автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Разработка методики прочностного анализа шатунов транспортных форсированных дизелей на базе двухуровневой системы расчетных моделей

На правах рукописи

Матисен Александр Борисович

РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ ПРОЧНОСТНОГО АНАЛИЗА ШАТУНОВ ТРАНСПОРТНЫХ ФОРСИРОВАННЫХ ДИЗЕЛЕЙ НА БАЗЕ ДВУХУРОВНЕВОЙ СИСТЕМЫ РАСЧЕТНЫХ МОДЕЛЕЙ

05.04.02 - Тепловые двигатели 01.02.06 - Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

2 ДПР ^П

Москва-2012

005019899

Работа выполнена в Московском государственном техническом университете им. Н.Э. Баумана

Научный руководитель:

Научный консультант:

доктор технических наук, профессор Чайнов Николай Дмитриевич

доктор технических наук, профессор Салтыков Михаил Алексеевич

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Станкевич Игорь Васильевич

Ведущее предприятие:

кандидат технических наук, Панин Валерий Иванович

Открытое акционерное общество «Владимирский моторо-тракторный завод» (ОАО «ВМТЗ»)

Защита диссертации состоится 2012 г. в ч. на заседании

диссертационного совета Д 212.141.09 при Московском государственном техническом университете им. Н. Э. Баумана по адресу: 105005, Москва, Рубцовская наб., д. 2/18, Учебно-лабораторный корпус, ауд. 947

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГТУ им. Н.Э.Баумана.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью учреждения, просим направлять по адресу: 105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д.5, МГТУ им. Н. Э. Баумана, ученому секретарю диссертационного совета Д 212.141.09.

Автореферат разослан « ^ » ¿2/7£>&/jJ?_2012 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, кандидат технических наук, доцент

Тумашев Р.З

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Повышение эффективности, агрегатной мощности и уменьшение металлоемкости современных дизелей при сохранении, и особенно при желаемом увеличении надежности и долговечности, требуют проведения расширенного комплекса научно-исследовательских работ по обеспечению прочности всех входящих в изделие узлов и деталей при возможно полном охвате факторов и условий их нагружения. Интенсивный рост рабочих нагрузок требует повышенного внимания к звеньям, входящим в шатунно-поршневую группу, в том числе - к шатуну.

Надежная работа дизеля на современном этапе развития двигателестроения в значительной степени зависит от безотказности каждого из входящих в конструкцию элементов. Вероятность их повреждения должна быть особенно низкой при множественности однотипных элементов в составе конструкции. Исходя из этих положений, одним из важных вопросов, стоящих на пути успешного решения указанных задач, является недостаточное развитие методов и средств исследования прочности элементов шатуна, работающих в сложных условиях динамического нагружения в каждом рабочем цикле двигателя.

В соответствии со своим назначением и выполняемыми функциями шатун должен обладать достаточным запасом служебных свойств, характеризуемых такими показателями как циклическая прочность, жесткость упругого контура постели подшипника, сопротивление изнашиванию опорных поверхностей от рабочих воздействий в течение всего срока службы или заданных межремонтных периодов, полная замкнутость разъемных неподвижных соединений. Следует особо отметить, что разрушение шатуна приводит не только к потере работоспособности двигателя, но и из-за накапливаемой в нем большой кинетической энергии представляет реальную опасность для обслуживающего персонала и конструкций всей силовой установки.

Поэтому, несмотря на то, что исследованием и доработкой шатунов занимаются уже много лет, работы по созданию и совершенствованию расчетных и экспериментальных методов исследования с целью рационального проектирования шатунов сохраняют свою актуальность.

Цель работы: разработка методики двухуровнего расчета напряженно-деформированного состояния шатунной группы на базе поэтапной реализации макроэлементной и конечно-элементной моделей с последующей оценкой запасов циклической прочности.

Методы исследований. Для решения поставленной задачи применялся комплексный подход, основанный как на расчетных, так и на экспериментальных исследованиях. Расчеты выполнялись методом конечных элементов в программной среде АШУБ. Экспериментальные исследования были выполнены на ОАО «Коломенский завод».

Научная новизна. Разработана двухуровневая система прочностного анализа шатунной группы поршневых двигателей, включающая макроэлементную и объемную конечно-элементную модели, объединенные в единый расчетный алгоритм.

Достоверность результатов разработанной системы двухуровневого расчета шатунов подтверждена сходимостью расчетных результатов с экспериментальными.

Практическая ценность состоит в создании расчетной методики, реализующей разработанную автором двухуровневую систему прочностного анализа, и получении автором расчетных и экспериментальных результатов по величинам напряжений и деформаций в шатунах форсированных тепловозных дизелей.

Реализация работы. Результаты работы использованы при проектировании шатунной группы дизелей ОАО «Коломенский завод» для оценки их циклической прочности и в научно-исследовательских работах, проводимых ГНУ НИИЭМ МГТУ им. Н.Э. Баумана для ОАО «Коломенский завод».

Апробация работы. Основные результаты диссертационной работы были доложены:

1. На научно-технической конференции «Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса» (Москва, 2003).

2. На юбилейной международной научно-технической конференции, посвященной 90-летию Самарского Государственного Технического Университета «Актуальные проблемы надежности технологических, энергетических и транспортных машин» (Самара, 2003).

3. На IX Международном конгрессе двигателестроителей (Украина, Рыбачье, 2004).

4. На научно-технической конференции «2-е Луканинские чтения. Пути решения энергоэкологических проблем в автотранспортном комплексе» (Москва, 2005).

5. На Международном симпозиуме «Образование через науку», посвященном 175-летию МГТУ им. Баумана (Москва, 2005).

6. На научно-технической конференции «5-е Луканинские чтения. Решение энергоэкологических проблем в автотранспортном комплексе» (Москва, 2011 г.)

Публикации. Результаты выполненной диссертационной работы отражены в девяти научных работах, из них три работы в журналах, входящих в перечень ВАК.

