О проблемах и качестве сборки судовых малоразмерных дизелей

H.A. Гутиева З.А. Хизриева

О ПРОБЛЕМАХ И КАЧЕСТВЕ СБОРКИ СУДОВЫХ МАЛОРАЗМЕРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

В статье рассматривается проблема поиска оптимального компромиссного решения взаимодействия корпусных деталей двигателей внутреннего сгорания (ДВС) малоразмерных судовых дизелей типа Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 для снижения трения и износа подвижных сочленений.

Ключевые слова: цилиндропоршневая группа (ЦПГ), напряженно-деформированное состояние (н.д.с.), трение и износ, затяжка болтов и шпилек.

N.A. Gutieva Z.A. Hizrieva

ABOUT PROBLEMS AND SMALL SHIP QUALITY BUILD DIESEL ENGINES

The paper considers the problem offinding the optimal compromise decision of interaction case details of internal combustion engines (ICE), small size marine diesel engine type Ч 8,5/11 and Ч 9,5/11 to reduce friction and deterioration of moving joints.

Keyword: cylinder group (CG), intensely deformed state (i.d.s.), friction and wear, tightening of the bolts and studs.

Введение. Остов малоразмерных судовых дизелей типа Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 образован блок-картером, головками цилиндров (общим для двух цилиндров), втулками цилиндров и крышками коронных опор. Детали остова воспринимают все нагрузки, возникающие при сборке и работе двигателя. При обеспечении необходимой прочности и жесткости на долю деталей остова приходится 50-70% общей массы двигателей.

Постановка задачи. При проектировании двигателей наряду с обеспечением работоспособности деталей остова и удобства обслуживания двигателей необходимо уделять внимание уменьшению их массы и стоимости изготовления. Последнее находится в противоречии с требованием обеспечения высокой жесткости корпуса.

Отсюда возникает проблема поиска оптимального компромиссного решения, так как не жесткость корпусных деталей расстраивает взаимодействие расположенных в них механизмов, вызывая повышенное трение и износ подвижных сочленений, не жесткость валов и опор зубчатых передач нарушает правильное зацепление колес и приводит к быстрому износу зубьев; не жесткость опор подшипников скольжения вызывает повышенные кромочные давления, появление очагов полужидкостного и полусухого трения, перегрев, заедание или снижение срока службы подшипников, не жесткость неподвижных соединений, подверженных действию динамических нагрузок, вызывает фрикционную коррозию, наклон и сваривание поверхностей.

Исследование, анализ и эксперименты. Работоспособность цилиндропоршневой группы (ЦПГ) дизелей во многом зависит от деформации поршней и втулок цилиндров. Эти деформации приводят к неравномерному распределению удельных давлений в контакте юбки поршня с втулкой цилиндра, ухудшают работу поршневых колец и влияют на увеличение удельных расходов топлива и масла. В наиболее неблагоприятных случаях деформации приводят к задирам поршней и возникновению трещин на поршнях и втулках.

Овальность и конусность внутренней поверхности втулки цилиндра также приводим к повышенному расходу масла и как следствие этого - к усиленному нагарообразованию,

А-

пригоранию колец, загрязнению масла коксообразующими частицами и к усиленному износу подшипников коленчатого вала и других трущихся пар.

Нагарообразование ухудшает качество смесеобразования и отвод тепла от нагретых деталей, что вызывает перегрев деталей и более интенсивный их износ.

Количество выгоревшего масла в двигателе является основным показателем, характеризующим техническое состояние цилиндропоршневой группы и определяющим необходимость разборки двигателя. В то же время исследования показывают, что овальность втулок цилиндров после сборки достигает 0,06.. ,0,15мм при исходной технологической овальности 0,03мм, т.е. в процессе сборки овальность втулок цилиндров увеличиваются в 2.5 раз.

