Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 13
1.1 Оценка основных опубликованных материалов по методам и моделям повышения эксплуатационной надежности элементов кривошипно-шатунных механизмов 13
1.2 Объекты исследований 16
1.3 Прогнозирование жизненного цикла шатунов комбинированных дизелей 20
1.3.1 Прогнозирование жизненного цикла шатунов по критерию "вероятность безотказной работы" 22
1.3.2 Оценка жизненного цикла шатунов по критерию механики разрушения 24
1.4 Цель работы и задачи исследования 26
2. Теоретические основы напряженного состояния элементов кривошипно-шатунного механизма 27
2.1 Особенности применения метода конечных элементов для расчета напряженного состояния шатунов автомобильных V-образных дизелей 27
2.2 Особенности расчета напряженного состояния шатунных болтов высокофорсированных автомобильных дизелей методом конечных элементов 35
2.3 Оценка запасов контактной и усталостной прочности в зубчатых стыках кривошипной головки шатуна 39
3. Разработка методики и экспериментальная проверка напряженного состояния элементов шатуна 48
3.1 Исследование параметров дефектного слоя материала шатуна. Оборудование и приборы 48
3.2 Напряженное состояние шатунов в условиях эксплуатации. Оборудование и приборы 57
4. Разработка и обоснование технологических методов и средств повышения эксплуатационной надежности элементов шатунов 65
4.1 Дифференцированная гидродробеструйная обработка шатунов 65
4.2 Повышение коррозионной прочности зубчатого стыка кривошипной головки шатуна 73
4.3 Теоретическая оценка начальных остаточных напряжений в поверхностном слое высоконагруженных элементов кривошипно-шатунного механизма после поверхностного пластического деформирования 78
4.4 Повышение эксплуатационной надежности шатунных болтов высокофорсированных дизелей 86
4.5 Расчетно-теоретическии сравнительный анализ напряженного состояния подголовочных переходов шатунных болтов автомобильных дизелей 90
4.6 Упругопластическое деформирование шатунного болта высокофорсированного дизеля 96
5 Технико-экономическая технологических методов эксплуатационной надежности
Кривошипно-шатунного высокофорсированных дизелей
Общие выводы
Рекомендации
Список использованной литературы
- Оценка основных опубликованных материалов по методам и моделям повышения эксплуатационной надежности элементов кривошипно-шатунных механизмов
- Прогнозирование жизненного цикла шатунов по критерию "вероятность безотказной работы"
- Особенности применения метода конечных элементов для расчета напряженного состояния шатунов автомобильных V-образных дизелей
- Дифференцированная гидродробеструйная обработка шатунов
Введение к работе
Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) - самые массовые и мобильные источники энергии. Ими оснащены автомобили, колесные и гусеничные машины сельскохозяйственного, дорожного и специального назначения. Естественно, для этой цели нужны ДВС соответствующей мощности, причем в соответствии с требованиями научно-технического прогресса с более высокими удельными показателями, то есть с меньшими материалоемкостью, габаритными размерами и т.д. Отсюда - тенденция создания ДВС, форсированных по частоте вращения коленчатого вала и по параметрам термодинамического цикла, в том числе автомобильных комбинированных дизелей. Задача, как видим, сложная, с противоречивыми условиями. Тем не менее она решается на высокофорсированных автомобильных дизелях типа ЧН 21/21, например, путем применения рядом стоящих шатунов с относительно узкими шатунными подшипниками. Узкий шатун позволяет снизить инерционные нагрузки в кривошипно-шатунном механизме за счет уменьшения металлоемкости шатуна с одновременным упрощением конструкции последнего и снижением его стоимости изготовления. Кроме того, размещение двух рядом стоящих на одной шатунной шейке шатунов автомобильного V-образного дизеля является залогом минимальной длины последнего.
