Шабров Н.Н. - Метод конечных элементов в расчётах деталей тепловых двигателей (1061803), страница 33
Текст из файла (страница 33)
В собранном виде комплект втулка-крышка цилиндра опускается в блок с зазором по всем посадочным поясам до посадки нижней плоскостью крышки цилиндра на верхнюю плиту блока и закрепляется основными силовыми шпильками. Подобнос конструктивное решение позволяет вывести газовый стык из силовой схемы. Таким образом, усилие затяжки основных шпилек практически не влияет на условия плотности газового стыка, геометрию рабочей поверхности и уровень напряженности верхнего пояса втулки. В рабочих условиях в верхнем посадочном поясе за счет разности температур блока и втулки создается тепловой натяг.
Статистические данные по аналогичным втулкам показывают, что вследствие износа сопрягаемых поверхностей блока и втулки тепловой натяг постепенно исчезает и большую часть предусмотренного моторесурса втулка работает как самостоятельная система без силовой взаимосвязи в соединении с верхним опорным поясом блока ~201. В условиях отсутствия теплового натяга верхняя часть втулки имеет относительную свободу для упругих перемещений при действии давления газов и тепловых деформаций, которые ограничиваются только связью с днищем крышки через уплотнительную прокладку.
В этих условиях приобретает особое значение обесгечение прочности втулки в ее верхней части из-за совместного действия в ней монтажных и рабочих напряжений от сил давления газов и неравномерного нагрева. Кроме того, верхний бурт втулки цилиндра имеет конструктивные ослабления в виде резьбовых и переливных отверстий, радиусных переходов, которые являются концентраторами напряжений. Существенное влияние на герметичность газового стыка могут оказывать радиальные сдвигающие усилия, приложенные к уплотнительной прокладке.
Практическая необходимость детального. исследования пагружения и работы втулок подвесного типа форсированного дизеля обусловлена случаями появления трещин в их верхнем бурте, причем определяющим видом разрушения становятся усталостные изломы. Они характеризуются постепенным развитием трещин от мест концентрации напряжений. Для втулок подвесного типа характерны трещины трех типов: осевые (вдоль образующей цилиндра), по резьбовым и переливным отверстиям и по окружности около переливных отверстий в районе радиусиого перехода цилиндрической оболочки к верхнему бурту. Трещины последнего типа имеют начало от резкого уступа при выходе отверстия на радиусный переход.
Для детального исследования выбранной втулки применяется МКЭ в двух- и трехмерной постановке. Учитывая, что втулка подвесного типа обладает циклической симметрией, достаточно рас- 194 Рис. 10.10. Идеализация втулки системой осесимметричных конечных эле- ментов Рис, 10.9. Идеализация исследуемой области втулки системой трехмерных конечных элементов кинематических граничных условий, которые определяются при решении соответствующей осесимметричной задачи. Аппроксимация выбранной области исследования втулки объемными конечными элементами представлена ца рис.
10.9. Для расчетов в осесимметричной постановке осуществлена идеализация втулки системой тороидальных конечных элементов !рис. 10.10). Прочность соединения во многом зависит от способа завертывания шпилек. Прн завертывании шпильки с упором в обрез отверстия в резьбовом поясе возникают напряжения растяжения, имеющие наибольшее значение в начальном витке, совпадающем с обрезом отверстия, а в резьбовом поясе втулки — ответные напряжения сжатия. При нагружении соединения силой предварительной затяжки напряжения растяжения в шпильке и сукатия во втулке возрастают.
195 смотреть лишь ее один сегмент, вырезанный радиальными плоскостями. При задании граничных условий по перемещению для точек, лежащих в радиальных плоскостях, образующих сегмент, применена разработанная методика задания линейно зависимых граничных условий. Этим точкам разрешалось лишь скольжение в пределах указанных радиальных плоскостей. Чтобы сократить объем вычислений при решении трехмерной задачи цилиндрическая часть втулки отсекается, а ее действие заменяется заданием С приложением рабочей нагрузки во втулке возникают напряжения растяжения, Напряжения растяжения в шпильке возрастают, но одновременно уменьшается давление, оказываемое на шпильку сжатым участком втулки.
Напряжения в шпильке зависят, с одной стороны, от рабочей нагрузки, а с другой — от усилия затяжки ее во втулке. В глухих отверстиях применяется также завертывание шпилек с упором в днище отверстия. При завертывании в резьбовом поясе шпильки образуются напряжения сжатия, имеющие наибольшее значение в конечном витке, а в резьбовом поясе втулки— напряжения растяжения. В материале втулки под действием притягиваемой детали возникают напряжения сжатия, а напряжения растяжения у днища отверстия ослабевают. При нагружении соединения рабочей растягивающей силой напряжения растяжения у первых витков шпильки возрастают, но конечное их значение меньше, чем при завертывании в обрез отверстия.