В настоящее время многие дизельные заводы принимают поршни со сложной овально-бочкообразной геометрией юбки. Такие поршни лучше приспосабливаются к деформированной поверхности втулки цилиндра и обладают более высокой несущей способностью. Однако из-за отсутствия достаточно достоверных расчетных методик форма и величина овальности и бочкообразности юбки подбираются опытно-экспериментальным путем, при этом чаще всего учитываются значительно реже, а монтажные и технологические деформации вовсе не учитываются.

Нередки случаи недооценки величины усилий, действующих на конструкцию. Очень часто при расчете получают небольшие величины рабочих усилий, а фактически возникают нагрузки, приводящие к потере работоспособности деталей или поломкам. Эти нагрузки могут быть вызваны неточностью монтажа, деформацией недостаточно жестких элементов конструкции, остаточными деформациями, перетяжкой крепежных деталей, повышенным трением и перекосом трущихся поверхностей, усилиями, возникающими при транспортировке и установке двигателя и другими факторами.

Величину деформаций можно рассчитать лишь в простейших случаях методами сопротивления материалов и теории упругости. В большинстве случаев приходится иметь дело с нерасчетными деталями, сечения которых определяются условиями изготовления или имеющими сложную конфигурацию, затрудняющую расчетное исследование деформаций и напряжений.

Втулки цилиндров имеют перекос в блок-картере двигателя вследствие несоосности верхнего и нижнего посадочных поясов, разноглубинности выточки в блоке под опорный бурт втулки, неперпендикулярности нижней плоскости фланца к продольной оси втулки и деформаций блока, вызываемых усилиями затяжки силовых шпилек крепления головки.

Недостатки монтажа и неточность изготовления деталей вызывают неравномерные в окружном направлении давления на втулку цилиндра со стороны посадочных поясов блока и резиновых уплотнительных колец. Эти давления зависят также от деформаций сопряженных деталей втулка-блок, величины зазора между втулкой и поверхностями посадочных поясов, обусловленного степенью точности обработки этих деталей, упругости уплотнительных колец и др.

Нагрузки, возникающие при установке и монтаже цилиндровых втулок с головками весьма значительны и зависят кроме прочего от чистоты обработки сопрягаемых поверхностей, наличия смазки и других факторов. Так на двигателях завода «Дагдизель» усилия затяжки каждого болта крепления головки цилиндров достигает 60...65кН. Усилия, возникающие при монтаже коленчатого вала, также велики и составляют 40.. ,50кН на один болт.

Монтажные нагрузки вызывают в основном местные растягивающие или сжимающие напряжения. Влияние этих нагрузок на изменение геометрии блока, в частности соосности коренных подшипников, довольно существенно. Экспериментальными исследованиями установлено, что изменение соосности опор коленчатого вала при монтаже головок цилиндров достигает ±12 мкм.

Моменты затяжки резьбовых соединений, рекомендуемые в литературе в таблице 1.

Таблица 1

Моменты затяжки резьбовых соединений в малоразразмерных быстроходных дизелях

Резьба М6 М8 М10 М12 М14

Мзат, кгс^м 0,6.0,8 1,5.1,7 3,2.3,5 5,6.6,0 8,2.9,0

Резьба М16 М18 М20 М22 М24

Мзат, кгс^м 12.14 16.19 23.26 32.36 42.48

Момент затяжки некоторых ответственных резьбовых соединений в малоразмерных быстроходных дизелях приведены в таблице 2.

Моменты затяжки ответственных резьбовых соединений в дизелях с диаметром цилиндра Б=95.. ,105мм.

Таблица 2

_ Момент затяжки некоторых ответственных резьбовых соединений_

№п/п Наименование соединения Момент затяжки, кгс^м

1 Гайки шатунных болтов 11.13

2 Гайки крепления головок цилиндров 18.20

3 Болты крепления маховика 17.19

4 Гайки крепления коренных подшипников 12.14

5 Болт крепления шкива и вала 24.34

6 Гайка крепления форсунки 6.7

Следует отметить относительно невысокую эффективность использования тарированного инструмента на производстве для контроля затяжки резьбовых соединений. При одном и том же моменте затяжки усилие затяжки изменяется в значительных пределах в зависимости от качества поверхностей резьб, торцовых поверхностей гаек или головок болтов, наличия смазки или грязи на контактирующих поверхностях, наличия шайб и других условий.