Непрерывный рост цилиндровых и агрегатных мощностей автомобильных дизелей автомобильного и сельскохозяйственного назначения приводит к возрастанию нагрузок, действующих в элементах кривошипно-шатунного механизма. Для снижения нагрузки в шатунных подшипниках и для повышения жесткости коленчатых валов шейки последние стремятся делать возможно большего диаметра. Ограничения, накладываемые на размеры кривошипной головки необходимостью демонтажа шатунов через цилиндровые втулки, приводят к тому, что с увеличением диаметра шатунной шейки уменьшается длина стыков кривошипной головки. Это существенно ухудшает работу стыкового соединения и делает стык одним из самых опасных элементов кривошипно-шатунного механизма. Увеличить площадь поверхности стыка в этом случае возможно применением косого разъема. Вместе с тем, анализируя векторную диаграмму нагрузок на шатунный подшипник, следует отметить, что с возрастанием угла разъема стыка к оси кривошипной головки увеличивается величина перерезывающей силы, передаваемой разъемом. Указанное обстоятельство вынудило обратиться к использованию шлицевых или зубчатых стыков, которые в настоящее время нашли широкое распространение в отечественном и зарубежном автомобильном дизелестроении. Главным достоинством зубчатого стыка является его способность передавать значительные перерезывающие нагрузки и повышать жесткость упругого контура корпуса подшипника, хотя технологическая обработка зубчатых поверхностей стыков представляет значительные технологические трудности, связанные с жесткими допусками на точность изготовления зубца и площади контактирования. Кроме того, шатун с косым разъемом менее технологичен и требует более жесткого контроля усилия затяжки резьбового соединения и качества монтажа вкладышей подшипников. При этом в кривошипной головке с косым разъемом затруднено оптимальное и рациональное размещение металла, обеспечивающее требуемую жесткость кривошипной головки с точки зрения улучшенной гидродинамики масляного слоя подшипника скольжения. К тому же в условиях эксплуатации зубчатого стыка, как показывает отечественный и зарубежный опыт, его поверхностный слой менее способен противостоять усталости из-за природной склонности к концентрации напряжений, возникновению и развитию усталостных трещин, износу, коррозии и т.д. Изложенное позволяет констатировать, что к сложной проблеме повышения эксплуатационной надежности элементов кривошипно-шатунных механизмов сельскохозяйственных и автомобильных дизелей требуются принципиально новые подходы.
Моторесурс кривошипной головки шатуна таких ДВС дизеля в большей степени зависит от качества сборки ответственных резьбовых соединений шатунных болтов. Прочность последних должна рассматриваться одновременно с прочностью и жесткостью всего шатуна с обеспечением гарантированной замкнутости стыка кривошипной головки. Потеря затяжки приводит к нарушению замкнутости стыка, к выходу из строя шатунного болта и к аварийному разрушению всего дизеля. К тому же задача обеспечения надежности и долговечности шатунных болтов на этапе проектирования не может быть решена полностью. Анализ характера поломок шатунных болтов показывает, что 20 % из них носят усталостный характер, а это доказывает: шатунный болт является сложной и труднодоступной для исследования деталью. Этим и объясняется поиск новых путей решений с целью повышения эксплуатационной надежности высоконагруженного резьбового соединения шатуна.
Важное значение в решении задачи повышения эффективности машиностроения имеет проблема повышения коэффициента использования металла при изготовлении элементов кривошипно-шатунных механизмов. Об актуальности этой проблемы в производстве, например, шатунов для автомобильных дизелей типа ЧН 21/21 ЗАО «Волжский дизель им. Маминых» говорит тот факт, что коэффициент использования металла в них составляет 0,28-0,40, что является нерациональным. В лучших зарубежных аналогах шатунов фирм «Крупп», СКЛ (Германия), «Вяртсила» (Финляндия) и др. он достигает 0,85-0,95. В связи с этим возникает необходимость изыскания и обоснования перспективных технологий получения заданных эксплуатационных свойств конструкций при сокращении затрат материала. Нет сомнения в актуальности проблем, связанных с разработкой и реализацией мероприятий по повышению указанного критерия. Для их осуществления необходимо знание основ науки о поверхностном пластическом деформировании, включающей оценку параметров и свойств дефектного слоя, получаемого при точной штамповке шатунов, оценку его влияния на прочностные свойства и разработку технологии упрочнения поверхностного слоя, обеспечивающей соответственно компенсацию его негативного влияния.
