Одним из путей исследования напряженно-деформированного состояния цилиндровых втулок является статическая электротензометрия /16/. Перед испытаниями втулки цилиндров оборудовали тензодатчиками ПКБ-5-50, которые наклеивали клеем БФ-2 и для защиты от атмосферы покрывали лаком марки 1201. В качестве регистрирующего прибора при испытаниях использовался одноканальный усилитель ЦНИИ МПС. В результате проведенных исследований установлено, что основным видом деформации цилиндровой втулки является изгиб, а характер и специфика распределения напряжений во втулке соответствует имеющимся конструктивным отличиям. В рассмотренных материалах закон приложения нагрузок, оказывающий влияние на распределение внутренних усилий и моментов, неопределен. Не учитывается также влияние динамики нагрузок на напряженное состояние цилиндровой втулки.

Напряжения во втулке экспериментально определяли на специально изготовленном в ЦНИИ МПС стенде для натурных усталостных испытаний /16/ с циклическим давлением от 0 до 500 кг/см² и частотой пульсации от 300 до 700 циклов в минуту. Целью таких испытаний было получение данных о пределе выносливости конструкции. Результаты проведенных исследований позволили уточнить метод определения напряжений и запасов усталостной прочности в детали.

Являясь мощным аппаратом познания условий зарождения усталостных повреждений и развития трещин, метод усталостных испытаний не применим для оценки динамических напряжений, определяемых только на работающих развернутых дизелях для оценки влияния эксплуатационных факторов на напряженное состояние цилиндровых втулок.

Тепловое состояние цилиндровых втулок дизелей типа Д100 различной конструкции оценивали двумя способами: расчетом и термометрированием /16/. Как показали исследования, расчетная температура втулки с поперечными ребрами ниже, чем усиленной вследствии возрастания в 1,26 раза коэффициента теплоотдачи от стенки к воде из-за увеличения скорости протекания воды в каналах между ребрами. Экспериментально замеренные температуры выше расчетных примерно на 10. Расхождение объясняется ухудшением охлаждения стенки втулки из-за наличия в каналах проводов термопар. Расчетные и эксплутационные исследования теплового состояния втулки показали, а экспериментальные подтвердили выводы экспериментов о более высокой работоспособности цилиндровых втулок с поперечными ребрами.

Для определения напряжений и деформаций в деталях ЦПГ предложена методика расчета оболочек вращения и круглых пластин, находящихся под действием температурного поля и системы внешних нагрузок /7/.

Расчет разделенной на элементы цилиндровой втулки заключается в решении статически неопределимой задачи, в которой вместе с уравнениями статики рассматриваются дополнительные уравнения совместности деформации.

---

Ввиду сложности математического аппарата указанная методика не нашла применения в производственной практике проектирования цилиндровых втулок и может быть использована только для расчета конструктивных вариантов детали на стадии эскизного проектирования. Оценка основных направлений развития методов и средств для определения динамической и температурной напряженности цилиндровых втулок позволяет сделать вывод об отсутствии в литературе достоверных расчетно-экспериментальных методик определения напряженного состояния конструкций на работающих высокофорсированных дизелях, учитывающих асимметричность цикла, динамику нагружения и подтверждающих учет эксплуатационных факторов.

3.2 Приближенный расчет напряженного состояния цилиндровой втулки высокофорсированного дизеля от действия сил инерции

За время совершения полного рабочего цикла цилиндропоршневая группа,

как и кривошипно-шатунный механизм четырехтактного дизеля нагружается в основном силами от давления газов, силами инерции поступательно и вращательно движущихся масс.

Цилиндровая втулка высокофорсированного дизеля опирается фланцем на верхнюю плиту блока. Опорный фланец прижимается к плите блока крышкой цилиндра через прокладку, уплотняющую газовый стык. Усилия затяжки шпилек крепления крышки цилиндра действуют непосредственно на фланец втулки цилиндра и верхнюю плиту блока по узкой кольцевой поверхности отверстия под втулку. Переход от опорного фланца к стене цилиндровой втулки (галтель), выполняется по наименьшему радиусу, что является причиной повышенной концентрации напряжений. Кроме этого, цилиндровая втулка имеет резко изменяющуюся форму поперечных сечений (например, в зонах опорных буртов с блоком), что с учетом действия нескольких силовых факторов (сил инерции, сил давления газов и так далее) служит причиной повышения общей неравномерности распределения напряжений при нагружении. Эти обстоятельства являются одной из причин понижения прочности и долговечности конструкции.

Поэтому разработка конструкторско-технологических методов улучшения формы и оценка эффективности этих методов для повышения работоспособности, прочности и долговечности цилиндровых втулок имеет важное народнохозяйственное и научное значение. Ниже предлагается приближенный метод расчета напряженного состояния цилиндровой втулки четырехтактного дизеля от действия сил инерции, представляющий собой синтез методов /4/, /6/ с некоторыми уточнениями и дополнениями.

