Конструкция и расчет приспособления для ручного извлечения гильз из блока цилиндров двигателя внутреннего сгорания Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.833.6

М. Ф. Пашкевич, д-р техн. наук, проф., М. И. Лазакович

КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ПРИСПОСОБЛЕНИЯ ДЛЯ РУЧНОГО ИЗВЛЕЧЕНИЯ ГИЛЬЗ ИЗ БЛОКА ЦИЛИНДРОВ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Рассмотрена конструкция приспособления для ремонтных работ двигателя внутреннего сгорания (ДВС), использующая в качестве устройства для извлечения гильз из блока цилиндров передачу винт-гайка качения, а в качестве усилителя момента - малогабаритный планетарный шариковый редуктор. Приведено описание работы такого приспособления и указаны особенности конструктивного решения, которые приводят к повышению эффективности разработанного приспособления по сравнению с существующими конструкциями. Изложена также методика расчета приспособления, включающая расчет как передачи винт-гайка качения, так и планетарной шариковой передачи.

На многих предприятиях обновление автомобильного парка происходит крайне медленно, поэтому часто проводится капитальный ремонт автомобилей, включающий и ремонт двигателей внутреннего сгорания. При этом в условиях неспециализированных предприятий техническое оснащение ремонтной службы весьма слабое, поэтому ремонт связан со значительными затратами времени.

Самой трудоемкой операцией при ремонте двигателя является извлечение гильзы из блока цилиндров.

Гильза блока цилиндров относится к теплонапряженным деталям двигателя. В условиях высоких механических (монтажные усилия, давления газов) и тепловых нагрузок она должна обладать стабильностью геометрической формы. Поэтому гильзы в блоках цилиндров установлены с существенными натягами, что затрудняет их извлечение при ремонтных работах.

В зависимости от типа двигателей различают «мокрые» и «сухие» гильзы. «Мокрые» гильзы применяются в форсированных автомобильных двигателях, и охлаждающая жидкость контактирует непосредственно со стенками гильзы. «Сухие» гильзы применяют в менее форсированных двигателях, и охлаждающая жидкость контактирует непосредственно со стенками блока цилиндров, не касаясь стенок гильзы. Толщина стенок гильзы

составляет 2-4 мм, однако теплоотвод от рабочей поверхности цилиндра ухудшается ввиду дополнительного термического сопротивления по наружной поверхности гильзы.

В зависимости от режима эксплуатации двигателя охлаждение рабочей поверхности цилиндра может значительно ухудшаться и это оказывает значительное влияние на состояние прессового соединения гильза-блок цилиндров. Охлаждаемые поверхности «мокрых» гильз могут быть покрыты накипью, а в местах соединения с натягом может происходить «прикипание» контактирующих поверхностей гильзы и блока цилиндров. «Сухие» гильзы на некоторых участках контактирующих поверхностей свариваются с блоком цилиндров, образуя неразъемное соединение, для распрессовки которого требуются значительные усилия.

В некоторой литературе по ремонту двигателей извлечение гильзы из блока цилиндров рекомендуют проводить на гидравлическом прессе, однако это возможно лишь в специализированных цехах предприятий по ремонту двигателей. В тех случаях, когда ремонт двигателя ведется в «гаражных условиях», извлечение гильзы выполняется вручную, и часто используются для этого различные выколотки, молотки и примитивные съемники, а усилия, необ-

ходимые для извлечения гильзы, неиз- ния гильзы из блока цилиндров было

вестны и неконтролируемы. разработано ручное приспособление,

Для облегчения операции извлече- представленное на рис. 1.

Рис. 1. Приспособление для удаления гильз из блока цилиндров

Приспособление содержит штурвальную рукоятку 1, снабженную усилителем крутящего момента. Усилитель момента выполнен в виде малогабаритного планетарного редуктора двухрядного исполнения с требуемым передаточным отношением (в рассматриваемом случае передаточное отношение и = 25).

Редуктор содержит ведущий вал 5, опирающийся на подшипник скольжения

6, установленный в крышке 7. На ведущем валу неподвижно закреплено два эксцентрика 8 и 9 с угловым смещением друг относительно друга на 1800. На эксцентриках 8 и 9 установлены подшипники 10 и 11, взаимодействующие с шарами 12, которые входят в зацепление с периодическим профилем втулки 13, неподвижно связанной с корпусом 14 редуктора. Шары 12 расположе-

ны в двух рядах отверстий, выполненных в стенках сепаратора 15, который является ведомым звеном редуктора. Сепаратор 15 центрируется подшипником скольжения 16 ведущего вала 5 и неподвижно соединен с гайкой 17 передачи винт-гайка качения. Шарики 18 принадлежат передаче винт-гайка качения и связывают гайку 17 с ходовым винтом 2. Этот винт является исполнительным звеном приспособления и снабжен сменным поворотным захватом 3 с вилкой 4.