Изложенное позволяет констатировать, что проблемы повышения эксплуатационной надежности элементов кривошипно-шатунных механизмов автомобильных и сельскохозяйственных дизелей технологическими и конструкторскими методами актуальны, и последние еще больше возрастают в связи с разработкой и освоением на ЗАО «Волжский дизель им. Маминых» нового семейства дизелей типа ЧН 21/21 рядной и V-образной модификаций для стационарной и передвижной энергетики: дизелей 6ДМ-21А для дизель-генераторов сельскохозяйственных установок по программе «Малая энергетика», дизелей 6ЧН 21/21 для маневровых тепловозов ТГМ-4А, силовых агрегатов СА-10 для буровых установок, автомобильных дизелей ДМ-21А для автосамосвалов БелАЗ. Научные и практические результаты работы выполнены в соответствии с грантом Президента Российской Федерации № НШ-2064.2003.8 и использованы в плановых научно-исследовательских работах в 2000-2003 г,г.
Цель исследования: Повышение эксплуатационной надежности элементов шатунов дизелей технологическими методами с использованием поверхностного пластического деформирования.
Объект исследования: шатуны высокофорсированных дизелей 6ЧН 21/21 (6ДМ-21А).
Предмет исследования: технологический метод повышения эксплуатационной надежности шатунов автомобильного дизеля.
Методы и средства исследований. Поставленные задачи требовали параллельного применения теоретических и экспериментальных методов исследования. Теоретические исследования были проведены с использованием рас четно-аналитических методов теории упругости, строительной механики стержневых систем, сопротивления материалов и метода конечных элементов.
Экспериментальные методы исследований базировались: на электротензометрии, механических методах и приборе «Stresscan - 500» при исследовании начальных остаточных напряжений после дифференцированной гидродробеструйной обработки шатунов и образцов-свидетелей.
Научная новизна. Развиты и решены поставленные практикой задачи теории напряженного состояния шатунов высокофорсированных V-образных автомобильных дизелей на основе метода конечных элементов. Применением метода конечных элементов в сочетании с контактным конечным элементом смоделирован процесс проскальзывания и раскрытия стыка кривошипной головки шатуна, а с учетом изгибных напряжений проанализирована силовая схема работы шатунного болта.
Разработан и апробован на практике метод поверхностного пластического деформирования шатуна и образцов-свидетелей дифференцированным гидродробеструйиым упрочнением. Теоретически оценены начальные остаточные напряжения в поверхностном слое высоконагруженных элементов шатунов после поверхностного пластического деформирования.
Практическая ценность. Предложенный метод дифференцированного гидродробеструйного упрочнения наружной поверхности шатунов повышает эксплуатационную надежность путем снижения неравномерности результирующих напряжений и повышает коэффициент использования металла.
Конструкционно-технологическое решение шатунного болта снижает концентрацию напряжений и составляющую инерционного нагружения, чем повышается эксплуатационная надежность болтового соединения кривошипной головки шатуна и дизеля в целом.
Реализация результатов работы. На основании разработанных комплексных методов были выявлены недостатки шатунов, ограничивающие надежность в эксплуатации, определены пути активного совершенствования шатунов, выявлены имеющиеся резервы и направления по снижению металлоемкости и повышения коэффициента использования металла технологическими методами. В ЗАО «Волжский дизель им. Маминых» и других организациях серийно внедрен комплекс мероприятий по повышению эксплуатационной надежности высокофорсированных дизелей малоотходными технологическими методами.
Результаты выполненных в работе исследований и разработок нашли отражение в нормативных материалах по автомобильному дизелестроению, в технологических отчетах ЗАО «Волжский дизель им. Маминых». По мере разработки они были применены при проектировании, совершенствовании и эксплуатации нескольких поколений автомобильных высокофорсированных дизелей, созданных в ЗАО «Волжский дизель им. Маминых», в каждом из которых был достигнут высокий технологический уровень и эксплуатационная надежность, включая модификации, отмеченные государственными премиями, аттестованы на высшую категорию качества и поставленные в ряд зарубежных стран (Иран, Ирак, Алжир, Куба, Йемен, Эфиопия и др.).
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались: на V Российской научной конференции «Векторная энергетика в технических, биологических и социальных системах» (БИБиУ, Балаково, 2002г.); на Международной научно-практической конференции «Современные проблемы технического сервиса в агропромышленном комплексе» (Москва, 2002г.); на Межгосударственных научно-технических семинарах «Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания в АПК СНГ» (СГАУ Саратов, 2001-2003г.); на VI Всероссийской научно-практической конференции «Современные технологии в машиностроении» (Пенза, 2003г.); на VIII Международной научно-технической конференции «Проблемы машиностроения и технологии материалов на рубеже веков» (Пенза, 2003г.).