Для решения вопроса о напряженном состоянии цилиндровой втулки рассмотрим расчетную схему со следующими условиями и допущениями:

-опорный фланец жестко заделан по наружному диаметру цилиндровой втулки и сопряжен с упругой оболочкой на внутреннем и наружном краях (фланец «ужесточен» силовыми шпильками, затянутыми с предварительной затяжкой),

---

-сечения части фланца, расположенные снаружи цилиндровой втулки, не поворачиваются, и стык между фланцем и цилиндровой втулкой не раскрывается,

-сечения части фланца как кольцевой пластины, расположенной внутри

цилиндровой втулки, испытывают изгиб, что наиболее правильно отвечает кольцу наружного фланца,

-цилиндровая втулка рассматривается как тонкостенная цилиндрическая оболочка с постоянной толщиной стенки,

-контактная реакция Q распределена по внешней кромке радиуса R, так как предположение о недеформируемости контура сечения фланца, расположенного снаружи окружности цилиндровой втулки, не допускает площади контакта между фланцем и цилиндровой втулкой.

Канонические уравнения метода сил, выражающие условие неразрывности в месте соединения цилиндровой втулки с кольцом фланца. таковы:

- основная система,

- схема деформации фланца и цилиндровой втулки.

где К₁₁ , K₁₂ , K₂₁ , K₂₂ - коэффициенты податливости края втулки, отнесенные к единице его длины и определяемые путем численного интегрирования исходного дифференциального уравнения краевой задачи по методу конечных разностей;

Q_o - поперечная сила в основании втулки,

М_о - изгибающий момент в основании втулки, приходящийся на единицу длины внутреннего края кольца фланца.

δ - радиальное перемещение внутреннего края фланца,

θ - угол поворота нормали к срединной поверхности фланца.

Используя решение для цилиндровой втулки как тонкостенной цилиндри

ческой оболочки, а также метод наложения , найдем угол поворота нормали

_, (4)

где _,

, (5)

D_н.п.ф. - приведенный диаметр фланца,

D – цилиндрическая жесткость цилиндровой втулки

, (6)

R

P_j

P_ос

Q

Q₀

Q₀

М₀

М₀

R

R_ш

r

P_сж

α

h

Р_ос

Рисунок 12 - Расчетная схема цилиндровой втулки от действия Pj

где D- коэффициент Пауссона,

μ- отношение приведенного наружного радиуса фланца к внутреннему .

Приведенная нагрузка фланца Р_пр. определяется по выражению:

, (7)

где D_ш. — приведенный диаметр окружности силовых шпилек,

D_в.н.ф... - внутренний диаметр фланца.

В плотно затянутом соединении «блок-цилиндровая втулка» усилие в шпильке определяется по формуле

(8)

где Т - сила предварительного затяга шпильки, определяемая

(9)

P_j - сила инерции поступательно и вращательно движущихся масс,

Q - сила, действующая на стык, равнодействующая контактная реакция

(10)

Р_ос. - сила, действующая на половину головки цилиндровой втулки

₍₁₁₎

Угол поворота Р_j в сечении θ-θ на расстоянии R_б.н.R_o от заделки под действием нагрузки P_j и момента М_о выражается зависимостью

, (12)

где J — момент инерции сечения заделки, определяемый по формуле

, (13)

Z — количество силовых шпилек.

Условие совместности деформаций рассматриваемых элементов в сечении О-О имеет вид: θ-θ₁

Приравнивая выражения (4) и (12), находим в сечении θ-θ

_,

Изгибающий момент Мх в любом сечении цилиндрической оболочки определяется по формуле

---

_{, (14)}

где х - текущая координата,

β - коэффициент, выражаемый зависимостью

, (15)

Нормальные тангенциальные напряжения на краю цилиндрической оболочки определяются как суммарный результат наложения от действия изги-

бающего момента на соответствующий результат от действия сил инерции

, (16)

При действии на цилиндровую втулку осевой растягивающей нагрузки основной деформацией галтели является изгиб. При изгибе галтели возникает зона локализованных дополнительных напряжений.

Эффект концентрации напряжений в этой зоне определяется приближенно по формуле для теоретических коэффициентов концентрации напряжений α₀ и В_n в ступенчатых валах с круговыми галтелями соответствующей кривизны

, (17)

_,(18)

, (19)

Эффективный коэффициент концентрации напряжений определяется

по формуле

, (20)

где q - коэффициент чувственности материала втулки к концентрации напряжений.

С учетом эффекта концентрации расчетные нормальные напряжения в сечении 0-0 определяется зависимостью

, (21)

Результаты расчета тангенциальных напряжений в сечениях цилиндровой

втулки представлены в таблице 3.

