Шабров Н.Н. - Метод конечных элементов в расчётах деталей тепловых двигателей (1061803), страница 31
Текст из файла (страница 31)
Характерная «рамочная» форма следов приработки па цилиндрических юбках серийных поршней, имеющих занижение части поверхности на дуге ~50 ' от оси поршневого пальца, указывает на неполный контакт юбки с гильзой, при этом площадь насветленных участков может составлять 60- — 40 ~о от площади полной опорной поверхности юбки. В результате, как показывает анализ, локальные давления на отдельных участках рабочей поверхности юбки могут в два и более раз превышать значения средних давлений.
Таким образом, условия оптимального сопряжения поршня и гильзы определяются суммарной величиной пространственных рабочих деформаций деталей цилиндропоршневой группы 1ЦПГ). Рациональный учет деформаций на стадиях проектирования и доводки двигателя позволяет обеспечить повышение несущей способности юбки поршня и, следовательно, повышение надежности ЦПГ дизеля, В этой связи одной из первоочередных задач, возникающих при проектировании и доводке цилиндропоршневой группы, является вопрос оценки пространственных деформаций сопрягаемых поверхностей поршня и гильзы. В общетеоретическом аспекте эта проблема должна рассматриваться с позиций пространственной контактной задачи для поршня и гильзы с учетом гидродинамических условий в масляном слое и предусматривать определение закона распределения давлений между контактирующими поверхностями. Однако практическое решение такой задачи весьма сложно и трудно осуществимо, поэтому при проведении расчетных исследований деформаций боковой поверхности поршня легкого быстроходного форсированного дизеля "1Н 16/17 был обоснован принцип моделирования условий контактного взаимодействия поршня с гильзой.
Особенности конструкции цельных поршней быстроходных двигателей и условия рабочего нагружения исключают возможность постановки осесимметричной задачи и применение оболочечных методов расчета. Поэтому в данном случае для расчетного исследования поршня наиболее целесообразно применение метода конечных элементов. В отличие от исследования поршней методом конечных элементов, рассматривающих пространственные дискретные модели четверти поршня, здесь рассмотрена половинная модель. Это позволило учесть в силовой схеме нагружения поршня действие бокового давления на юоку поршня и соответствующие реакции в отверстиях бобышек.
Рассмотрение половинной модели и связанное с этим увеличение необходимого числа конечных элементов потребовали отработки приемлемой схемы идеализации поршня. Сравнительная 183 оценка рассмотренных дискретных моделей производилась по сходимости результатов расчета с экспериментом, при этом рассматривалось два случая нагружения поршня: равномерным температурным полем при Т = 443 К, и давлением на днище поршня при Р, = 11 МПа, В результате проведенных численных экспериментов были выбраны схемы, включающие для модели четверти Ы7 дЗ Рис.
9.37. Схема разбивки поршня на конечные элементы поршня приблизительно 800 тетраэдров, для модели половины поршня 1500 тетраэдров. Соответствующая схема разбивки поршня показана на рис. 9.37. В этом случае максимальная погрешность расчетной оценки радиальных перемещений для нижнего сечения юбки половинной дискретной модели составила для тепловых перемещений 6 % и для перемещений от действия давлений газов на днище — 13 а/о. Анализ сил, действующих на поршень и гильзу цилиндра, показал, что для звездообразного двигателя характерны существенно различные условия их нагружения в главном и боковых блоках. При этом оказываются различными значения и фазы действия максимальных сил, а сами поршни имеют различную форму боковой поверхности.
Эти особенности предопределили выбор расчет- 184 ных схем нагружения поршней. При проведении расчетных исследований были рассмотрены схемы парциального и совместного нагружения поршня неравномерным температурным полем, давлением газов в цилиндре и распределенным давлением на юбку поршня.
Температурное поле поршня принималось в расчетах по данным термометрировапия серийных поршней методом плавких вставок на одпоцилиндровом отсеке .и развернутом двигателе. Анализ распределения температур по окружности сечений поршня и в массиве показывает, что температурное поле поршня можно рассматривать осесимметричным лишь в первом -ур приближении. Поэтому расчет тепловых перемещений производился из условий половинной симметрии тем- !р пературного поля. у0 Влияние распределенного бокового давления на дефор- 80 мации юбки поршня про- анализировано для случаев Рис. 9.38.
деформация трех сечений юбки учитывающих особенности поршни: ГЕОМЕтрИИ 1ЮрШНЕЙ И уСЛО- ! — верхнего сечения А — А; а — по оси порш- невого пальца и — и; Н вЂ” нижнего  — В при ВИЙ ИХ НЯГРУЖЕНИЯ. РВССМО нагружепии давлением гааов Рг = 1! Мпа; трЕНЪ| СХЮ1Ы НатруЖЕНИя Π— по расчету; Х вЂ” по эксперименту половинной модели поршня с локальным повышением давлений у верхнего края юбки, по границам дуги контакта поршня с гильзой, а также с косинусным и равномерным распределением давлений.
На рис. 9.38 показаны деформации трех сечений юбки, возникающие при нагружении поршня давлением газов Р, = 11 МПа. Тепловые перемещения для этих же сечений даны в табл. 9.1. Схема расположения сечений и обозначение соответствующих узлов показаны на рис. 9.39. Сравнение тепловых перемещений с перемещениями от действия давления газов показывает, что последние относительно невелики и их наибольшая доля в нижнем сечении юбки не превышает 1б %. На рис.