Публикации. По материалам диссертации опубликовано 13 работ в центральной печати и сборниках научных трудов, в том числе патент РФ на изобретение. Объем публикаций составляет 4,89 п.л., в том числе только автору принадлежит 1,74 п.л.
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, общих выводов, списка использованной литературы, приложений. Работа изложена на 133 страницах машинописного текста, содержит 51 рисунок, 15 таблиц, список литературы содержит 100 источников.
Настоящая работа, посвященная обоснованию технологических методов и средств повышения эксплуатационной надежности элементов криво-шишю-шатунных механизмов высокофорсированных V-образных сельскохозяйственных автомобильных дизелей, а также реализации положительных решений, полученных при исследованиях, состоит из пяти глав.
В первой главе «Состояние вопроса и задачи исследования» рассматривается состояние проблемы на основе анализа опубликованных литературных источников, прогнозируется жизненный цикл шатунов. Обосновывается актуальность проблемы, формулируются цель и задачи исследований, выбираются объект и предмет исследования.
Во второй главе «Теоретические основы напряженного состояния элементов кривошишю-шатунного механизма» дается теоретическая оценка напряженного состояния КШМ с использованием метода конечных элементов.
В третий главе «Разработка методики и экспериментальная проверка напряженного состояния элементов шатуна» проводится экспериментальная проверка напряженного состояния элементов кривошипно-шатунных механизмов высокофорсированных сельскохозяйственных автомобильных дизелей.
В четвертой главе «Разработка и обоснование технологических методов и средств повышения эксплуатационной надежности элементов шатунов» разрабатывается технология дифференцированного упрочнения элементов шатунов и проводится экспериментальная проверка эффективности предлагаемой технологии.
В пятой главе «Технико-экономическая оценка технологических методов повышения эксплуатационной надежности элементов кривошипно-шатунного механизма высокофорсированиых дизелей» приведен расчетный годовой экономический эффект от внедрения предлагаемых мероприятий.
Оценка основных опубликованных материалов по методам и моделям повышения эксплуатационной надежности элементов кривошипно-шатунных механизмов
Для разработки малоотходных технологических методов повышения эксплуатационной надежности элементов кривошипно-шатунных механизмов V-образных автомобильных и сельскохозяйственных дизелей поверхностным пластическим деформированием необходимо располагать напряженным состоянием рабочих поверхностей. Наибольшее распространение в отечественной литературе получила схема, предложенная проф. Р.С. Кинасо-швили для расчета напряжений в поршневой и кривошипной головках шатуна, имеющих вид круговых проушин. В качестве граничных условий в схеме приняты заделки концевых сечений бруса, и расчетная модель предназначалась для кривошипных головок шатунов авиационных двигателей с относи тельно равномерным распределением жесткости в пределах расчетного контура. При последующем распространении схемы на кривошипные головки шатунов сельскохозяйственных, судовых, автомобильных дизелей, имеющих высокие форсировки и иные формы и размеры шатунных элементов, это обстоятельство не было учтено. Кроме того, существующая общепринятость не подтверждена подробной большой разницей между расчетными и экспериментальными величинами напряжений, отмеченной в работах В.Ю. Вахтеля [7] и В.А. Шляхтова [81] и др., что делает непригодной схему Р.С. Кинасо-швили для расчета напряженного состояния поверхностей шатунов форсированных V-образных автомобильных дизелей.
В расчетном методе по ОСТ 24.040.53-80, разработанном A.M. Салтыковым и A.M. Казанской, сохранена основа схемы Р.С. Кинасошвили. Основным отличием метода является решение задачи перехода от круговой проушины к её эквивалентной раме. Существенным преимуществом является универсальность метода в применении теории упругости, сопротивления материалов и строительной механики стержневых систем для раскрытия статической неопределенности и определения силовых факторов по методу сил в расчетном сечении.
