Повышение прочностной надежности транспортных дизелей (1025560), страница 24
Текст из файла (страница 24)
Максимальная температура в зоне кромки выпускной перемычки составляет ~340°С; в перемычке между впускными каналами ~315°С.Построим кривые выносливости для этих температур. При этом коэффициентыСС и р определим линейным интерполированием, поскольку зависимость их оттемпературы (в рассмотренном диапазоне температур 300..350°С) близка к линейной.163При температуре 315°С будем иметь сс = 17,97 и J3 = 0,0306; при 340°С а=17,74и /3 = 0,0307.Определим долговечности материала, достигаемые при действии амплитуднапряжений, имеющих место в перемычках. Предельное число циклов до разрушения для выпускной перемычки составит: N=52212 циклов, для впускнойперемычки N=63889 циклов.NpЗапас по долговечности N =дЛГной перемычки и Nд =6388952212составит: N* =Nд= 3,36 для выпуск15527„ „л= 4,11 для впускной.
Таким образом, полученыАЛЛзапасы по долговечности для наиболее нагруженных элементов огневого днища- межклапанных перемычек. Полученные величины показывают, что запасы поциклической прочности рассмотренного варианта крышки цилиндра достаточны для обеспечения надежной работы в течение всего ресурса тепловозного дизеля [3]. Можно отметить, что с точки зрения циклической прочности наиболеевероятны разрушения по выпускной перемычке.Ввиду отсутствия достаточно полных данных по нагруженности крышекпри эксплуатации дизелей в различных условиях выполненный анализ долговечности следует признать ориентировочным.
Для более точного определениязапасов по долговечности для крышек цилиндров, в том числе для уточненияверхних и нижних границ запасов, на данном этапе не достаточно сведений обэксплуатационной загруженности дизеля.1645.2.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ КРЫШКИ ЦИЛИНРАПО КРИТЕРИЮ ПРЕДЕЛЬНОГО ВРЕМЕНИ РЕЛАКСАЦИИДля крышки цилиндра судового дизеля необходимо оценить уровень накопленных в процессе эксплуатации остаточных напряжений в перемычках, поскольку, в данном случае уровень остаточных напряжений характеризует интенсивность накопления статических повреждений, связанных с релаксациейнапряжений и может являться критерием наступления предельного состояния.Предельное время релаксации соответствует моменту времени, когда остаточные напряжения в конструкции достигают предела упругости материала прирастяжении.Ранее, в главе IV, подобный расчет был выполнен с помощью упрощеннойбалочной модели перемычки.
Показано, что предельное время релаксации составляет -2000000 часов, что почти в 100 раз превосходит максимально возможное время работы судового дизеля на режиме номинальной мощности(20000 часов).В настоящей главе по методике, описанной в главе III, был выполненуточненный расчет остаточных напряжений в крышке цилиндра, накопленныхза период заданного моторесурса дизеля (60000 часов). Результаты расчета(рис.
5.8) показывают, что наиболее напряженными являются перемычки междувыпускными и впускными каналами. Остаточные напряжения в местах посадкиклапанных седел выпускной и впускной перемычек соответственно составляюта о с т =248 МПа и сгост=231 МПа.Для определения вероятности наступления предельного состояния необходимо сопоставить остаточные напряжения с условным пределом текучести материала при растяжении. Максимальные рабочие температурные напряжения вмежклапанных перемычках (рис. 3.17.) составляют <т тах =-389 МПа (выпускнаяперемычка) и <г тах =-405 (впускная перемычка).
Условный предел текучестивысокопрочного чугуна при сжатии (ЗЮ..340°С) составляет сго02=318 МПа;165при растяжении (20°С) CTQ 0 2 =360 МПа. В результате неупругого деформирования в полуцикле сжатия материал упрочняется, но при последующем растяжении разупрочняется согласно эффекту Баушингера и становится равным:(°"о,о2) = 289МПа для выпускной перемычки;\CTQ02J=273МПа для впускной перемычки.Рис. 5.8.
Распределение остаточных напряжений (Па) в межклапанных перемычках крышки цилиндра, накопленных за 20000 часов работы на режимеполной мощности дизеляОбласть упругого деформирования материала (циклический предел текучести S) определяется пределами текучести материала при сжатии и растяжении:" ~ °0,02 + °0,02Условие достижения предельного состояния принимает вид:\+*-*S,166где: <rmax - максимальное температурное напряжение сжатия в рассмотренном цикле;<тост - предельное остаточное напряжение.Вследствие релаксации напряжений предел текучести материала при сжатии постоянно снижается.
В то же время, в процессе термических циклов амплитуда цикла остается неизменной. В предельном состоянии остаточные напряжения должны быть равны новому пределу текучести, то есть:(Тост=\СГ0,02/ •В результате, максимальные сжимающие напряжения в конструкциивследствие процесса релаксации во времени должны составить:°raax =S~ (°"о+,02 ) = 2 °а ~(^0,02 JДля выпускной перемычки получено: сгтак =-(443,2-289)=-154,2 МПа; длявпускной перемычки <гтах =-(446,2-273)=-173,2 МПа. Снижению максимальныхсжимающих напряжений в перемычках до указанных величин соответствуетпредельное время релаксации напряжений -2000000 часов, что совпадает с ранее полученными результатами по упрощенной методике.Таким образом, предельное время релаксации при заданном уровне форсирования двигателя оказывается не достижимым.