9.40 (кривые А и Б) показано изменение профилей серийных 1, 2 и опытного 3 поршней при совместном нагружении температурным полем, давлением газов и распределенным давлением на юбку поршня в положении ВМТ на такте рабочего хода в боковом блоке. Анализ кривых показывает, что серийные поршни, имеющие круглую цилиндрическую и круглую коническую 7 Шабров Н. Н, !85 Таблица 9.1 Радиальные перемеще- ния, мм Радиальные перемеще- нии, мм Радиальные перемеще- нии, мм Номер узла Номер узла Номер узла Сечение  — В Сечение Б — Б Сечение А — А 235 236 237 238 239 240 241 О, 172 О, 171 0,170 О, 174 0,182 О,!97 0,200 0,262 0,265 0,270 0,272 0,272 0,274 0,276 161 162 163 164 165 166 167 135 136 137 138 !39 !40 !41 0,317 0,315 0,315 0,3! 3 0,310 0,3! ! 0,3! ! юбки, в рабочем состоянии имеют неблагоприятную форму, при которой юбка поршня не может контактировать всей поверхностью с гильзой цилиндра, Это согласуется с характерной «ленточной» и «рамочной» формой следов приработки на юбках серийных поршней.
Профиль опытного овально-бочкообраз- 155 -~- ного поршня имеет более А~ 06 благоприятную выпуклую В~ форму и с учетом деформации образующей гильзы !ВВ В~ ип 1 ~ цилиндра обеспечивает оольшую площадь контак- В-В 23 à — та юбки, при этом одно- ~ временно снижается возможность возникновения 237 64 кромочных зон повышен- 2ВВ 456 256 «56 165 ~ ных давлений. !66 256 гц «ВО 167 В табл. 9.2 приведены значения радиальных пеРис. 9.39. Схема расположения сечений и соотнетсчиу|ощих уалои ремещений в нижнем сечении  — В юбки (см.
рис. 9.39) в случае нагружения температурным полем, давлением газов при трех вариантах распределения давлений на юбку поршня: 1) давление распределено по верхнему краю юбки равномерно по дуге окружности; 2) давление распределено по косинусному закону по высоте поршня и окружности юбки; 3) давление распределено равномерно по рабочей площади юбки. Сравнение значений радиальных перемещений показывает, что в рабочей зоне нагружения юбки поршня радиальные перемещения заметно зависят от вида распределения давления по !86 В-В 655 161 556 !Вг !Вд / поверхности юбки, поэтому целесообразно определить оптимальный профиль боковой поверхности поршня. Весь комплекс расчетных исследований позволил установить основные закономерности развития рабочих деформаций боковой ар 11тег гю ) з7Ц Рис.
9.40. Изменение профилей поршней прн рабочем нагружении температурным полем, давлением газов в цилиндре и распределенным давлением на юбку поршня в холодном и в рабочем состоянии: 1 — поршень с круглой цилиндрической юбкой; У вЂ” поршень с круглой конической юбкой и с занижением части поверхности иа дуге ЗО" от оси поршневого пальца; а — овально-бочкообразный поршень; — — в плоскости, перпендикулярной к поршневому пальцу; — — — — в плоскости поршневого пальца поверхности поршня. Это позволило с учетом соответствующих исследований деформаций гильзы цилиндра разработать практические рекомендации по профилированию поршня, которые были Таб гица 9.2 Радиальные перемещения, мм Номер узла 1 вариант 11 вариант 111 вариант 187 235 236 237 238 239 240 241 460 459 458 457 456 455 0,167 О,! 71 О,!79 О,!92 0,201 0,212 0,212 0,207 0,200 О, 195 0,193 0,192 0,192 0,118 0,131 0,149 0,163 0,196 0,207 0,218 0,200 О, 180 0,170 О, 170 0,170 0,170 О,! 30 0,139 0,154 0,169 0,188 0,200 0„209 О, 192 0,182 0,180 0,179 О,! 78 О, 177 использованы при доводке геометрии овально-бочкообразного поршня быстроходного двигателя ЧН 16/17.
Длительные моторные испытания подтвердили повышенную надежность этих поршней. Глава 10 ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛОВОГО И НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ ЦИЛИНДРОВЫХ ВТУЛОК ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 10.1. РАСЧЕТНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ ЦИЛИНДРОВОЙ ВТУЛКИ ДИЗЕЛЯ С ПДП Рассматриваемая цилиндровая втулка двухтактного дизеля с противоположно движущимися поршнями (ПДП), часть которой представлена на рис.
10.1, имеет вертикальные ребра со стороны охлаждения. В районе камеры сгорания наблюдается изменение диаметра цилиндра с 300 до 230 мм. С помощью опорного фланца втулка фиксируется в блоке. В районе радиусного перехода в теле втулки имеются сверления для форсунок и клапана пускового воздуха. Полость охлаждения образуется между втулкой и надетой на нее рубашкой. Как видно, сложная нерегулярная конфигурация конструкции исключает возможность использования для анализа ее напряженно-деформированного состояния осесимметричную постановку задачи. Кроме того, условия формирования потока рабочего тела в камере сгорания приводят к значительной неравномерности распределения температур по внутренней поверхности втулки как в осевом направлении, так и по ее периметру.
Указанное обстоятельство существенно усложняет расчеты. Таким образом, определение напряженно-деформированного состояния исследуемой цилиндровой втулки в общем случае сводится к решению методом конечных элементов трехмерной задачи теории упругости. Решать задачу в трехмерной постановке для всей втулки с учетом оребрения, отверстий и окон чрезвычайно сложно. Следует отметить, что работоспособность рассматриваемой конструкции определяется главным образом уровнем напряженности в районе камеры сжатия. Наиболее опасными зонами являются выходные кромки отверстий. Именно в этих местах наблюдается появление трещин, приводящих к частичной или полной потере работоспособности двигателя.