В настоящее время при развитии расчетных методик по определению напряжений в высоконагруженных деталях транспортных дизелей, например шатунах, видное место занимают работы ЛКИ, ЦНИДИ, фирмы Wartsila (Финляндия), в разработках японских специалистов широко применяется метод конечных элементов (МКЭ), позволяющий решить задачи теории упругости применительно к упругим телам сложных геометрических форм. Однако конкретные рекомендации по эффективному использованию методик на базе МКЭ в технической литературе отсутствуют. Кроме этого, на современном этапе нет математического пути решения сходимости по МКЭ [5], а используемое шаговое увеличение числа конечных элементов (КЭ) приводит к тому, что решение по МКЭ сходится при бесконечном увеличении числа КЭ.
Указанные обстоятельства требуют детального изучения вопросов применения МКЭ в расчетах напряженного состояния высоконагруженных элементов кривошипно-шатунных механизмов автомобильных форсированных дизелей.
При экспериментальных исследованиях напряженного состояния в поверхностных слоях элементов кривошипно-шатунных механизмов в статике применяют электрические методы измерения неэлектрических величин. Одним из путей является моделирование на плоских и объемных фотоупругих моделях [38]. Метод хрупких лаковых покрытий [7] подтвердил существенность расхождения экспериментальных результатов с расчетными по методу Р.С. Кинасошвили, а последующее тензометрирование в статике дало возможность построить эпюру, установить характер распределения и определить значения максимальных напряжений в опасных сечениях.
Одной из важнейших задач машиностроения на современном этапе является повышение эксплуатационной надежности дизелей, эффективности и конкурентоспособности последних на мировом рынке. Ограничением на пути повышения усталостной долговечности, например, шатунов является наличие переходных поверхностей, галтелей, являющихся конструктивными и технологическими концентраторами напряжений. Применение поверхностного пластического деформирования (ППД) позволяет уменьшить коэффициент концентрации напряжений [53] и обеспечить равнопрочность конструкции по всем участкам поверхности. Упрочнение деталей методами ППД базируется на закономерностях упругопластического деформирования поверхностного слоя твердым телом. Механизм упрочнения ППД состоит в лавинообразном развитии дислокаций, скапливающихся вблизи линии сдвигов, и последующей их остановке различными препятствиями. В первый момент происходит дробление зерен на блоки с образованием мозаичной структуры. Далее, из-за развития сдвигов по плоскостям скольжения образуются новые, более мелкие зерна. Кристаллы, теряя первоначальную форму, сплющиваются и вытягиваются в направлении деформирования с формированием волокнистой структуры с анизотропными свойствами. При неправильно выбранных режимах упрочнения может произойти недонаклеп или перенаклеп металла, который проявляется в образовании микротрещин, снижении остаточных напряжений сжатия, увеличении шероховатости. При этом изменение последней рассматривается как фактор, оказывающий влияние только на момент появления трещин. Перенаклеп снижает эксплуатационные свойства конструкций, не поддается термообработке.
В плане повышения эксплуатационной надежности элементов криво-шипно-шатунных механизмов дизелей технологическими методами, например, гидродробеструйной обработкой, имеется ряд публикаций [13, 75], уделяющих первостепенное внимание вопросам образования начальных техно-логическхй остаточных напряжений, возникающих в результате ППД, и объемных изменений материала по сечению материала при обработке. При этом стабилизация физико-механических параметров поверхностного слоя, перераспределение начальных остаточных напряжений с образованием эпюр, присущих только поверхностному наклепу, эквивалентно снятию внутренних сил от начальных остаточных напряжений.
Прогнозирование жизненного цикла шатунов по критерию "вероятность безотказной работы"
Согласно этой схеме, число узловых точек составляет 1270, а число КЭ - 1106. Для разработки исходной информации по силовым граничным условиям в кривошипно-шатунных механизмах при любом положении кривошипа с учетом реального распределения массовых сил и данных индикаторной диаграммы готовится одновременный массив с числом элементов, равных числу положений кривошипа, и вспомогательная процедура, результатом которой является массив нагрузки, вводимой в дальнейшем в программу счета без каких-либо изменений и дополнений. В результате расчета шатуна МКЭ определяются: вес, координаты центра тяжести, моменты инерции и проекции суммарного вектора сил на прямоугольные оси координат, деформированное состояние шатуна, выраженное через перемещения узловых точек, реакция в узловых точках, напряженное состояние конструкции.