Сепаратор 15 опирается на упорный подшипник 19, расположенный на основании 20 с четырьмя стойками 21. Для ограничения радиального люфта ходового винта при его осевых перемещениях служит направляющая 22 втулки скольжения. Рукоятка 23, выполненная на конце ходового винта, служит для регулирования исходного положения винта и начального воздействия на гильзу посредством захвата 3.

Работает приспособление следующим образом. Ходовой винт 2 приспособления вводят в гильзу, повернув при этом качающийся сменный поворотный захват 3 на некоторый угол. Приспособление базируют на шпильках блока цилиндров при помощи внутренних отверстий в стойках 21. Вращая ходовой винт 2, опускают его в крайнее нижнее положение так, чтобы качающийся сменный поворотный захват 3 вышел из гильзы, повернулся и занял перпендикулярное к оси ходового винта положение, после чего, вращая ходовой винт в противоположном направлении, создают натяг между качающимся сменным поворотным захватом 3 и нижним торцом гильзы. При помощи штурвальной рукоятки 1 придают вращение ведущему валу 5. Установленные на эксцентриках 8 и 9 подшипники 10 и 11 воздействуют на шары 12, поочередно перемещая их в радиальном направлении и утапливая во впадины периодического профиля втулки 13. Количество шаров п в каждом ряду редуцирующего узла на единицу больше, чем количество периодов т2 периодического профиля втулки 13, поэтому за один оборот ведущего звена сис-

тема шаров повернется совместно с сепаратором 15 на один угловой шаг периодического профиля втулки 13. При этом обеспечивается заданное передаточное отношение. Вместе с сепаратором 15 - ведомым звеном редуктора -будет поворачиваться гайка 17 - ведущее звено передачи винт-гайка качения. Вращение гайки 17 в результате воздействия на шарики 18 приведет к осевому перемещению ходового винта 2, при котором он посредством поворотного захвата 3 будет воздействовать на гильзу и извлекать ее из блока цилиндров. Осевое усилие при этом будет восприниматься упорным подшипником 19.

Корпус 14 редуктора, соединенный неподвижно с основанием 20, которое опирается на стойки 21 с внутренними отверстиями для базирования приспособления на шпильках блока цилиндров и фиксации от поворота, является неподвижным звеном приспособления.

Исходными данными для расчета этого приспособления были приняты: длина рукоятки 11 = 0,2 м, усилие на рукоятке Р1 = 150 Н и частота вращения рукоятки или ведущего звена п1.

Расчет данного приспособления, как и всякого другого технологического приспособления, следует вести в порядке от ведомого звена к ведущему.

Вначале определяется осевое усилие Q, требуемое для извлечения гильзы (усилие распрессовки). Это усилие, согласно [1-4], имеет различные значения, распределение которых носит вероятностный характер. Усилие распрессовки Q в идеальном случае превышает усилие запрессовки Р на 15-20 %. Однако, учитывая упомянутую выше возможность «прикипания» или сваривания, превышение Q над величиной Р может составлять 50 % и более.

Согласно [5], усилие запрессовки определяется соотношением

Р = к/пі Ьр,

где к - коэффициент запаса сцепления (обычно принимают к ~ 1,5...2 [1]); / -коэффициент трения на контактной поверхности; ё - номинальный диаметр сопряжения, мм; Ь - длина сопрягаемых поверхностей, мм; р - давление на поверхности контакта, МПа, определяемое по формуле [5]

р=

б

d ■

с с

- + -

где 5 - натяг в сопряжении, мм; Е;, Е2 -модули упругости материалов гильзы и блока цилиндров; С], С2 - коэффициенты, выражающиеся зависимостями

с, =

= d2 + d2

d2 - d2

м;

с d2 + d2

d 22 - d2

+ M2,

где Д,^2 - коэффициенты Пуассона материалов гильзы и блока цилиндров;

- внутренний диаметр гильзы, мм;

- минимальный диаметр блока цилиндров по внешней стенке, мм.

На рис. 2 представлены зависимости усилий запрессовки от коэффициента трения / = 0,07.0,12 для различных типов машин: верхняя линия - для автобусов Икарус; средняя пунктирная линия - для автомобилей МАЗ; нижняя линия - для автомобилей КАМАЗ.

Р

Икарус

КАМАЗ

МАЗ

f

Рис. 2. Зависимость усилий запрессовки Р от коэффициента трения f

На рис. З представлены зависимости начальных усилий распрессовки от коэффициента трения f = 0,12.0,2В для различных типов машин: верхняя линия - для автобусов Икарус; средняя пунктирная линия - для автомобилей МАЗ; нижняя линия - для автомобилей КАМАЗ.