Объем работы: диссертационная работа содержит 122 страницы текста, 41 рисунок, 5 таблиц, состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы, включающего 103 наименования, 2-х приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении содержится краткое обоснование выбора целей исследования, приводятся сведения об объеме фактического материала, положенного в основу работы.

Первая глава содержит обзор конструкций шатунов современных среднеоборотных дизелей, методов расчета напряженно-деформированного состояния шатунов и методов оценки их циклической прочности.

Приведено описание конструкций шатунов современных среднеоборотных двигателей, указаны преимущества и недостатки каждой из конструкций. В качестве наиболее распространенной и перспективной для V-образного исполнения указана конструкция с рядом стоящими шатунами.

Расчетам на прочность шатунов посвящено большое количество работ отечественных и зарубежных ученых. Следует отметить работы P.C. Кинасошвили, Ф.Ф. Симакова, М.А. Салтыкова, A.A. Чапчаева, В.И. Панина, В.В. Печенина, JI.JI. Мягкова, С.М. Шилова.

В обзоре методов расчета напряженно-деформированного состояния производится условное разделение существующих моделей по степени адекватности отражения действительных условий работы звена на три уровня: нижний, средний и верхний.

Упрощенная модель, в которой форма шатуна представляется при расчете двумя круговыми головками и соединяющим их прямым стержнем, отвечает нижнему уровню. В такой модели прочностной расчет шатуна ведется, как правило, по методу Кинасошвили. Такая модель достаточно проста, требует мало времени для расчета, но из-за ряда грубых допущений получила применение только на начальных стадиях эскизного проектирования.

На среднем уровне адекватности находятся макроэлеменгная модель шатуна, разработанная Салтыковым М.А. и Казанской A.M., с заложенной в ней многомассовой структурой, а также плоская конечно-элементная модель.

Данные модели позволяют рассмотреть множество нагрузочных состояний шатуна, учитывают сложный характер распределения нагрузки (в частности, косинусоидальный) со стороны подшипниковых узлов. К недостаткам моделей среднего уровня следует отнести ограничение возможности определения локальных мест концентрации напряжений, а также отсутствие оценки изменения напряжений по ширине сечения.

Объёмные конечно-элементные модели отвечают верхнему уровню адекватности. Они получили широкое распространение при расчете узлов и деталей двигателей внутреннего сгорания как за рубежом, так и в России. К преимуществам таких моделей относятся достаточно полное отображение геометрии расчетного объекта, возможность получить картину распределения напряжений в объемной постановке и определить места концентрации напряжений. Однако, несмотря на современное развитие вычислительной техники и наличие множества мощных прикладных программ, объемный

конечно-элементный расчет шатуна с учетом множества нагрузочных положений в течение рабочего цикла представляется чрезвычайно трудоемким и вероятно излишним, особенно на предварительных этапах отработки конструкции. Применение же двухпозиционной модели нагружения шатуна (от газовых сил и сил инерции) приводит к неполному учету совокупности напряженных состояний шатуна и к неточности оценки прочности конструкции.

В обзоре методов оценки циклической прочности проведен анализ алгоритмов определения детерминированных запасов прочности в моделях каждого уровня. Во всех случаях расчет производится по методике С.В. Серенсена. Однако расчет с помощью модели нижнего уровня представляется чрезвычайно упрощенным и не содержит рекомендации по выбору коэффициента концентрации для отдельных элементов шатунов. Недостатками моделей среднего уровня является некоторая неясность в выборе расположения расчетных сечений вследствие невозможности оценки распределения напряжений по ширине сечений, а также неопределенность в выборе величины теоретического коэффициента концентрации напряжений путем сравнения зон концентрации напряжений в расчетных сечениях шатуна с результатами решений классических задач по концентрации напряжений.

При определении максимальных и минимальных напряжений в зонах концентрации с помощью модели верхнего уровня возникает проблема учета чувствительности материала к концентрации напряжений. Также расчет НДС с помощью объемных конечно-элементных моделей (количество элементов достигает 50-200 тысяч) с учетом контактного взаимодействия сопряженных деталей при достаточно полном охвате нагрузок (положений КШМ) в течение рабочего цикла двигателя становится весьма трудоемким даже с учетом возможностей современной вычислительной техники.

В настоящее время при расчете выносливости базовых деталей двигателя, в том числе и шатунов, также применяются статистические методы оценки, что позволяет учесть случайные вариации характеристик прочности и нагрузок, и найти вероятность безотказной работы. Однако, несмотря на большую объективность вероятностного подхода, для оценки достоверной величины запаса прочности необходимо располагать большим объемом статистических данных по прочностным характеристикам материалов и характеру нагружения шатуна при работе. Как правило, эти данные в необходимом количестве отсутствуют.

С учетом изложенного были поставлены следующие основные задачи работы:

1. Уточнение алгоритма расчета главного и прицепного шатунов с помощью ма1фоэлементной модели. Проведение расчетов НДС главного и прицепного шатунов методом макроэлементов с целью выявления наиболее опасных положений механизма по углу поворота коленчатого вала.

2. Проведение 3-хмерных конечно-элементных расчетов шатунной группы для наиболее опасных нагрузочных положений.

3. Оценка циклической прочности шатунов с учетом спектра нагрузок, действующих на шатуны в течение рабочего цикла двигателя.

4. Экспериментальное исследование напряженно-деформированного состояния главного и прицепного шатунов на работающем двигателе.

5. Проведение сравнительного анализа результатов расчета и эксперимента с целью определения достоверности предложенной методики расчета.

Вторая глава посвящена разработке математической двухуровневой модели расчета напряженно-деформированного состояния шатунов.

Для создания уточненных макроэлементных моделей в среде программного комплекса БоНсШс^е были разработаны твердотельные модели главного и прицепного шатунов двигателя типа Д49, изготавливаемого на ОАО «Коломенский завод».

