Диссертация (1026217), страница 13

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 13)

центра масс С поршня поцентральной оси поршня с осью бобышек, приводящее к улучшению балансиров 90 ки поршня, снижению механических потерь, износа, шума и вибрации при движении поршня в цилиндре ДВС.Очевидно, что в Варианте 1 конструкционного исполнения наличие ребержесткости на внутренней поверхности юбки не должно препятствовать свободному перемещению (качанию) шатуна относительно оси бобышек. В связи с этимтребованием, при размещении ребер жесткости на внутренней стенке юбки в зонеплоскости качания шатуна в пределах толщины его стержня hш основной ограничительный размер ребер - их высоту hр - следует согласовывать с параметрамиконструкции кривошипно-шатунного механизма ДВС, исходя из схемы, приведенной на Рисунке 3.2, по выражениюhp Dю А В,2(3.1)где Dю - диаметр юбки поршня; А - расстояние от оси шатуна до оси поршня вплоскости нижней кромки юбки при максимальном отклонении шатуна на уголβmax; В - расстояние от оси шатуна до минимального зазора  между стержнем шатуна и ребром жесткости.Из решения треугольников следуют необходимые формулы для определения вычитаемых А и В, входящих в выражение (3.1)АBLпп  RL2ш  R 2(3.2);Lш  bш2  L2ш  R 2,(3.3)где Lпп - расстояние от нижней кромки юбки до оси бобышек (поршневого пальца); R - радиус кривошипа коленчатого вала (не показан); Lш - длина шатуна; bш ширина стержня шатуна на уровне нижней кромки юбки при его максимальномотклонении на угол βmax.В ходе расчета рационального значения предельной высоты hр ребра жесткости по формулам (3.1)-(3.3) значение зазора  необходимо задавать из конструкционных соображений, при этом значения геометрических параметров Lпп, R, 91 Lш и bш принимаются на основе чертежей или замеров деталей конкретной конструкции ДВС.Рисунок 3.2.

Характерные размеры предлагаемого поршня и связанного с ним шатуна 92 С учетом достаточной устойчивости соотношений между значениями параметров Lпп, R, Lш и bш для выполненных конструкций широкого класса ДВС, в частности, автотракторного типа, приняв технически обоснованное значение минимального зазора  равным 3 мм, а также отношение радиуса кривошипа к длинешатуна R/Lш==0,22...0,29, становится возможным упростить выражение (3.1),сведя его к зависимости от диаметра юбки Dю:hр=0,12…0,18Dю.(3.4)Нижняя граница интервала значений выражения (3.4) соответствует так называемым длинным поршням (Lп/Dю  1,1); верхняя - коротким поршням(Lп/Dю  0,9), где Lп - общая длина (осевая высота) поршня.Длина lр ребер жесткости в направлении оси поршня, имеющая значительное влияние на жесткость юбки, может варьироваться, исходя из существующейгеометрии внутренней полости поршня, принятого варианта расположения и количества ребер жесткости, а также исходной жесткости стенки юбки.

При этом израссмотрения выполненных конструкций ДВС автотракторного типа очевидноследует, что максимальное значение длины lр ребер жесткости может быть достигнуто только в случае их расположения в зоне качания шатуна между плоскостями, проходящими через торцовые поверхности бобышек. Из анализа конструкций и результатов моделирования напряженно-деформированного состояния(НДС) поршня получено, что выбор рационального значения длины lр ребер жесткости в общем случае целесообразно связывать с длиной Lю юбки на основе соотношения 0,25 Lю  lр  1,15 Lю.Толщина tр ребер жесткости выбирается исходя из конструкторско-технологических соображений, однако, с учетом стремления к ограничению массыпоршня при введении ребер жесткости, для назначения параметра tр может бытьрекомендовано оценочное выражение tр=0,5hр.

Выполненные оценки показали,что при использовании этого правила выбора толщины ребра tр увеличение общей массы поршня за счет введения ребер жесткости на его юбке при прочих равных условиях не превышает 5%. 93 Расчетное моделирование НДС поршня применительно к размерности и условиям номинального режима работы дизеля - объекта исследования, выполненное с помощью программного комплекса SOLIDWORKS, показало, что наличиена внутренней поверхности стенки юбки поршня ребер жесткости для всех трехчастных случаев конструкционного исполнения предлагаемого поршня привело кснижению максимальных напряжений изгиба в материале юбки (Рисунок 3.3) с38,8 МПа до 26,5 МПа (для варианта 3) по сравнению с серийным исполнениемизвестного поршня указанного ДВС без ребер жесткости на внутренней поверхности юбки (Таблица 3.1).

Материал поршня – сплав АК-15Д, допустимые напряжения для которого согласно ГОСТ 1583-93 «Сплавы алюминиевые литейные.Технические условия» на порядок выше полученных величин, поэтому они непредставляют опасности для стабильной работы ЦПГ. Однако сам поршень работает в условиях циклического нагружения и даже небольшие напряжения по истечении определенного промежутка времени могут привести к накоплению разногорода дефектам в материале поршня.абРисунок 3.3. Результаты оценки напряжения изгиба наружной поверхностипоршня под действием гидродинамического давления на юбку:а - серийная конструкция; б - опытная конструкция, Вариант 3 94 Исходя из принятой схемы нагружения юбки поршня гидродинамическимдавлением масла со стороны стенки цилиндра (Рисунок 3.4) входные данные о величине и характере действующего на поверхность юбки поршня дизеля 1Ч 8,5/8,0максимального гидродинамического давления масляного слоя для сравниваемыхконструкций серийного и опытного поршней получены с помощью программыPISTON-DHT (Рисунок 3.5).Рисунок 3.4.