Наименьший диаметр винта передачи винт-гайка качения dmin можно определить по величине усилия распрессовки в соответствии с [7] по соотношению

где [& ] - допускаемое нормальное напряжение.

Определим Ь - длину винта, пользуясь соотношением, вытекающим из рис. 1,

Ь ~ Н0 + Ь + Ир + 0,5 • і + 20, (2)

где Н0 - высота гильзы; Ь - длина сопрягаемых поверхностей, мм; Ир - высота редуктора; і - номинальный диаметр сопряжения поверхностей прессового соединения, мм.

ll8

КАМАЗ

МАЗ

-Икарус

/■

Рис. 3. Зависимость начальных усилий распрессовки Q от коэффициента трения f

При определении шага винта I необходимо принимать во внимание длину сопрягаемых поверхностей Ь. Номинальный диаметр винта ё0, диаметр шарика ёш = 2 гш и остальные размеры, представленные на рис. 4, следует определять в соответствии с рекомендациями [6] для полукруглого профиля резьбы:

ёш = 0,6 • I;

С; = С2 = 0,707 •( - Гш);

ёнв = ёо - 2 • ( + ( • ^(а + у)-Г3);

ёкв = ёо - 1,41 • Гш ; ёкг = ёо + 1,41 • Гш ;

п а 1800 Г = —

Гш п

, d0 + d в

d»P = do +

2 ’

r3 - 0,2 • гш ; Г4 - 0,15 • гш

(3)

где а - угол контакта шарика с винтом и гайкой (чаще всего величину а принимают 450); Гш - радиус шарика; а - большая полуось площадки контакта (эллипса).

Угол подъема резьбы определяется соотношением

в = arctg

t

п • d0

(4)

Допускаемая нормальная статическая нагрузка, приходящаяся на один шарик, определяется по формуле [7]

[Рст]

К• dl

(5)

где ка - коэффициент, зависящий от

допустимого контактного напряжения на поверхности шарика. Согласно [7], в нашем случае принимаем ка = 55.

Передача, используемая в приспособлении, относится к передачам, не требующим устранения и регулирования зазора. В ней зазор всегда выбирается в связи с наличием осевого усилия рас-прессовки, а потому требования к осевой жесткости невысоки. Поэтому в данной передаче предварительный натяг можно исключить.

В соответствии с [7] статическая грузоподъемность С0 передачи определяется по формуле

Со = [Рст ] zp • и • sin «•cos в,

где zp - расчетное число шариков в одном витке резьбы, zp = kz • z1; и - число витков в гайке; kz - коэффициент, учитывающий погрешности изготовления резьбы в винтовом механизме, kz = 0,7.. .0,8; z1 - рабочее число шариков в одном витке.

Рис. 4. Полукруглый профиль резьбы

Согласно опытным данным, количество шариков в одном витке резьбы с фрезерованным каналом возврата определяется соотношением

Z1

dш 'C0Sв

- З.

(б)

Учитывая полученные зависимости, в результате преобразований найдем окончательно соотношение для статической грузоподъемности винтовой передачи:

С0 = ka ■k ■d (п ■ d0 -

0 а z ш \ 0

-3^d ■cosВ)■u^sinа.

ш

(7)

Динамическая грузоподъемность С передачи определяют в соответствии с [7] по формуле

С = с u

0,7

(В)

где С] - динамическая грузоподъемность одного витка, выбираемая из диапазона

С] = (0,2...0,4) С0.

Для изображенного на рис. 1 приспособления результаты расчета пред-

ставлены в табл. 1.

По диаметру d0 винта определяется внутренний диаметр de(; направляющей втулки скольжения:

dвс = d0 + (0,1.. .0,4).

Наружный диаметр определяют из технологических соображений, рекомендуемая толщина стенки при этом 3-5 мм. Конструкция и размеры гайки качения взаимосвязаны с диаметральными размерами выходного конца сепаратора редуктора. Минимальный внутренний диаметр dmin КВШ канала возврата шариков в гайке качения можно определить по соотношению

dmin КВШ d0 + di + (6- • -8Х

а глубину ИКВШ канала возврата шариков - по формуле

h-квш = di + (0,2...0,5).