На базе твердотельных моделей шатунов в программном комплексе 8оИс1Е(1§е были разработаны макроэлементные модели главного и прицепного шатунов (рис.1), что позволило быстро и более точно описать геометрические и массовые характеристики отдельных макроэлементов.

При этом были сохранены основные принципы построения макроэлементных моделей. Ранее построение моделей для макроэлементного расчета и определение массово - геометрических параметров производилось вручную, что вносило в расчет значительные погрешности.

Для определения нагрузок, действующих на шатуны, включая реактивные усилия в шарнирах, используется динамическая модель, в которой предусматривается учет распределения масс во всей конструкции (в головках и стержне) и определение возникающих силовых эффектов от их инерционного действия при сложном движении шатуна по закономерностям кривошипно-шатунного механизма. В случае макроэлементной модели для каждого макроэлемента с помощью программы твердотельного моделирования БоНсШ^е находится его масса и координаты центра тяжести. Ввиду возникновения при движении шатуна линейных ак и угловых ускорений, инерционные усилия, действующие на каждый элемент, определяются силой и моментом сил инерции распределенной массы элемента в соответствии с принципом Даламбера.

Расчет составляющих сил реакций Яхк и Яп на подшипники кривошипной и поршневой головок шатуна при заданном угле поворота кривошипа (к-ое положение) производится по следующим формулам:

составляющие реакции для поршневой головки шатуна

= тЁ^^ ~ ]; 0)

Ь У=1 ¡'Л -^--(2)

где р - радиус-вектор из центра кривошипной головки шатуна до центра тяжести макроэлемента, Рг - сила от давления газов, Р„ - инерционное усилие от поршня, ^ - сила трения, возникающая при движении поршня, /3 - угол качания шатуна,

составляющие реакции на кривошипную головку шатуна

Ял» (3)

м

+ (4)

м

Аналогично были произведены расчеты реакций на поршневую головку и пяту прицепного шатуна. На основе указанной методики автором были разработаны алгоритм и программа определения усилий, действующих на проушины главного и прицепного шатунов на основе макроэлементных моделей. Результат расчета реакций на кривошипную головку главного шатуна представлен на рис. 2.

Инерционные усилия совместно с газовой составляющей нагрузки для различных положений КШМ образуют распределенную по поверхности

расточек поршневой и кривошипной головок шатуна систему усилий, приложенных в узловых точках на нагружаемой поверхности шатуна.

Яву,ЯЛО4

Рис. 2. Векторная диаграмма усилий, действующих на кривошипную головку главного шатуна

Согласно проведенным исследованиям, функция распределения давления р(у) в подшипнике может быть принята по косинусоидальному закону с переменным углом приложения нагрузки в паре 2у0 в зависимости от текущего усилия. В этом случае:

= (5)

Явк кг-4у20к

— -—, (6)

где док~ максимальное значение дуговой интенсивности в к-м положении; Г2 - радиус рабочей поверхности подшипника; - текущее значение угла, отсчитываемого симметрично в обе стороны от направления вектора нагрузки ЯВк на подшипник.

Величина угла охвата у04 в зависимости от упруго-геометрических параметров подшипника и действующей на него нагрузки при дополнительном введении корректирующего множителя, увеличивающего угол охвата нагрузки в целях приближенного учета влияния

гидродинамического слоя смазки и деформаций упругого контура постели, а также шейки вала (пальца):

где 6 - средний радиальный зазор в подшипнике; к - контактная жесткость пары при упругом взаимодействии деталей, Ь - ширина вкладыша, г2 - радиус рабочей поверхности подшипника.

Эквивалентную (скелетно-массовую) модель шатуна с действующими нагрузками на заменяющие элементы-стержни (в каждом заданном положении механизма), рассматриваемую в качестве упругодинамического аналога шатуна, рассчитывают далее по алгоритму расчета сложных многоконтурных рамных систем на основе метода сил. Для раскрытия статической неопределимости замкнутых контуров головок в отдельные участки системы вводят условные разрезы, в которых прикладывают неизвестные (искомые) усилия Хі, Х2, Х3, ... Х„, где п - степень статической неопределимости данной замкнутой системы.

По найденным значениям коэффициентов и грузовых членов составляют систему уравнений, которая в компактной матричной форме имеет вид:

где [А] - матрица податливостей (единичных коэффициентов); {X} -матрица-столбец усилий (лишних неизвестных системы); {Ар} - матрица-столбец упругих перемещений (свободных или грузовых членов).

В результате выполнения совокупности расчетов механизма в промежуточных положениях с необходимой полнотой и точностью выявляются наибольшие отах и наименьшие omin значения напряжений за рабочий цикл двигателя и их характер (диаграмма) изменения во времени в каждом выделенном сечении.

На рис.3 приведены построенные огибающие и определяемые ими эпюры размахов напряжений в сечениях для главного шатуна четырехтактного двигателя при работе на режиме полной мощности, полученные при расчете через 5° угла поворота коленчатого вала. Огибающие напряжений позволяют выявить наиболее опасные нагрузочные состояния для рассматриваемых сечений, а векторные диаграммы усилий, действующих на подшипник, определяют расчетные положения по максимальным деформациям.

На втором этапе с помощью объемной конечно-элементной модели производилась более подробная проработка только отдельных положений шатуна из множества предварительно рассмотренных. Задача решается методом перемещений. В результате минимизации полной потенциальной энергии по узловым перемещениям приходят к системе линейных алгебраических уравнений относительно перемещений узлов {<5}, №}=м (9)

Матрицу жесткости [к] и глобальный вектор нагрузки {g} получают суммированием по отдельным элементам е:

04

(7)

№}=-{дЛ,

(8)

[*]=ЁИ;Й={*}-£Н, О«)

где {Л} - вектор сосредоточенной нагрузки.

