Двигатели
внутреннего сгорания

 
         

 

Главная
Основы конструирования
Расчеты
Силы и моменты
Поршневая группа
Шатуны и штоки
Коленчатые валы
Подшипники
Система газораспределения
Корпусные детали
Анализ конструкции
Устройство и
принцип действия

КШМ
ГРМ
Система смазки
Система охлаждения
Система питания
Система зажигания
Пуск двигателей
Увеличение мощности
Разное

Расчет напряженно-деформированного состояния втулок

Расчет напряженно-деформированного состояния втулок многих типов двигателей (в первую очередь четырехтактных) может быть выполнен в осесимметричной постановке с применением теории колец и тонких цилиндрических оболочек. На рис. 317 представлена расчетная схема втулки, учитывающая особенности ее конструкции и силовое взаимодействие втулки с крышкой цилиндров. Верхний пояс заменен системой колец и коротких цилиндрических оболочек постоянной толщины, а последний (VIII) участок-полубесконечной оболочкой. На каждом участке температура и давление принимаются постоянными или меняющимися линейно вдоль оси цилиндра.
Рассматриваемый участок заменяется кольцом, короткой или длинной оболочкой в зависимости от значения p{L(-, как и для корпуса поршня (см. гл. 4). Для определения неизвестных силовых факторов Qt = Nt, Mt в сечениях, разделяющих участки, применяют условия равенства радиальных перемещений и углов поворота сечений в местах условных разрезов.
В условиях работающего двигателя деформирование втулки и крышки цилиндра взаимосвязано. Особенно это характерно для подвесной втулки. Однако в результате значительного усложнения расчетной схемы расчет напряженно-деформированного состояния в первом приближении целесообразно проводить отдельно для каждой детали. Рассмотрим расчетную схему (рис. 318), в которой втулка представлена системой сопряженных между собой кольца и оболочек, соответствующих
Сначала расчет выполняют для верхнего опорного пояса втулки и огневого днища крышки, имеющих наибольшую температуру и подверженных наибольшим газовым нагрузкам, а также усилиям, обеспечивающим герметичность газового стыка.
На втулку и крышку цилиндров действуют следующие основные виды напряжений : монтажные; переменные по времени напряжения от давления газов и изменения температуры в цилиндре в течение рабочего цикла; стационарные на установившемся режиме работы двигателя температурные напряжения; остаточные напряжения.
Рис. 318. Упрощенная расчетная схема втулки цилиндра где DK и В-соответственно диаметр и ширина уплотняющей канавки.
Допускаемые значения [рупл] для прокладок из стали и меди составляют соответственно 100 и 40 МПа.
При расчете напряженно-деформированного состояния головок (крышек) цилиндров в первую очередь рассматривают днище и, в частности, его наиболее нагруженную центральную область, имеющую многочисленные отверстия и находящуюся под действием горячих газов. За исключением некоторых типов головок цилиндров (например, колпачковых крышек крупных судовых двухтактных двигателей), большинство головок цилиндров дизелей имеют плоское или близкое к плоскому днище. Тепловые и механические нагрузки, воспринимаемые днищем, можно свести к нагрузкам, действующим в его плоскости (температурный перепад AT', расклинивающие усилия клапанов) и к нагрузкам, приводящим к изгибу днища (температурный перепад по его толщине AT", силы давления газа, усилия затяжки шпилек). Расчет на прочность днища головки (крышки) сводится к расчету плиты, находящейся в условиях плоского напряженного состояния и изгиба. Общий результат при работе конструкции в упругой области получается суммированием.
При определении стационарных температурных напряжений о^ на базе математической модели первого уровня межклапанные перемычки днища, включая перемычки отверстия под дополнительную камеру (при ее наличии), представляют системой элементов стержневого типа (рис. 319) переменного поперечного сечения, нагретых до более высокой по сравнению с окружающей их периферийной зоной днища температуры. Условия совместного деформирования и равновесия выделенных стержневых элементов приводят к системе линейных алгебраических уравнений относительно неизвестных усилий Pt в перемычках: соответственно толщина и минимальная ширина i-й перемычки; Lt-расстояние от минимального сечения i-й перемычки до центрального узла-места пересечения осевых линий перемычек; г12-соответственно меньший и больший радиусы, образующие i-ю перемычку.
Упрощенный подсчет податливости А.,- через площадь минимального сечения F0i перемычки не вносит больших ошибок при расчете напряжений по формулам (450)-(453).
Осредненную величину податливостей сопряжения можно рассматривать как среднюю податливость периферийной зоны. Последняя для круглых крышек с наружным радиусом гн может быть оценена как податливость толстого кольца, образуемого наружным контуром крышки, внутренний радиус которого соответствует окружности, проведенной из центра днища через точки условного сопряжения перемычек с периферийной зоной (при числе отверстий под клапаны более двух), т. е.