Анализ традиционных методов расчета напряженности и прочности кривошипной головки шатуна (метод Р.С. Кинасошвили, И.А. Биргера, М.А.Салтыкова, Б.И. Василевского и др.), основанных на гипотезах спаянности и плоскостности стыков, показал их условность в оценке работоспособности стыковых сопряжений, не отражающих физико-механических процессов контактирования поверхностей разъема. Для этих методов специфично отдельное рассмотрение работы контура кривошипной головки как монолитной детали, болтового соединения и посадки вкладыша в постель подшипника. Проведенный анализ методов определения характеристик контактного взаимодействия зубчатых стыков позволил сделать вывод о наиболее целесообразном применении для этой цели МКЭ в сочетании с контактным конечным элементом (ККЭ) [44], имеющим различные упругие постоянные материала во взаимоперпендикулярных плоскостях (рис.2.3).
Варьируя значениями коэффициентов Пуассона и модулями упругости, при использовании ККЭ моделируются процессы проскальзывания и раскрытия стыка. Определенные МКЭ силы и перемещения для кривошипной головки шатуна как сплошного упругого контура применяются в качестве граничных условий для выделенного зубчатого стыка (схема идеализации упругой системы «кривошипная головка - шатунный болт» представлена на рис.2.4). - учитываются особенности шероховатости контактирующих поверхностей зубчатого стыка - тангенциальная Ks и нормальная контактная К„ жесткости и коэффициент трения покоя; - осуществляется решение нелинейной задачи из-за зависимости криволинейного закона изменения тангенциальной о нормальной жесткостей и коэффициента трения покоя от давления в зубчатом стыке и параметров шероховатости последнего; - в процессе решения задачи устанавливается возникновение раскрытия стыка; - определяются законы распределения нормальных и контактных напряжений в зубчатом стыке кривошипной головки шатуна.
Включение ККЭ в аппроксимацию позволяет не только использовать их для решения контактной задачи, но и более достоверно моделировать на-гружение шатунного болта в предварительно затянутом соединении кривошипной головки.
Шатунные болты высокофорсированных V-образных автомобильных дизелей в условиях циклического знакопеременного нагружения испытывают изгибные напряжения, превышающие в 1,5-2,5 раза напряжения растяжения [5]. Известные методы расчета шатунных болтов [3] не учитывают изгибные напряжения. Проанализируем силовую схему работы шатунного болта, представленную на рис.2.5.
На схеме изгиба стержня шатунного болта представлены: А - сечение стержня, прилегающее к резьбовой части болта; В сечение стержня, прилегающее к головке болта;
По этой модели шатунные болты идеализированы конечным элементом треугольной формы. Концевые сечения стержня болта жестко защемляются относительно тела шатуна путем образования общих узловых точек, как показано на рис.2.2. Для определения напряженного состояния шатунного болта от растяжения и изгиба шатун и болт рассматриваются совместно, а в упорном бурте болта и витках резьбы отсутствует проскальзывание. Указанные обстоятельства позволяют в схеме идеализации соединить узловые точки, лежащие на контактной поверхности шатунного болта, с соответствующими узловыми точками идеализации шатуна. Из-за нелинейных явлений в поверхностных слоях контакта при решении контактной задачи одновременно учитываются статические силы от предварительной затяжки и силы от циклического нагружения шатуна. Распределение контактных напряжений в зубчатом стыке кривошипной головки шатуна зависит от правильности задания силовых граничных условий в резьбе и под головкой шатунного болта. В этой связи включение в аппроксимацию ККЭ позволило не только использовать их для решения контактной задачи, но и более достоверно моделировать нагружение шатунного болта в предварительно затянутом соединении кривошипной головки. Силовое замыкание происходит через исследуемый зубчатый стык и ККЭ, лежащие под головкой болта, где автоматически выполняются силовые граничные условия. При изгибе болтового соединения момент в болте воспринимается ККЭ резьбы за счет их деформации только в нормальном направлении.
В заключение отметим, что рассмотренная расчетная схема МКЭ по определению напряжений в шатунных болтах не только сохраняет единую схему идеализации упругой системы «шатун - болт», но и позволяет определить уровень изгибных напряжений в стержне болта, являющихся следствием сложной деформации кривошипной головки шатуна.