Конечно-элементная модель главного шатуна с кривошипом, поршневым пальцем и пальцем прицепного шатуна, созданная на базе твердотельных моделей, представлена на рисунке 4. Наличие плоскости симметрии в условиях нагружения и геометрии деталей делает возможным рассмотрение 'А модели. Для наиболее адекватного задания условий нагружения со стороны сопряженных деталей расчетная модель включает в себя три контактные пары: коленчатый вал-кривошипная головка шатуна, палец прицепа-проуншна для прицепного шатуна, поршневой палец-поршневая головка шатуна. За неподвижную опору принимался коленчатый вал, к поршневому пальцу и пальцу прицепа по косинусоидальному закону прикладывались нагрузки, предварительно определенные на первом этапе расчета. Для максимальной эффективности определения НДС в зонах концентрации напряжений для каждого из выбранных опасных положений проведен ряд однотипных расчетов с различной степенью детализации отдельных зон по методу насыщения.

Максимальные и минимальные напряжения в зонах концентрации определялись непосредственно из результатов анализа.

Масштаб 0,—,200 МП а

Рис. 3. Эпюры размахов напряжений в сечениях главного шатуна

Рис. 4. Конечно-элементная модель главного шатуна

В третьей главе приведены методика и результаты экспериментальных исследований натурных шатунов У-образного форсированного тепловозного дизеля 12ЧН26/26 на работающем двигателе и безмоторном стенде, целью которых явилось определение величин напряжений в наиболее нагруженных местах шатунов, а также экспериментальная оценка фактических запасов циклической прочности.

При тензометрировании шатуна на работающем двигателе одной из важных является задача обеспечения непрерывной электрической связи тензорезисторов, расположенных на шатуне, с измерительной аппаратурой.

В основу конструкции устройства связи положен шарнирно-рычажный механизм, рычаги и шарниры которого служат опорой для гибких токопроводящих кабелей. Такие устройства являются наиболее освоенными и надежными для тензометрирования деталей шатунно-поршневой группы.

Для выполнения поставленной задачи использовано токосъемное устройство, которое попеременно (при тензометрировании) устанавливалось как на прицепной, так и на главный шатуны (рис. 5).

Поскольку тензометрирование прицепного шатуна проводилось впервые, был проведен кинематический расчет (уточнена кинематика движения) токосъемного механизма при установке его на прицепной шатун.

Рис. 5. Препарированные а) главный и б) прицепной шатуны с токосъемным устройством

Напряжения в элементах главного и прицепного шатунов определялись методом электротензометрирования тензорезисторами базой 5 мм.

Тензорезисторы на прицепной шатун наклеивались согласно эскизу, приведенному на рисунке 6, а на главный шатун согласно эскизу, приведенному на рисунке 7.

Испытания проводились на работающем дизель-генераторе 12ЧН26/26 при п =1000 мин'1 на следующих режимах по давлению сгорания: Ртах = 13,5 МПа, ршах = 14,5 МПа, ртах = 15,5 МПа, ртах =16,5 МПа, а затем при п = 1100 мин"' на режимах ртах = 13,5 МПа, ртах = 14,5 МПа, ргаах = 15,5 МПа.

Одновременно с тензометрированием проводилось индицирование рабочего процесса в этих же цилиндрах.

Перед испытаниями и после проведения испытаний проводилась тарировка измерительной аппаратуры. Суммарная относительная погрешность определения деформаций составила ±6,34%.

В результате тензометрирования были получены величины размахов напряжений в опасных сечениях главного и прицепного шатунов за рабочий цикл.

Рис. 6. Эскиз наклейки тензорезисторов на прицепной шатун

С целью определения достоверности методики оценки запасов циклической прочности, предлагаемой в работе, были проведены натурные усталостные испытания прицепного шатуна двигателя Д49, форсированного по максимальному давлению сгорания в цилиндре ртах= 15,5 МПа, при п=1100 мин"1. Коэффициент перегрузки принимался равным минимальному значению рекомендуемого для шатунов запаса циклической прочности пП1Ш=1,6.

В результате визуального осмотра шатуна и проведенной затем цветной дефектоскопии было сделано заключение об отсутствии трещин и каких-либо других повреждений прицепного шатуна после прохождения им базы, составлявшей 107 циклов. Это подтвердило наличие необходимого запаса прочности в шатуне птш=1,6 при режиме работы ртах=15,5 МПа, п=1100 мин"1.

В четвертой главе производится сравнение результатов расчетных и экспериментальных исследований напряженно-деформированного состояния главного и прицепного шатунов и оценка запасов циклической прочности в опасных сечениях шатунов.

Из сравнения результатов макроэлементного, конечно-элементного расчетов и эксперимента сделан вывод о том, что имеет место достаточно близкое соответствие значений напряжений, полученных тремя различными способами (таблица 1). При этом речь идет, в первую очередь, о плавных участках наружного контура шатунов (стержень, область перехода от стержня к поршневой головке). Например, в стержне значения осевых напряжений по всем трем вариантам оценки практически одинаковы. Что касается зон концентрации напряжений, то здесь информация о размахах напряжений была получена только с помощью конечно-элементной модели. Так, в зоне выхода масляных отверстий в поршневой головке главного шатуна размах окружных нормальных напряжений составляет 280 МПа.

Таблица 1

шатун № сечения (рис. 6,7) Макро-элементный расчет Конечно-элементный расчет Результаты тензометрирования

2оа, МПа

Плавные участки наружного контура шатунов

ж 2-2 180 205 189

і £ Я § £ 3 3-3 170 185 175

4-4 55 60 48

в й- я (2-2)пр 110 100 100

5 зй Б а (3-3),, 165 170 180

Зоны с концентраторами напряжений (выход масляных каналов во внутренний контур поршневых головок)

Главный шатун 1-1 150 260 -

2-2 160 280 -

Прицепной шатун (1-1)пр 160 270 -

(2-2)„р 180 345 -

Далее описана разработка уточненного расчета на выносливость с определением запасов циклической прочности также на основе поэтапной реализации макроэлементной и конечно-элементной моделей. В основу расчета положена известная методика, применяемая на ОАО «Коломенский завод», согласно которой для расчета запасов прочности (по выносливости) выбираются отдельные сечения, имеющие высокий уровень размахов

напряжений, а также сечения, включающие в себя концентратор. Величина запаса прочности определяется согласно формулам С.В. Серенсена. Амплитуда и среднее напряжение цикла определяются с помощью огибающих кривых максимальных и минимальных величин напряжений, полученных в макроэлементом расчете. Теоретические коэффициенты концентрации напряжений выбираются в соответствии с рекомендациями, приведенными Серенсеном при рассмотрении пластин с концентраторами, величина масштабного фактора определяется по приведенной площади расчетного сечения.