Другие, более совершенные методы контроля затяжки, например, по величине удлинения болта для производственных условий непригодны, из-за высокой стоимости и необходимости использования специально измерительной аппаратуры.

Для уплотнения газового, жидкостного и масляного стыков в ДВС применяются прокладки, которые должны длительное время выдерживать высокие температуры и быть стойкими против воздействия уплотняемой среды. Кроме того, прокладки должны быть достаточно упругими, чтобы заполнить на опорных поверхностях блока и головки все неровности, остающиеся после механической обработки и компенсировать погрешности изготовления.

В настоящее время, для рассматриваемого класса двигателей наибольшее распространение получили прокладки из асбожелезного полотна, вырезы под камеры сгорания в которых окантовывают медной или мягкой стальной фольгой толщиной 0,15.0,25мм.

Прокладки должны не только выдерживать все колебания температур и давления, но и длительное время работы двигателя сохранить постоянное сжатие уплотняемых поверхностей, обеспечивающее надежное уплотнение. В действительности, в результате воздействия температур, вибраций и других явлений старения происходит постепенное уменьшение толщины прокладки, т.е. прокладка дает усадку. Это ослабляет газовый стык и степень прижатия фланца втулки цилиндра к блоку. Поэтому возникает необходимость в дополнительной затяжки болтов крепления головки цилиндров для восстановления первоначального давления в стыке.

На рис.1 приведена диаграмма сжатия асбожелезного полотна толщиной Б=1,5мм.

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 Деформация прокладки, мм

Рис.1. Диаграмма сжатия асбожелезного полотна.

Деформацию сжатия определяют путем измерения толщины свинцовых шайб, заделанных в теле полотна, так как степень упругого восстановления толщины прокладки заранее неизвестны.

От жесткости прокладки и наличие на ней окантовки отверстий во многом зависят деформации уплотняемых деталей при затяжке болтов крепления головки к блоку. С увеличением жесткости прокладки эти деформации уменьшаются. При одном и том же материале прокладки с уменьшением ее толщины жесткость возрастает, а деформации блока, головки и втулки цилиндров уменьшаются. Вместе с тем слишком жесткая прокладка не обеспечивает надежное уплотнение стыка в процессе эксплуатации дизеля.

Момент затяжки Мкл приложенный к гайке, вызывает в резьбовом соединении осевые и тангенциальные усилия. В случае переноса осевых поверхностей возникают также изгибающие моменты.

При затяжке шпильки часть момента затяжки остается на гайке, как момент трения на опорной поверхности гайки Мт, а другая часть, Мр передается на шпильку. Момент трения в резьбе скручивает шпильку и, вследствие действия клина резьбы, растягивает ее силой Q. Таким образом

Мкл = Мт +Мр

где

f П3 -Я3

М = оА • в—^

Мт о 3 в02 - а]

„ Хща + А / сов В а

М = О—-—------

р 1 - А/сов В 2

Ща = / а •л - тангенс угла подъема резьбы;

в- половина угла профиля резьбы; коэффициент трения на торце гайки; коэффициент трения в резьбе; ёср- средний диаметр резьбы; Бо- шаг резьбы;

и ёо- диаметры окружностей, ограничивающих поверхность трения на торце гайки.