Особенности применения метода конечных элементов для расчета напряженного состояния шатунов автомобильных V-образных дизелей
Современные методы расчета напряженного состояния шатунов высокофорсированных дизелей направлены на определение напряженного состояния и усталостной прочности конструкции в целом. Гипотезы плоскостности и спаянности стыка являются весьма условными, так как они удовлетворительно согласуются с данными экспериментов только в областях, лежащих вдали от разъема, что вполне соответствует принципу Сен-Венана. Вместе с тем гипотезы не отражают физико-механического процесса контактирования поверхности разъема и не объясняют причины их изнашивания. Кривошипная головка шатуна, например, считается сплошным телом и автоматически разбивается на КЭ с учетом ее геометрической формы (рис. 2.2, 2.4). В общем виде проблема расчета напряженного состояния предварительно затянутого соединения кривошипной головки шатуна решается на базе численного расчета по методу КЭ. Полученные результаты расчета (усилия и напряжения) применяются в качестве граничных условий для расчета контактной задачи стыкового соединения ККЭ. В аппроксимацию входят шатунные болты, имеющие общие узловые точки с шатуном в резьбовой части и под головкой болта. Применяя принцип суперпозиций к упругой системе, рассчитываем напряженное состояние кривошипной головки отдельно от предварительной затяжки и от циклических нагрузок Р, и Рсж. Суммируя соответствующие результаты, определяем полные значения квази статических напряжений. Расчеты напряженности шатунов высокофорсированных дизелей производим в квази статической постановке, так как собственная частота колебания системы значительно выше частот гармонических составляющих возмущающих сил, что позволяет считать, что последние приложены статически.
Результаты расчетов контактных напряжений в верхнем и нижнем стыках кривошипной головки шатуна ККЭ от затяжки шатунных болтов и монтажа вкладышей представлены в таблице 2Л и эпюрами на рис. 2.7. Согласно этим эпюром, можно заключить, что контактные напряжения в верхнем и нижнем стыках кривошипной головки распределяются неравномерно. Из данных, представленных в таблице 2.1, видно, что наружные зубья в верхнем стыке более нагружены, чем в нижнем.
Минимальный расчетный запас по контактной прочности в стыковых соединениях кривошипной головки согласно К = ——= (5,3-9,27), где ав=800-1400 МПа - временное сопротивление растяжению стали - материала шатуна.
Рассмотрим схему напряженного состояния в опасном сечении зубчатого стыка применительно к базовой модели шатуна дизеля ЧН 21/21 производства ЗАО «Волжский дизель им. Маминых» (рис. 1.1). От усилия затяжки шатунных болтов, изгибающих моментов, нормальных и поперечных сил, действующих в несущем контуре кривошипной головки, в нарезанных зубьях стыка шатуна и крышки возникают напряжения, для определения которых предварительно вычислим среднюю величину давления, распределенного по проекции рабочей поверхности зуба на плоскость стыка {FT J r + yc) F где Ms и Ns- суммарные от затяжки болтов, посадки вкладышей и основной нагрузки изгибающий момент, нормальная сила в стыковом сечении; F и J— эффективная площадь и момент инерции стыкового сечения; г и ус - радиус кривизны эквивалентной балки - расстояние от центра рабочей поверхности зуба до центра стыкового сечения.
Из данных, представленных в таблице 2.4, видно, что минимальный запас усталостной прочности по амплитуде, подобному циклу и максимальным напряжениям находится в допустимых пределах.
При доводке и эксплуатации шатунов автомобильных дизелей нередко обнаруживаются коррозионные усталостные трещины и поломки шлифованных зубьев стыков кривошипных головок шатунов (рис. 2.8). Рассмотрим результаты проведенных исследований полных разрушений зубьев, отметив следующие особенности: - разрушение стыков производится на шлифованных профильными кругами зубьях стыков после термообработки; — ни начального, ни прогрессирующего усталостного питтинга в местах зарождения усталостной трещины не наблюдается; - усталостная трещина расположена нормально к профилю зуба, а затем распространяется нормально к траектории главных растягивающих напряжений, что приводит к поломке зуба (рис. 2.8-2.9); - не обнаруживалось отклонения от нормальной структуры и твердости поверхностного слоя и сердцевины зуба, зависящих от термообработки шатунов.