В предлагаемой методике расположение зон концентрации напряжений, а также величины амплитуд напряжений и средних напряжений определяются с помощью конечно-элементного анализа шатуна, проведенного для нескольких наиболее опасных его расчетных положений, выбранных из результатов макроэлементного расчета. Уточнение величины напряжений в зонах концентрации производится по методу насыщения, т.е. измельчение сетки производится до тех пор, пока разность между последующим и предыдущим результатами не составит определенной допустимой величины. Данный подход обеспечивает наибольшую адекватность отображения действительной картины распределения напряжений по объему шатуна и расположения зон концентрации, так как производится непосредственное определение амплитуд напряжений в зонах концентрации. Величина масштабного фактора, коэффициентов качества обработки и упрочнения поверхности определяется в обоих вариантах одинаково.

Полученные величины запасов прочности сравниваются с минимально допустимыми (так называемыми нормами прочности). Величины запасов прочности, полученные двумя описанными способами, для некоторых опасных сечений шатунов, включающих в себя концентратор напряжений, приведены в таблице 2.

Таблица 2

шатун Сечение (рис. 6,7) Запас циклической прочности п

Принятая методика Уточненная методика

Главный шатун внугр 1,88 1,85

2-2 внугр 1,94 1,87

Прицепной шатун (1~1)пр. внутр. 1,75 1,70

внугр. 1,93 1,89

Некоторые различия в величинах коэффициентов запасов циклической прочности обусловлены более точными значениями напряжений в зонах концентрации, полученными с помощью объемного конечно-элементного

расчета и рассмотрением коэффициентов концентрации напряжений, определяемых непосредственно при помощи предложенной двухуровневой модели расчета.

ВЫВОДЫ

1. Анализ публикаций, посвященных вопросам обеспечения прочностной надежности шатунного механизма, выявил несовершенство и неполноту математических моделей с использованием современных методов и средств анализа для оценки прочностной надежности на заданный ресурс.

2. Разработана двухуровневая модель прочностного расчета шатуна, основанная на поэтапном использовании метода макроэлементов и объемного конечно-элементного анализа.

3. Выполненные расчеты конструкций главного и прицепного шатунов среднеоборотного дизеля, тестирования на основе экспериментальных данных подтвердили сложную динамическую систему нагружения, требующую при проведении проектных работ обязательного многопозиционного анализа нагружения по углу поворота коленчатого вала.

4. Уточненный конечно-элементный анализ напряженно-деформированного состояния шатунов в предварительно выбранных с помощью макроэлементного расчета опасных положениях по рабочему циклу двигателя позволил максимально подробно учесть форму и материал конструкции, а также характер нагружения и кинематические граничные условия. Предложена расчетная модель шатунной группы, учитывающая множество положений за цикл, что сделано впервые.

5. Разработан автоматизированный алгоритм по определению величин запасов циклической прочности шатуна с учетом концентрации напряжений, масштабных факторов и качества технологического исполнения, что позволило выявить наиболее опасные, с точки зрения обеспечения прочностной надежности, зоны конструкции.

6. Сравнительный анализ проведенного расчетного исследования по созданию модели нагружения шатунного механизма с результатами натурного тензометрирования на работающем двигателе с оригинальной схемой токосъема подтвердили адекватность охвата основных факторов нагружения, а также выбранных граничных условий, что обеспечивает необходимую достоверность и практическую полезность сделанных разработок для последующего применения.

7. Объединение в единый многоступенчатый комплекс макроэлементного расчета, конечно-элементного анализа и принятой модели усталостного разрушения с выходом на величины запасов циклической прочности позволяет проводить многовариантную отработку конструкции в соответствии с требованиями надежности в эксплуатации.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНО В РАБОТАХ:

1. Чайнов Н.Д., Мягков JI.JI., Матисен А.Б. Создание модели расчета форсированных транспортных двигателей с целью выбора рациональных параметров конструкции // Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса: Тезисы докладов научно-технической конференции «Луканинские чтения». М., 2003. С. 28-29.

2. Двухуровневая система моделей прочностного анализа шатунов форсированных дизелей / А.Б. Матисен [и др.] // Актуальные проблемы надежности технологических, энергетических и транспортных машин: Материалы юбилейной международной научно-технической конференции, посвященной 90-летию Самарского Государственного Технического Университета. Самара, 2003. Т. 2. С. 468-469.

3. Моделирование напряженно-деформированного состояния и оценка циклической прочности шатунов транспортных дизелей / Н.Д. Чайнов [и др.] // Вестник двигателестроения. - Запорожье: Мотор-Сич, 2004. №2 С. 157-159.

4. Двухуровневая система моделей для прочностного анализа и обеспечения надежности шатунов форсированных дизелей / М.А. Салтыков [и др.] // Двигателестроение. 2004. №4. С. 3-5.

5. Определение запасов циклической прочности шатунов транспортных форсированных дизелей / Н.Д. Чайнов [и др.] // Пути решения энергоэкологических проблем в автотранспортном комплексе: Тезисы докладов научно-технической конференции «2-е Луканинские чтения». М., 2005. С. 38-39.

6. Чайнов Н.Д., Матисен А.Б., Мягков Л.Л. Методика прочностного анализа шатунов транспортных форсированных дизелей // Международный симпозиум «Образование через науку»: Материалы докладов секции «Двигатели внутреннего сгорания». Отдельный выпуск. М., 2005. С. 77-78.