Конечные напряжения сжатия, возникающие в ма-. териале втулки при предварительной затяжке, уменьшаются в результате отхода притягиваемой детали. Однако напряжения растяжения у днища отверстия увеличиваются. Таким образом, первая система стопорения нагружает шпильку, а вторая — корпус в нижней части резьбового отверстия. Значения максимальных напряжений в обоих случаях зависят от усилия, приложенного к шпильке при ее завертывании.
Так как затяжка должна быть достаточно сильной, чтобы предупредить самоотвинчивание шпильки, то на практике возможно в первом случае перенапряжение шпильки, а во втором — корпуса втулки. В связи с этим возникает необходимость в проведении численного исследования влияния способа стопорения шпильки па напряженное состояние втулки. Распределение осевой и радиальной составляющей усилия затяжки для двух рассматриваемых способов завертывания шпильки в корпусе втулки получено с учетом характера распределения нагрузки по виткам резьбы. При этом рельеф резьбы не учитывался, а усилия прикладывались по среднему ее диаметру. В обоих случаях принято, что полное усилие затяжки на шпильку составляет 0,17 МН.
Наиболее нагруженными являются места сопряжения бурта с цилиндрическими частями втулки, На рис. 10.11 представлено распределение интенсивности напряжений в районе резьбового отверстия. Неравномерность распределения интенсивности напряжений по окружности незначительная.
Анализируя полученные результаты, можно сделать вывод, что несмотря на некоторое увеличение напряжений растяжения в нижней части резьбового отверстия, стопорение шпильки с упором в дно отверстия является предпочтительнее из-за снижения уровня напряженности в наиболее опасных местах конструкции. 196 Надежная работа уплотнительной прокладки газового стыка и пары втулка †поршнев кольцо при форсировании двигателя не обеспечивается, Это приводит к разработке дополнительных а1 б, Май 6 б,МПа даат»аааа а-аааааи-аа а аа»аа1аа тая!аааа а-аа-тааа-ааа аа Рис. 10.! 1. Распределение напряжений в районе резьбового отверстия при стопорении шпильки с упором в дно (и) и в обрез (б) отверстия: — — интенсивность напряжений; — — — — осевые напряжения аа -аа -аа с:» са с» с»» ! б; аа/7а с» ь сь СЭ Рис.
10.12. Распределение температурных меридиональ- ных напряжений по поверхности втулки: — — исходный вариант; — — — — покрытие толщиной 6 = 1 мм; — — — — покрытие толщиной 6 = а мм мер по снижению теплонапряженности цилиндровой втулки. К ним можно отнести применение па внутренней поверхности зеркала цилиндра в районе камеры сгорания до места остановки первого поршневого кольца теплоизолирующих покрытий. Рассматри- 197 валось влияние покрытия толщиной 1 и 2 мм, имеющего коэффициент теплопроводности Х = 0,58 Вт!'(и К). При определении напряженного состояния втулки от действия температурного поля предполагалось равенство температурных перемещений втулки и крышки цилиндра по уплотнительной прокладке, а также наличие гарантированного зазора между опорным буртом втулки и верхним посадочным поясом блока.
Рис. !0.13. Распределение температурных меридиональных напряжений в зоне радиусного перехода Оооаначения те же, что на рис. !Ола На рис. 10.12 представлено распределение осевых напряжений по внутренней и наружной поверхности втулки. Как видно, максимум осевых напряжений наблюдается на внутренней поверхности в области соединения верхнего бурта с цилиндрической частью втулки. Применение покрытия толщиной 1 мм позволяет снизить максимальное напряжение на внутренней поверхности приблизительно на 10 оо, а при толщине 2 мм — на 20 о~о.
Численно максимальное значение осевых температурных напряжений сжатия на поверхности зеркала цилиндра составляет 167 МПа для исходной конструкции, 151 и 133 МПа соответственно при толщине покрытия 1 и 2 мм. Зона соединения бурта втулки с цилиндрической частью является очень напряженным местом конструкции. Как со стороны камеры сгорания, так и со стороны охлаждения, здесь наблюдается значительный рост напряжений. В районе ра- 19В диусного перехода со стороны охлаждения в процессе зксплуатации отмечались случаи появления трещин [20!.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