Дифференцированная гидродробеструйная обработка шатунов
В настоящее время в ЗАО «Волжский дизель им. Маминых» и на других предприятиях шатуны изготавливают из покупных штамповок с припус-ком от 5 10" м до 10-10" м. Коэффициент использования материала составляет 0,3-0,4. На участке механической обработки для обработки контура шатуна применяется 25 фрезерных станков, в том числе копировальных и с ЧПУ.
При очистке заготовки и на завершающей стадии обработки шатуна используется сухая дробеметная обработка. Для обработки отверстий поршневой и кривошипной головок применяют расточные головки, алмазно-расточные и хонинговальные станки. Обработка зубцов стыка кривошипной головки ведется на специальном шлифовальном станке фасонными кругами. Штучное время обработки одного шатуна дизеля ЧН21/21 (6ДМ-21А) составляет 15,3 н.ч.
Недостатки существующей технологии обусловлены применением поковки с большим припуском под механическую обработку, что значительно снижает коэффициент использования металла Кш„ приводит к большому количеству фрезерных операций. Применение сухой дробеметной обработки характеризуется быстрым износом деталей установки, дроби, обилием металлической пыли. Кроме того, полировка как финишная операция осуществляется ручными шлифмашинами, что также нежелательно.
Предлагаемая технология отличается тем, что предполагает применение точной штамповки с припуском, равным нулю, и гидродробеструйную упрочняющую обработку поверхности зубцов стыка крышки и стержня ша туна и всей поверхности последнего за исключением отверстий под подшипники и шатунные болты. Это позволяет нейтрализовать дефектный слой, образованный после штамповки и термообработки, снижающий эксплуатационные характеристики шатунов, а также повысить предел усталостной прочности в области стыка и других местах, подверженных усталостному разрушению. Введение гидродробеструйной обработки поверхности как заключительной операции позволит исключить полировку.
Предлагаемая технология позволяет снизить материалоемкость процесса до 50%, довести коэффициент использования материала до К и =0,8-0,9, снизить трудоемкость изготовления на 3-4 н.ч, освободить 11-12 фрезерных станков, задействованных в обработке контура шатуна, и рабочих, их обслуживающих.
Для более полного учета влияния указанных параметров и обоснования в ЗАО «Волжский дизель им. Маминых» разработан метод дифференцированного гидродробеструйного упрочнения наружной поверхности детали по а.с.№ 1656205, сущность которой рассмотрим на примере ППД шатуна высокофорсированного дизеля ЧН21/21 (6ДМ-21А). В шатуне, содержащем стержень, поршневую и кривошипную головки, в поверхностном слое всех сечений уровень начальных остаточных напряжений наводят дифференцированным гидродробеструйным упрочнением по высоте шатуна от верхней точки поршневой головки: ст01 =XX -(0,1-0,15)Т02; «-01 - -(0,15-0,16)о-02; ?хх - -(0,0125-0,16) сг02; хх -(О,03-0,13)стО2; хх " -(0,125-0,13)ст0.2; - в зоне протяженностью (0-0,3)ЙГ - в зоне протяженностью (0,3-0,6)cf - в зоне протяженностью 0,6cf-0,15/ - в зоне протяженностью (0,15-0.7)/ - в зоне протяженностью 0,77f где if и сГ - диаметры поршневой и кривошипной головок соответст венно; I длина стержня шатуна; (т0 - сжимающие начальные остаточные напряжения; сг02- предел текучести материала детали.
Превышение верхнего предела сг 1 во всех зонах шатуна приводит к нарушению адекватности напряжений разгрузки - аЦ напряжениям нагрузки а 6 и не обеспечивает выравнивание напряженности смежных объемов металла и, следовательно, их равнопрочность. При уменьшении нижнего предела - J значительно падает эффективность упрочняющего влияния параметров начальных остаточных напряжений как самостоятельного фактора, а также нарушается условие обеспечения адекватности распределения - т распределению a s.
Сущность изложенного метода поясняется на рис. 4.1: - распределение характерных зон по поверхности шатуна (распределение циклических напряжений имеет 5 характерных зон, в пределах которых оно имеет одинаковый характер); - эпюры средних циклических напряжений (поз. 1); - распределение упрочняющих начальных остаточных напряжений сжатия сг" в шатуне до (поз.2) и после (поз.4) их взаимодействия с циклическими напряжениями в различных сечениях (поз.З и 5).