7. Чайнов Н.Д., Матисен А.Б. Расчетно-экспериментальное исследование напряженно-деформированного состояния и оценка запасов циклической прочности шатунов транспортных дизелей // Решение энергоэкологических проблем в автотранспортном комплексе: Тезисы докладов научно-технической конференции «5-е Луканинские чтения». М., 2011. С. 28-29.

8. Чайнов Н.Д., Матисен А.Б. Моделирование напряженно-деформированного состояния (НДС) шатунов форсированных тепловозных двигателей // Известия вузов. Сер. машиностроение. 2011. №3. С. 36-39.

9. Чайнов Н.Д., Матисен А.Б. Расчетно-экспериментальное обоснование прочности и надежности шатунов при создании и модернизации высокофорсированных дизелей // Наука и образование: электронное научно-техническое издание. 2011. №12 [Электронный ресурс]. URL: http://technomag.edu.ru/doc/286502.html (дата обращения 20.12.2011).

Подписано к печати 27.03.12. Заказ №178 Объем 1,25 печ.л. Тираж 100 экз. Типография МГТУ им. Н.Э. Баумана 105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д.5 (499) 263-62-01

61 12-5/2449

Московский государственный технический университет имени Н.Э. Баумана

(МГТУ им. Н.Э. Баумана)

На правах рукописи

Матисен Александр Борисович

РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ ПРОЧНОСТНОГО АНАЛИЗА ШАТУНОВ ТРАНСПОРТНЫХ ФОРСИРОВАННЫХ ДИЗЕЛЕЙ НА БАЗЕ ДВУХУРОВНЕВОЙ СИСТЕМЫ РАСЧЕТНЫХ МОДЕЛЕЙ

05.04.02 - Тепловые двигатели 01.02.06 - Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель -доктор технических наук, профессор Чайнов Н.Д.

Научный консультант -доктор технических наук, профессор Салтыков М.А.

Москва-2012

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ 5

Глава 1. Обзор конструктивных особенностей, методов исследования напряженно-деформированного состояния, методов оценки циклической прочности шатунов форсированных транспортных дазелей 8

1.1. Обзор конструкций шатунов форсированных среднеоборотных транспортных дизелей 8

1.2. Методы определения напряженно-деформированного состояния шатунов 19

1.3. Методы оценки влияния циклических нагрузок на прочность и долговечность шатунов 36

1.4. Цель работы и постановка задачи исследования 40 Глава 2. Разработка математической двухуровневой модели расчета напряженно-деформированного состояния шатунов 41

2.1. Создание твердотельных и макроэлементных моделей шатунов 41

2.2. Определение нагрузок от сил инерции и давления газов на элементы шатунов 42

2.3. Расчет напряжений и деформаций в шатунах с использованием макроэлементной модели 47

2.4. Расчет напряжений и деформаций в шатунах с использованием конечно-элементной модели 50 Глава 3. Экспериментальное исследование прочностной надежности шатунов 63 3.1. Экспериментальное исследование напряженно-деформированного состояния главного и прицепного шатунов на работающем двигателе 63

3.1.1. Выбор метода и постановка задачи исследования 63

3.1.2. Описание установки для натурного тензометрирования главного и прицепного шатунов на работающем двигателе 67

3.1.3. Программа проведения испытаний на двигателе 70

3.1.4. Оценка точности эксперимента 72

3.1.5. Результаты эксперимента 74 3.2. Экспериментальная оценка запаса циклической прочности прицепного шатуна 78

3.2.1. Описание экспериментальной установки для усталостных испытаний прицепного шатуна 78

3.2.2. Программа проведения усталостных испытаний 82

3.2.3. Результаты испытаний 83 Глава 4. Анализ результатов расчетного и экспериментального исследований напряженно-деформированного состояния и оценка циклической прочности шатунов 84

4.1. Результаты исследований напряженно-деформированного состояния шатунов 84

4.2. Оценка циклической прочности шатунов 86

4.2.1. Определение запасов циклической прочности шатунов с помощью результатов макроэлементного расчета 86

4.2.2. Уточнение оценки запасов циклической прочности шатунов с использованием объемного конечно-элементного расчета 93 ВЫВОДЫ 96 СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 98

ПРИЛОЖЕНИЕ 1. Алгоритм программы для определения нагрузок от

сил инерции и давления газов на элементы главного и прицепного

шатунов 107

ПРИЛОЖЕНИЕ 2. Алгоритм программы для определения запасов

циклической прочности в опасных сечениях главного и прицепного

шатунов 115

ВВЕДЕНИЕ

Дизелестроение является важнейшей составной частью транспортного и энергетического машиностроения. Растущая потребность в двигателях внутреннего сгорания для тепловозостроения, автомобилестроения, судостроения, нефтяной и газовой промышленности, малой энергетики, а также дальнейшее перспективное развитие названных отраслей выводит задачу создания новых типов дизелей в число приоритетных при условии достижения в создаваемых изделиях прогрессивных технико-экономических показателей и большей агрегатной мощности.

Повышение эффективности, агрегатной мощности и уменьшение металлоемкости современных дизелей при сохранении и особенно при желаемом увеличении надежности и долговечности требуют проведения расширенного комплекса научно-исследовательских работ по обеспечению прочности всех входящих в изделие узлов и деталей при возможно полном охвате факторов и условий их нагружения. Интенсивный рост рабочих нагрузок требует повышенного внимания к звеньям, входящим в шатунно-поршневую группу, и прежде всего — к шатуну.

Надежная работа дизеля на современном этапе развития двигателестроения в значительной степени зависит от безотказности каждого из входящих в конструкцию элементов. Вероятность их повреждения должна быть особенно низкой при множественности однотипных элементов в составе конструкции. Исходя из этих положений, одним из препятствий, стоящих на пути успешного решения указанных задач является недостаточное развитие методов и средств исследования прочности деталей шатунного механизма, работающих в наиболее сложных условиях динамического нагружения в каждом рабочем цикле двигателя.

