутренних силовых факторов, действующих в стыковых сечениях контура: изгибающего момента Мст и двух составляющих сил — нормаль­ ной Ѵст и касательной Нст— в общепринятых расчетах затяжки стыков крышки учитывается лишь одна нормальная составляю­ щая, взятая в условиях симметрии нагрузки, как половина внеш­ него вектора [1, 5, 12].

В разработанной на КТЗ уточненной методике из построенного силового расчета контура узла, принимаемого сплошным, полу­ чено для действующих в стыке усилий обобщенное выражение минимальной затяжки. Для разъемов, исключающих сдвиг (типа зубчатых стыков), оно представлено состоящим из двух членов: первого, зависящего от силы, второго — от момента. При пере­ ходе от найденных размыкающих напряжений в стыке к определе­ нию необходимого уровня начального сжатия (замыкания) стыков крышки на каждое слагаемое вводится своя величина коэффи­ циента запаса затяжки [34].

На основании проведенных расчетов и наблюдений в течение длительного времени за работой ряда подшипниковых узлов — шатунных и коренных — на дизелях КТЗ в эксплуатации значе­ ния этих коэффициентов при использовании уточненного силового расчета контура и приведенной методики определения затяжки [34 ] рекомендуется принимать в пределах

kx = 1,5^2, 0 и k2= 1,2-*-1,5.

Достижение условий силового замыкания стыков должно рассматриваться с учетом задаваемого смещения болтов в стыковом сечении относительно его центра тяжести, которое эквивалентно

186

приложению одновременно с начальным сжатием начального изгибающего момента. При наличии в стыке изгибающего момента от внешней нагрузки начальный момент подобен начальному усилию: при разном знаке с внешним моментом он способствует замыканию стыка. Такой эффект в стыке вызывается положитель-

Расчетное усилие сжатия в разъеме определяется суммой усилия посадки вкладышей при верхнем пределе натяга в соеди­ нении и найденного усилия начальной затяжки крышки подшип­ ника (рис. 121). Создание расчетного усилия затяжки в разъеме

187

подшипника при наличии двух стадии по жесткости в узле: упру­ гой осадки (обжатия) вкладышей и замыкания собственно стыков постели существенно зависит от принятого метода контроля параметров затяжки болтового соединения. Анализ полученного обобщенного уравнения затяжки для болтового соединения под­ шипника в условиях основных методов контроля— по моменту на ключе и по углу поворота гайки — показал значительную неравно-

мерность усилий при втором способе, прямо связанную с допуском посадки и окружной жесткостью тонкостенных вкладышей. В этих условиях, как следует из построенной диаграммы затяжки под­ шипника (рис. 1 2 2 ), наиболее рациональным для рассматривае­ мых узлов является переход на комбинированную затяжку: с кон­ тролем в первой стадии («отправной» точке) — по моменту на ключе М 0, во второй стадии («основной» затяжке) — по углу поворота гайки срп0. Оптимальное значение момента на ключе в первой стадии определяется созданием в стыке сжимающего усилия, обеспечивающего полное упругое укорочение вкладышей при максимальном натяге посадки, т. е. Т 0 = Твтвх, и, таким

188

НЕКОТОРЫЕ ВОПРОСЫ ОБЕСПЕЧЕНИЯ НАДЕЖНОСТИ ДЕТАЛЕЙ КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА

В настоящем разделе основное внимание отводится вопросам обеспечения работоспособности двух пар: шток клапана — направ­ ляющая и фаска клапана крышка цилиндра, так как они работают в тяжелых условиях. Средняя температура тарелки выпускного клапана,доходит до 700°С, а в начале открытия кла­ пана его фаска омывается газами с температурой 900—1200° С при давлении до б—8 кгс/см2. Температура штока клапана в рай­ оне направляющей доходит до 150—200° С. Шток и тарелка выпускного клапана, кроме того, подвергаются действию зна­ чительных механических и термических напряжений в условиях коррозии со стороны газов.

ОБЕСПЕЧЕНИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ПАРЫ ШТОК—НАПРАВЛЯЮЩАЯ ВТУЛКА КЛАПАНА

Как показывает опыт, штоки клапанов из стали аустенитного класса весьма склонны к схватыванию с направляющей из чугуна. В высокофорсированных двигателях для обеспечения надежной работы пары шток — направляющая получили распространение защитные антифрикционные покрытия штоков клапанов с по­ мощью хромирования или азотирования. На КТЗ применяют оба способа. Электролитическое покрытие штоков слоем хрома толщиной до 0,01—0,02 мм без последующей механической обра­ ботки является весьма эффективным и относительно дешевым способом устранения повышенного износа и схватывания между штоком и направляющей.

Азотирование — значительно более дорогостоящий процесс; он позволяет получить слой толщиной до 0,05—0,07 мм, отличаю­ щийся после полирования высокими антифрикционными и проч­ ностными качествами. При выборе покрытия для штока клапана необходимо учитывать следующее. Как известно, в хромовых покрытиях имеют место растягивающие напряжения, а в азоти­ рованном слое — значительные сжимающие. Поэтому хромовое покрытие, как показывает опыт КТЗ, можно применять только

1 9 0