Таблица 3 – Расчет тангенциальных напряжений в сечениях.

№ расчетного сечения	0-0	1-1	2-2	3-3	4-4
δР(х), МПа	7,5	39,3	1,8	1,9	3,9

3.3. Приближенный расчет напряженного состояния цилиндровой втулки высокофорсированного дизеля от действия сил давления газов.

При действии сжимающей нагрузки (от сил давления газов) цилиндровая втулка высокофорсированного дизеля и, в частности, ее галтель находится в сложном напряженном состоянии. С одной стороны цилиндровая втулка, как оболочка вращения, подвергается осевому сжатию от сил давления газов.

С другой стороны на фланец цилиндровой втулки воздействует контактное давление от затяжки силовых шпилек, величина и закон распределения, которого

неизвестны. Вся эта система нагружена. Практика эксплуатации таких фланцевых соединений показывает, что нарушение плотности вызывается не разрушением фланца, а усталостными трещинами и деформациями деталей соединения, превышающими предельно допустимые значения, определяемые условиями совместной работы фланца цилиндровой втулки, силовых шпилек и прокладки. Задача о расчете напряжений во фланцах, стянутых шпильками, относится к категории контактных задач теории упругости, которые не нашли еще полного разрешения ввиду их сложности.

Учитывая изложенное, в рассматриваемой схеме, которая наиболее упрощена и отражает воздействие указанных факторов на работоспособность цилиндровой втулки, используются следующие условия и допущения:

- цилиндровая втулка рассматривается как тонкостенная оболочка вращения;

-угол наклона фланца в месте соединения со стенкой цилиндровой оболочки равен нулю (жесткое соединение);

---

-фланец приближенно рассматривается как балка на упругом основании;

-цилиндровая втулка как оболочка вращения подвергается осевому сжатию Р_сж , которое при местной потере устойчивости вызывает изгиб оболочки в пределах малых участков, а максимальные напряжения в сжатой, изогнутой втулке не достигают предела текучести;

-при действии осевой сжимающей нагрузки в затянутом стыке фланцевого соединения цилиндровой втулки имеет место малая величина «отгиба» фланца.

Расчетная схема цилиндровой втулки от действия сил инерции Pj содержит основную систему, схему деформации фланца и цилиндровой втулки. Расчетное усилие, действующее на стык и необходимое для восприятия внешней нагрузки Р_сж. , для обеспечения герметичности стыка между цилиндровой крышкой и втулкой, определяется зависимостью

, (22)

где D_cpn. - средний диаметр прокладки;

P_z — рабочее давление сгорания;

К — коэффициент затяжки.

Изгибающий момент в сечении О-О

, (23)

где η- коэффициент, учитывающий, что часть момента воспринимается поворотной деформацией фланца

, (24)

Изгибающий момент в любом сечении цилиндровой втулки

_’

где х — текущая координата,

β —коэффициент, выражаемый формулой.

Нормальные тангенциальные напряжения на краю цилиндровой втулки определяются как суммарный результат наложения от действия изгибающего момента на соответствующий результат от действия силы давления газов, однако «силу Р_cж. в этом случае считают отрицательной»

_{, (25)}

При сжатии галтели, описанной радиусом г (сечение θ-θ), как и при растяжении возникает зона дополнительных напряжений.

Теоретический и эффектный коэффициенты концентрации напряжений оцениваются по зависимостям (19) и (20), а с учетом эффекта концентрации нормальные напряжения в переходном сечении θ-θ определяются по формуле (22). Результаты расчета тангенциальных напряжений в сечениях цилиндровой втулки представлены в таблице 4.

Таблица 4 - Расчет тангенциальных напряжений в сечениях.

№ расчетного сечения	0-0	1-1	2-2	3-3	4-4
δР(х), МПа	27,19	10,9	5,41	5,5	10,3

Д_н

Д_ф.п.

Р_сж

Q

l₁

М₀

М₀

0

0

Д₁

r_тр

S_ср.

Д₁

R_вн.

Р_сж.

Рисунок 13 - Цилиндровая втулка.

3.4 Методика расчета температурных напряжений на наружной поверхности цилиндровой втулки

Определение температурных напряжений представляет собой наиболее сложную часть комплексного расчетно-экспериментального исследования напряженного состояния цилиндровой втулки, поэтому для решения этой задачи был выбран расчетный путь с разработкой методики экспериментального определения температур в доступных точках на работающем дизеле.

При расчете температурных напряжений введем следующие допущения:

-цилиндровую втулку считаем тонкостенной цилиндровой оболочкой, свободной от внешних осевых усилий Р_сж. и Pj;

---

Смотрите также файлы

• БЖД .doc

• Ведомость .doc

• доклад на 10 минут.doc

• реферат (eng).doc

• реферат (rus).doc