В соответствии со своим назначением и выполняемыми функциями шатун должен обладать достаточным запасом служебных свойств, характеризуемых

такими показателями как циклическая прочность, жесткость упругого контура постели подшипника, сопротивление изнашиванию опорных поверхностей от рабочих воздействий в течение всего срока службы или заданных межремонтных периодов, полная замкнутость разъемных неподвижных соединений. Следует особо отметить, что разрушение шатуна приводит не только к потере работоспособности двигателя, но и из-за накапливаемой в нем большой кинетической энергии представляет реальную опасность для обслуживающего персонала и конструкций всей силовой установки.

В период доводки, а затем в ходе эксплуатации имели место случаи поломок шатунов. Изломы при осмотре имели ярко выраженный усталостный характер разрушения (рис. 1.1, 1.2). Несмотря на то, что в настоящее время поломки шатунов практически отсутствуют, постоянное повышение уровня фор-сировки современных двигателей выдвигает повышенные требования к обеспечению прочности и надежности шатунов с целью их дальнейшей безотказной работы в течение заданного срока службы.

Поэтому, несмотря на то, что исследованием и доработкой шатунов занимаются уже много лет, работы по созданию и совершенствованию расчетных и экспериментальных методов исследования с целью рационального проектирования шатунов сохраняют свою актуальность.

Рис. 1.1. Разрушение стержня рядного шатуна судового двигателя Д42 на

этапе доводки

Рис. 1.2. Разрушение стержня главного шатуна тепловозного двигателя Д49

на этапе доводки

ГЛАВА 1. ОБЗОР КОНСТРУКТИВНЫХ ОСОБЕННОСТЕЙ, МЕТОДОВ ИССЛЕДОВАНИЯ НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ,

МЕТОДОВ ОЦЕНКИ ЦИКЛИЧЕСКОЙ ПРОЧНОСТИ ШАТУНОВ ФОРСИРОВАННЫХ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

1.1. ОБЗОР КОНСТРУКЦИЙ ШАТУНОВ ФОРСИРОВАННЫХ СРЕДНЕОБОРОТНЫХ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

От выбора конструкторских решений, закладываемых на стадии проектирования новых двигателей, а также при модернизации существующего модельного ряда во многом зависят надежность и долговечность выпускаемых изделий. Шатун работает в условиях знакопеременного нагружения газовыми и инерционными силами. В связи с этим конструкция шатуна должна обеспечить высокую циклическую прочность и необходимую жесткость при малой массе

В^ м V»

состав шатунной группы входят шатун с отъемной крышкой кривошипной головки, шатунные вкладыши, втулка поршневой головки, шатунные болты. В плане будущего анализа методик расчета нужно выделить следующие структурные компоненты, необходимые для расчетной модели (рис. 1.3):

- поршневая (верхняя) головка (1),

- стержень (2),

- кривошипная (нижняя) головка с отъемной крышкой (3), образующая после сборки (затяжки болтов) единый замкнутый контур-звено.

Для изготовления шатунов высокофорсированных дизелей используют легированные стали с высоким пределом прочности и выносливости: 40ХН2МА, 36Х2Н2МФА, 40Х2Н2МА, ЗОХМА, 40ХФА, 18Х2Н4МА. Заготовки шатунов получают ковкой в штампах, подвергают термообработке и механической обработке. При этом недопустимо наличие необработанной (черной) поверхности, оставшейся после штамповки на готовом изделии в нагруженных сечениях, т.к. это сильно (до двух раз) снижает сопротивление разрушению при

Рис. 1.3. Шатун рядного двигателя ЗОДГМ (6ЧН30/38) фирмы ОАО

«Коломенский завод»

циклических нагрузках. Для уменьшения вероятности наличия ослабленных участков поверхности шатуна после механической обработки и зачистки целесообразно подвергать дробеупрочнению стальной дробью с заданным временем экспозиции и периодическим контролем процесса по деформации пробных пластин. Все требования к заготовкам и материалу задаются определенными действующими нормативными документами (стандартами) и дополняются техническими требованиями чертежей.

В зависимости от компоновки двигателя шатуны могут выполняться одинарными или сочлененными. Наибольшее распространение получили одинар-

ные шатуны, устанавливаемые как в рядных, так и в У-образных конструкциях. В У-образных двигателях на одной шейке последовательно располагаются кривошипные головки шатунов двух наклонных или противолежащих цилиндров. При этом оси левых и правых цилиндров смещены друг относительно друга в продольной плоскости. Такому компоновочному решению в настоящее время отдают предпочтение большинство дизелестроительных фирм [44,89,90,92,93,95,87,88,100,101]. Поперечные разрезы некоторых современных двигателей с рядом стоящими шатунами представлены на рис. 1.4.

При жестком ограничении габаритных размеров по длине У-образного двигателя или невозможности взаимного смещения рядов цилиндров по условиям конструкции блока-картера применяют сочлененные шатуны. В зависимости от конкретных требований и заданных ограничений используют сочлененные шатуны двух типов:

- главный шатун с кривошипной головкой, опирающийся на шатунную

шейку и несоосно сочлененный с ней через проушину прицепной шатун;

- шатуны центрального сочленения (вильчатый и внутренний).

Конструкции каждого варианта присущи определенные преимущества и

недостатки.