Принятая схема нагружения юбки поршня гидродинамическимдавлением моторного масла ргРисунок 3.5. Расчетное распределение (по результатам применения программыPISTON-DHT) максимального гидродинамического давления в слое моторногомасла по полуокружности юбки поршня дизеля 1Ч 8,5/8,0:а – серийный поршень, б – опытный поршень, Вариант 3В результате моделирования обнаружено, что максимальная деформациястенки юбки (Рисунок 3.6), приводящая к искажению исходного профиля последней и локализованная в нижней части юбки поршня в плоскости качания шатуна,уменьшилась с 44 до 14 мкм или на 68% при использовании опытного поршня(Вариант 3) вместо серийного (Таблица 3.1).

Одновременно с этим размещение 95 ребер жесткости в указанной зоне юбки поршня вызвало сближение координатыцентра масс поршня с координатой оси бобышек на 0,9...2,4 мм (6...15%), что витоге привело к благоприятному снижению мощности механических потерь с 790до 750 Вт (на 4%) и подавлению износа юбки поршня с 6,9 до 4,6 мкм (на 33%)(Таблица 3.2).Таблица 3.1.Сравнение максимальных напряжений изгиба и деформации юбкисерийного и трех вариантов исполнения опытного поршняМаксимальное напряжение изгиба в стенке юбки, МПаОпытный поршеньСерийныйпоршеньВариант 1, %Вариант 2, %Вариант 3, %38,826,93127,23026,532Максимальная деформация стенки юбки, мкмОпытный поршеньСерийныйпоршеньВариант 1, %Вариант 2, %Вариант 3, %44361826411468Примечание:  - относительное изменение (разница) между значениямисходственного параметра серийного и опытного поршней.абРисунок 3.6. Результаты оценки деформации наружной поверхностипоршня под действием максимального гидродинамического давления на юбку:а - серийная конструкция; б - опытная конструкция, Вариант 3Таблица 3.2. 96 Сравнение значений координаты центра масс, мощностимеханических потерь и максимального износа юбки серийного итрех вариантов исполнения опытного поршняВарианты исполнения опытного поршняи относительная разница КонтрольныйИзвестныйзначений контрольных параметровпараметрпоршеньпо сравнению с серийным поршнем,1%2,%3,%Координатацентра масс16,015,1614,11213,6157907880762475846,96,814,7324,633поршня ХС, ммМощность механических потерь Nm, ВтМаксимальныйизнос юбкипоршня hю, мкмИмеющие место температурные деформации поршня в данном случае автоматически компенсируются тем, что в расчетной конечно-элементной моделиНДС поршня изначально используется профиль юбки в «горячем» состоянии, построенный с учетом изменения исходного чертежного «холодного» профиля юбкив известном температурном поле.

Информация о характере и значениях температурного поля на поршне берется из заводских экспериментов по термометрированию поршней дизелей. При отсутствии таких экспериментальных данных необходимая картина температурных деформаций может быть получена моделированием НДС поршня при задании известных из эксперимента граничных условий.Поскольку юбка поршня в первом приближении имеет форму тонкостеннойцилиндрической оболочки, постольку равномерное распределение температуры 97 по ее высоте вызывает равномерную деформацию, не приводящую к значимомуискажению заданного чертежом профиля.

Искажение профиля вызывает неравномерность распределения температур - температурный перепад. Однако температурный перепад по высоте юбок выполненных конструкций поршней автотракторных ДВС, во-первых, обычно не превышает 40оС, во-вторых, имеет локализацию максимальных значений температур в верхней (наиболее жесткой для всехбез исключения конструкций) части юбки.

Поэтому влияние температур на искажение профиля именно юбки поршня несоизмеримо меньше, чем влияние рассматриваемых в данном случае факторов внешней нагрузки (боковой силы поршня и гидродинамического давления), имеющих точку приложения своих максимальных результирующих в наиболее ослабленных местах юбки - ее средней инижней частях.Промышленная применимость предлагаемого технического решения - ребержесткости юбки - обусловлена простотой его технической реализации, легко вписывающейся в существующие и перспективные способы получения заготовокпоршней (литье в кокиль, жидкая штамповка, изотермическая штамповка и др.), атакже значимостью получаемых улучшений в виде снижения искажений исходного профиля юбки и максимальных напряжений ее изгиба, что в итоге приводит кповышению надежности работы поршня, проявляемой как снижение механических потерь, улучшение балансировки и подавление изнашивания поршня.3.2 Уменьшение искажений геометрии внутренней поверхности цилиндраЦелью этого исследования являлись поиск, выбор и проверка эффективности технических способов уменьшения искажений заданной геометрии трущейсяповерхности цилиндра дизеля 1Ч 8,5/8,0 от монтажных усилий затяжки шпилек.Поставленная цель достигалась применением вместо серийной несущей известной фланцевой свободной схемы крепления цилиндра к блок-картеру, в которую, однако, были внесены улучшающие инновационные отличия. 98 Анализ выполненных конструкций показал, что наиболее близким по технической сущности к предлагаемому техническому решению является устройство[148], содержащее цилиндр, головку цилиндра, цилиндр, блок-картер, гайки наввернутых в блок-картер шпильках, снабженных по краям средней части двумяопорными поверхностями, одна из которых опирается на фланец, выполненныйна цилиндре со стороны его головки, а другая - на поверхность блок-картера, причем между поверхностями цилиндра и блок-картера имеется зазор, превышающийвеличину деформации шпилек при их сжатии (Рисунок 3.7).Рисунок 3.7.

Характеристики

Список файлов диссертации