где t- толщина периферийной зоны днища.
Для многоклапанных головок многогранной, прямоугольной (квадратной) формы в качестве наружного контура при оценке гн следует принять окружность, вписанную в многогранник. Более достоверные характеристики податливости периферийной зоны могут быть найдены экспериментально.
Температурные напряжения ст'^ вызванные температурным перепадом по толщине днища, а также напряжения ст"^ связанные с неравномерностью температуры по ширине перемычки разноименных клапанов, можно оценить по упрощенным зависимостям:
В табл. 27 даны результаты расчета по приведенным выше формулам напряжений af, возникающих в перемычках днища крышки четырехтактного дизеля 14 8,5/11 (см. рис. 320), изготовленной из чугуна СЧ 20. Расчет выполнен на основании экспериментально полученного температурного поля при значениях Е = 1,2-105 МПа; ar = Ц.10"б1/°С; А 1 0,523/Е.
Как видно из табл. 27, даже в малофорсированном двигателе при умеренных температурах днища головки в перемычках последней возникают достаточно высокие температурные напряжения. Для уменьшения этих напряжений следует стремиться к выравниванию температуры в плоскости днища. Этого можно добиться в первую очередь интенсивным направленным охлаждением наиболее нагретой центральной зоны перемычки.
Более точные и детальные результаты могут быть получены при расчетах днища на базе математических моделей второго уровня с использованием метода конечных элементов. На рис. 322 показано распределение температурных напряжений af в днище одного из вариантов крышки цилиндров двигателя ЧН 26/26, схема разбивки на элементы и температурное поле которой приведены соответственно на рис. 315 и 316. В результате решения на ЭВМ системы уравнений (65) получены составляющие вектора узловых перемещений {5}, а затем по формулам (54), (55), (57) определены деформации и напряжения в элементах днища. Из условия симметрии анализировалась половина днища, при этом составляющие vt перемещений узлов на оси симметрии принимались равными нулю. Кроме того, были наложены связи, исключающие перемещение днища как твердого тела. Температурные напряжения aj, рассчитанные по методу конечных элементов и приближенному методу, по контуру отверстия в перемычке между выпускными клапанами крышки цилиндров двигателя ЧН 26/26 соответственно равны — 280 и — 306 МПа, а в середине перемычки — 200 и — 235 МПа. Осредненные напряжения в середине перемычки по приближенной методике составляют — 255 МПа, а по результатам эксперимента — 288 МПа.
Расчет крышек двигателей с петлевой схемой газообмена, имеющих неплоскую форму днища, проводят в осесимметрич-ной постановке с использованием теории оболочек вращения или метода конечных элементов.
В современных форсированных двигателях, у которых температура днища достигает 400°С, выполнить условие стг < атс трудно даже в случае применения для изготовления крышек высокопрочного чугуна с пределом текучести при сжатии порядка атс = 340 МПа. При превышении ат предела текучести наряду с термоусталостными повреждениями происходит рост остаточных напряжений растяжения, которые, как установлено экспериментально, являются главной причиной разрушения днища крышек. В этих условиях работоспособность оценивают при помощи формулы (89), что требует проведения расчетов за пределами упругости.
Напряжения изгиба от сил давления газов существенно ниже температурных напряжений. Уровень их становится заметным при диаметре цилиндра 250-300 мм и выше. Расчет указанных напряжений в общем случае возможен при решении пространственной задачи теории упругости с помощью метода конечных элементов.
Особое значение имеют распределения давлений и деформаций днища в месте сопряжения с втулкой, определяющие герметичность газового стыка двигателя. При этом важным требованием является устранение дополнительной подтяжки шпилек крепления головки при эксплуатации.
Работоспособность крышек цилиндров при больших ресурсах, характерных для большинства современных двигателей, обеспечивается, если суммарные сжимающие температурные напряжения от (456) не превосходят предела текучести материала при температуре днища на номинальном режиме работы, т.е. ат< < атс. В этом случае даже значительная релаксация сжимающих температурных напряжений при работе двигателя под нагрузкой не приведет к знакопеременным пластическим деформациям, опасным с точки зрения термоусталости.
пользовании аппарата функции комплексного переменного и конформных отображений.
Монтажные напряжения и деформации, возникающие в головках (крышках) цилиндров под действием сил затяжки, определяются главным образом особенностями конструкции (способом установки днища, числом и расположением шпилек, типом прокладки).
В большинстве современных двигателей для уплотнения газового стыка используют прокладки, конструкции которых отличаются большим разнообразием. Выбор типа прокладки зависит наряду с особенностями уплотняемого узла также от уровня форсирования двигателя. На рис. 323, а показаны металлические и комбинированные прокладки, в том числе с экранирующими кольцами (рис. 323, б), запрессованными в окантованное отверстие прокладки. Комбинированные прокладки (рис. 323, в) с упругой окантовкой имеют повышенное сопротивление усталости и применяются на дизелях с высоким давлением сгорания. В двигателях с индивидуальными крышками применяют прокладки из пластичных материалов (меди, алюминия), а также используют беспрокладочную конструкцию стыка с притертыми соприкасающимися поверхностями крышки и втулки.
При расчете на изгиб днища блочных головок в плоскости осей цилиндров от усилий затяжки шпилек Рпр в первом приближении можно использовать методику, основанную на теории балок на упругом основании. Главным элементом упругого основания является прокладка. Принимают постоянной по длине, что подтверждается данными табл. 28.
Значения монтажных напряжений колеблются в широких пределах. Для большинства существующих головок они составляют в среднем 30-60 МПа.
Расчет головки как балки не позволяет получить распределения монтажных напряжений с учетом особенностей конструкции, но дает возможность вычислить изгибные деформации по длине головки от сил предварительной затяжки, что способствует рациональному выбору величины затяжки отдельных шпилек, а также их числа и места расположения.
где w*- частное решение уравнения (457), определяемое внешней нагрузкой;
Выражения для угла поворота, изгибающего момента и поперечной силы получают дифференцированием (458) по известным формулам сопротивления материалов. Для мягких прокладок распределение реактивного давления р(х) можно принять в виде полинома, полученного на основе решения.

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

 



  Разработано специально для liciss.ru, все права защищены.
Копирование материалов сайта разрешается только с указанием прямой индексируемой ссылки на источник.