У-образные двигатели, имеющие конструкцию с рядом стоящими шатунами, имеют больший габарит и большую массу, по сравнению с двигателями, имеющими сочлененные шатуны. К тому же, применение рассматриваемой конструкции сопровождается ухудшением условий работы подшипника кривошипной головки из-за влияния на него изгибной деформации коленчатого вала, несимметричной при смещенном шатуне (относительно середины шатунной шейки). Это приводит к неравномерному распределению толщины масляного слоя вдоль оси поверхности подшипника, появлению краевых натиров на вкладыше и, как следствие, снижению долговечности подшипникового узла. Данная проблема может быть частично решена изготовлением рабочей поверхности

мти 4000 (Германия)

V20FX (16ЧН20,5/21)

фирма Niigata (Япония)

KV-"G1" (16ЧН25/30)

фирма Rolls-Royce (Англия)

УР-185 фирма МАМ (Германия)

Рис. 1.4. Поперечные разрезы некоторых современных двигателей с рядом стоящими шатунами

подшипника в форме несимметричного однополосного гиперболоида для более рационального для данной конструкции формирования масляного слоя, но это усложнит технологию изготовления подшипника.

Для шатунов с прицепным сочленением из-за бокового (эксцентричного) расположения оси прицепа имеются различия в кинематике движения поршней главного и прицепного ряда цилиндров, что приводит к возникновению дополнительного силового влияния прицепного шатуна на главный в виде поперечного изгиба стержня и боковой нагрузки на стенки цилиндра главного ряда. При подобном соединении возникают проблемы с обеспечением жесткости в зоне соединения главного и прицепного шатунов, а также износостойкости в шарнире прицепа.

Подвижное соединение прицепного и главного шатунов осуществляется с помощью пальца, который, образуя опору для прицепного шатуна, в зависимости от принятого варианта соединения, может быть или прикреплен к шатуну болтами или установлен в проушине главного шатуна с охватом шатунной головкой пальца-оси.

В конструкции со свободным или запрессованным пальцем прицепной шатун имеет головку с установленной в ней втулкой и образует подшипник скольжения, аналогичный подшипнику поршневой головки с пальцем поршня. В этом случае для размещения головки прицепного шатуна в головке главного делают относительно глубокую круговую выемку, что ослабляет несущий контур кривошипной головки главного шатуна. Подобная конструкция применялась на двигателях типа Д40 (ДН23/30), ОАО «Коломенский завод» (рис. 1.5), где в головке прицепного шатуна имеется прорезь для дополнительного опира-ния прицепного пальца.

Для повышения несущей способности подшипника прицепного сочленения в головке главного шатуна применяют конструкцию с закрепленным пальцем (рис. 1.6), в которой прицепной шатун вместо головки имеет цилиндрическую пяту и крепится к пальцу с помощью болтов, имеющих в пальце резьбовые

гнезда. В таком соединении отпадает необходимость в увеличенной выемке в теле главного шатуна под головку, и палец опирается по всей ширине перемычки на запрессованную в расточке проушины втулку, образующую развитый подшипник скольжения. Подобную конструкцию соединения имеют шатуны двигателей типа Д49 ОАО «Коломенский завод». Относительно слабым звеном такой конструкции является болтовое соединение прицепного шатуна с пальцем. В этом соединении с ростом сжимающей силы от давления газов, действующей на шатун при увеличении форсировки двигателя, увеличивается амплитуда напряжений, что может привести к усталостному разрушению соединения. Еще одним недостатком соединения с цилиндрической пятой является наличие растягивающих напряжений в теле прицепного шатуна, действующих в цилиндрической пяте поперек основной ориентации волокон в шатуне, снижающих сопротивление усталости и ограничивающих форсировку двигателя.

В центрально сочлененных шатунах необходимо иметь ввиду особенности работы раздвоенной головки вильчатого шатуна, испытывающей пространственный изгиб (в двух плоскостях) при сжатии и растяжении стержня (рис. 1.7).

При отработке такой конструкции возникают значительные трудности по устранению циклической подвижности на отдельных участках разъемов головки, имеющих, как правило, зубчатый профиль. При этом изнашивание стыков на участках относительной подвижности оказывает влияние на уровень начальной затяжки шатунных болтов и форму расточки постели подшипника, особенно на участке цилиндрической цапфы (для центрального шатуна), вызывая ее нарастающую овализацию в процессе работы и снижение несущей способности шатунного подшипника. При конструировании центрального внутреннего шатуна наибольшие трудности связаны с достижением необходимой жесткости разъемной головки из-за ограниченных размеров ее сечений по ширине и невозможностью обеспечения нормальных условий для надежной работы подшипника центрального сочленения.

Рис. 1.5. Шатунный механизм У-образного двигателя 11Д40 (16ЧН23/30) фирмы ОАО «Коломенский завод»

Рис. 1.6. Шатунный механизм У-образного двигателя Д49 (16ЧН26/26) фирмы ОАО «Коломенский завод»

Рис. 1.7. Шатуны центрального сочленения

Из-за нарушений исходного состояния и изнашивания, развития фреттинга на контактных поверхностях, а также поломок и повреждений подшипников в выполненных конструкциях шатунов центрального сочленения ограничивается срок их службы, который значительно уступает сроку службы равноценным по размерам шатунов двигателей рядного типа. Этот основной недостаток, являющийся следствием низкой жесткости сопряженных головок шатунов, делает нецелесообразным применение таких конструкций при высоких нагрузках и больших размерностях. Поэтому такое соединение шатунов не нашло широкого применения в конструкциях форсированных тепловозных дизелей после отрицательного опыта их начального использования.

Конструкция поршневой головки шатуна определяется размерами поршневого пальца и способом его сочленения с шатуном. Ее обычно выполняют в виде цельной замкнутой проушины круглой или овальной формы, имеющей плавное сопряжение со стержнем шатуна и симметричной относительно его

продольной оси. В ряде случаев форма головки имеет менее благоприятные ступенчатые и несимметричные очертания, что чаще всего связано с введением дополнительных технологических выступов, используемых как базы при изготовлении приливов, предназначаемых для регулировки (подгонки) массы шатуна. В верхней средней части головки выполняют выступающий участок, очерченный по цилиндрической или сферической поверхности, к которому после сборки с поршнем плотно прижимается специальный стакан для подачи масла под давлением из шатуна в поршень.

При плавающем пальце в неразрезанную поршневую головку шатуна запрессовывают бронзов