На рис. 5.8. показаны остаточные напряжения в конструкции после 20000 часов работы на режиме номинальной мощности, что соответствует заданному моторесурсу двигателя в60000 часов. Выполненный анализ показывает, что условие прочности на основе указанного критерия, соблюдается, что говорит о работоспособности рассмотренного варианта крышки цилиндра в условиях применения к судовомудизелю.Наиболее нагруженным элементом крышки цилиндра с точки зрения второго критерия прочности является перемычка между выпускными каналами,что объясняется более интенсивным протеканием процесса релаксации напряжений в ней.167Таким образом, выполненные расчеты показывают, что рассмотреннаякрышка цилиндров дизеля 16ЧН26/26 является работоспособной при использовании на дизелях как тепловозного, так и судового назначения при номинальной мощности до Ре =3676 кВт.168ВЫВОДЫ1. Впервые разработана и реализована математическая модель для расчетаостаточных напряжений в элементах крышек цилиндров дизелей, основанная наметоде конечных элементов.
Адекватность математической модели подтверждена экспериментально.2. Выполнен анализ и уточнение эксплуатационной нагруженности крышекцилиндров среднеоборотных дизелей транспортного назначения. С использованием методов математической статистики произведена обработка данных осменности режимов работы тепловозных дизелей, дано обоснование параметровусредненного эксплуатационного цикла.3. На основе расчетных данных по остаточной напряженности и уточненных данных по сменности режимов работы выполнена оценка работоспособности и долговечности серийных вариантов крышек цилиндров дизелей типаЧН26/26 с повышенным уровнем форсирования.4.
Разработана упрощенная аналитическая модель межклапанной перемычки крышки цилиндра, позволяющая выполнять оценку остаточных напряжений, анализировать кинетику процессов циклического неупругого деформирования материала в условиях ползучести и релаксации напряжений.5. Основные результаты исследований работы использованы в конструкторской практике Коломенского завода при проектировании дизеля нового поколения размерности ЧН26,5/31.169СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ1.Никитин Е.А. Семейство дизелей Д49 // Двигателестроение. 1979.
№3.С. 1-6.2.Ваншейдт В.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судостроение. 1977.392 с.3.Сальников М.А. Оценка долговечности крышек цилиндров тепловозныхдизелей в зависимости от уровня теплонапряженности: дис. ...канд. техн. наук.Коломна. 1984. 210 с.4.Александров И.И. Исследование условий термической прочности литыхматериалов для деталей камеры сгорания транспортных дизелей: дис.
...канд.техн. наук. Коломна. 1972. 196 с.5.Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчет на прочностьпоршневых и комбинированных двигателей / Д.Н. Вырубов [и др.]. Под ред.А.С. Орлина, М.Г. Круглова. 4-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение.1984.384 с.6.Ваншейдт В.А. Конструирование и расчет прочности судовых дизелей.Л.: Судостроение. 1969. 391 с.7.Оптимизация конструкции теплонапряженных деталей / С М . Шелков [идр.].
М.: Машиностроение. 1983. 112 с.8.Иссерлис Ю.Э., Мирошников В.В. Системное проектирование двигателейвнутреннего сгорания. Л.: Машиностроение. 1981. 255 с.9.Салтыков М.А. Применение метода эквивалентной рамы для расчета контуров переменной жесткости в несущих деталях и узлах // Проблемы развитиякомбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение.1969. С.65-82.17010.Чайнов Н.Д. К расчету температурных напряжений в днище крышек цилиндров двигателей внутреннего сгорания // Известия ВУЗов.
Машиностроение. 1972. №10. С.101-108.11.Серенсен СВ., Когаев В.П., Шнейдерович P.M. Несущая способность ирасчет деталей машин на прочность. М.: Машиностроение. 1975. 488 с.12.Салтыков М.А. Прочность ДВС. Методы и средства обеспечения. М.:МГОУ. 1995. 90 с.13.Безухов И.И., Лужин О.В. Приложение методов теории упругости и пластичности к решению инженерных задач. М.: Высшая школа. 1974. 200 с.14.Гардан И., Люка М.
Машинная графика и автоматизация конструирования. М.: Мир. 1987. 272 с.15.Чайнов Н.Д., Заренбин В.Г., Иващенко Н.А. Тепломеханическая напряженность деталей. М.: Машиностроение. 1977. 153 с.16.Разработка и применение моделей разных уровней для расчетов рабочихнапряжений в крышках цилиндров транспортных дизелей / Н.Д. Чайнов [и др.]//Двигателестроение. 1987. №4. С. 10-14.17.Овсянников М.К., Давыдов Г.А.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