Из формул (1).(3) следует, что

е=

М,,

+ / /cos Р 1 - tgа / /cos Р

ср 2

+

/

В - ё В0 и0

В2 - ё2 В0 и0

3

Отсюда видно, что растягивающая сила Q и момент Мр , скручивающий шпильку не зависят от жесткости стягиваемых деталей, а зависят при заданном моменте Мкл только от коэффициентов трения и геометрии резьбы. В свою очередь коэффициенты трения зависят от точности изготовления резьбы, качества контактирующих поверхностей, материала деталей, их термообработки, наличия смазки и других факторов и могут колебаться в достаточно широких пределах - от 0,06 до 0,3 и более. Поэтому значение сил и моментов, полученные по формулам (1).(4), следует рассматривать как первое приближение к истинным значениям Q и Мр. Это показывает, что для каждого конкретного резьбового соединения значения силовых факторов должны быть уточнены экспериментальным путем, в частности, путем измерения деформаций.

Так при экспериментальном исследовании шпилек крепления головок цилиндров дизеля СМД-14 (М14х1,5) было установлено, что Q=95.100кН, Мр=85.90Нм, тогда как по формулам (1).(4) были соответственно получены значения Q=65кН и Мр=75Нм.

Наибольшее затруднение при расчетно-теоретическом исследовании напряженно-деформированного состояния (н.д.с) деталей остова возникают при рассмотрении головки цилиндров. Это связано со сложностью ее конструкции, многообразием действующих нагрузок, нестабильностью и большим разбросом размеров отливок, наличием прокладки и т.п.

Как правило, головки цилиндров объединяют два или четыре цилиндра и редко шесть. По своим характерным размерам и условиям опирания головки следует отнести к балкам или плитам, лежащим на упругом основании.

Наличие многочисленных полостей, каналов, отверстий (газовоздушных, водяных, масляных и др.) приводит к резкому изменению геометрических характеристик сечений по направлениям координатных осей, что сильно затрудняет использование известных методов теории упругости для расчета подобных деталей.

Непрерывно меняющаяся нагрузка от давления газов и неравномерность температурных полей лишь усугубляют эти затруднения. Тем не менее, в качестве первого приближения к истинной картине н.д.с. головку цилиндров можно рассмотреть как балку переменного момента инерции поперечного сечения, лежащую на упругом основании с переменным коэффициентом постели и нагруженную изменяющимися по ее длине и по времени силовыми факторами - монтажными, газовыми и термическими.

Выводы. При затяжке гаек шпилек крепления головки происходит деформация головки, прокладки головки, рис.2, самых шпилек и блок-картера. Задачу определения деформаций и напряжений, возникающих в головке при сборке двигателя можно решить по следующей схеме:

1.Из диаграммы сжатия материала головки определяем объемную жесткость Ко=dр/dV, кгс/см3.

2.Исходя из геометрии перфорированной прокладки, рис.2, определяем дискретные значения ширины прокладки в (х) через небольшие промежутки Дх.

3.Определяем дискретные значения коэффициента постели к(х)=ков(х) кгс/см2.

4.Определяем моменты инерции наиболее характерных поперечных сечений головки (сечения, проходящие через оси цилиндров, через оси клапанов, через оси форсунок, через оси отверстий под шпильки и др.).

Рис.2. Прокладка головки цилиндров.

5.Приводим балку переменного поперечного сечения J(х) к эквивалентной балке с постоянным моментов инерции J0, для чего строим эпюру ах=10 Л(х) и эпюру изгибающих моментов Мх в основной системе, вычисленную от усилий затяжки шпилек и реактивного давления, в качестве которого в первом приближении принимаем зависимость к(х). Перемножив эпюры ах и Мх, получим эпюру Мэкв для эквивалентной балки в первом приближении.

6.Для последующих уточнений результатов в расчет нужно ввести перемещение балки на упругом основании, которые могут быть определены из решения дифференциального уравнения четвертого порядка.

ах4

где у-осадка балки, пропорциональная давлению на основание; q(х)-обобщенная внешняя нагрузка.

ЕJo + к

Решение уравнения (5) известны и приводятся в соответствующей литературе. Трудности вызывает определение четырех постоянных интегрирования (С1, С2, С3, С4), появляющихся при четырехкратном интегрировании уравнения (5) и зависящих от граничных условий. Однако использование фундаментальных функций акад. Крылова существенно (в 2 раза) облегчают эту задачу.