Наружный диаметр гайки качения DrK можно определить так:

DrK = d0 + 2 • di + (6,5.8).

l20

Табл. 1. Расчет геометрических параметров передачи винт-гайка качения в приспособлении для извлечения гильз из блока цилиндров ДВС

Исходные данные Определяемый параметр Значение Формула

Материал винта: сталь ШХ 15 ГОСТ 801, ИЯС 59.64, [О ] = 260 МПа; примем Q = 60000 Н Наименьший диаметр винта передачи винт-гайка качения ётш 17,2 мм (і)

Для Икаруса Н0 = 250 мм; Ь = 60 мм; ё = 142 мм; Нр = 60 мм Длина винта Ь 4б0 мм (2)

Согласно рекомендациям [6]: ё0 = 30 мм; t = 10 мм; ёш = 6 мм; ёнв = 28,2 мм; ёкв = 25,76 мм Угол подъема резьбы в б,050 (3), (4)

кО = 55 [7]; ёш = 6 мм Допускаемая нормальная статическая нагрузка на один шарик [Рст] І9В0 Н (5)

ё0 = 30 мм; ёш = 6 мм; в ~ 6,050 Рабочее число шариков в одном витке хг І2 (б)

хг = 12; к2 = 0,7...0,8 Расчетное число шариков в одном витке резьбы 9

кО = 55; кг = 0,7...0,8; ёш = 6 мм; ё0 = 30 мм; в * 6,050; и = 6; а = 450 Статическая грузоподъемность передачи С0 В55І0Н (7)

и = 6; Сг = (0,2 .0,4) С0 - (21) Динамическая грузоподъемность передачи Сг В9900Н (В)

Полученное значение диаметра округляют до ближайшего целого, которое выбирают из стандартного ряда.

В приспособлении вращательное движение преобразуется в поступательное. Гайка качения является ведущим звеном винтового механизма и к ней приложен вращающий момент Мг. Ходовой винт нагружен усилием распрессовки Q (рис. 5). Сила трения T, направленная в сторону, противоположную вращению гайки, увеличивает на величину угла трения p отклонение силы F от оси гайки. Сила F -это сила воздействия шарика на гайку. Из условия равновесия сил следует:

Q = zp ■ F sin а cos (вг + p);

M = zp-F ■ sin а ■ sin (в + p) .

КПД г} равен отношению работы сил на выходе к работе сил на входе [б], следовательно,

Q^t

t

X

2 п M3 п-dK cOS (г +p)= tgВг

X

sin

in ( +p) tg(Рг +p);

где в г - угол подъема резьбы.

По значениям усилия распрессовки Q и диаметра винта ё0 можно определить крутящий момент на гайке [7]:

Мг

Q d0 ■ tg(в + p) 2

(9)

где р - приведенный угол трения, р= аг^ /к; /к - коэффициент трения качения (/к = 0,004.0,007, если вращается винт; /к = 0,006.0,008, если вращается гайка).

Момент М1 на рукоятке приспособления можно выразить через длину рукоятки и усилие на рукоятке, т. е.

М1 = P, ■l .

(10)

l2l

Сравнивая величины крутящих моментов Мг на гайке и Мг на рукоятке, можно определить необходимое переда-

точное отношение и редуцирующего устройства - планетарного шарикового редуктора.

Рис. 5. Определение КПД передачи при отсутствии предварительного натяга

Нетрудно видеть, что его значение должно соответствовать величине

и = Мг

(11)

где п - КПД редуктора. Для ручного привода следует принимать 1) = 0,2.. .0,3.

Результаты сравнений приведены в табл. 2.

Табл. 2. Сравнение величин крутящих моментов

Исходные данные Определяемый параметр Значение Формула

і0 = 30 мм; Q = 60000 Н; в « 6,050; р = аг^/к; /к = 0,006.0,008 Крутящий момент на гайке Мг 103 Н-м (9)

Р1 = 150 Н; 11 = 0,2 м Момент на рукоятке М1 30 Н-м (10)

М1 = 30 Н-м; Мг « 103 Н-м; 1 ~ 0,2 . 0,5 Передаточное отношение и 18 (11)

Передаточное отношение и для редуктора данного приспособления не рекомендуется принимать больше 30. Оптимальным является диапазон передаточных отношений и = 10.30. Исходя из технологических соображений, можно в конструкции приспособления вместо передачи

винт-гайка качения использовать передачу винт-гайка скольжения, однако КПД такого приспособления будет значительно ниже.

Далее ведут расчет параметров редуцирующего устройства и по величине контактных напряжений наиболее на-

груженного звена определяют диаметр ёп шаров-сателлитов. На основе рекомендаций [8-10] наиболее приемлемой кинематической схемой редуктора является шестая кинематическая схема. Для этой схемы число зубьев центрального колеса т2 = и - 1, а количество плунжеров п = и (для однорядного исполнения редуктора) и п = 2 и (для двухрядного исполнения). Двухрядное исполнение является наиболее целесообразным с точки зрения повышения нагрузочной способности и симметричного расположения сил в шариковых зацеплениях.

Средний радиус Я2 центрального колеса (рис. 6) следует выбирать так, чтобы выполнялось соотношение

Я2 = Я - ёпо/2 - (3.5),

где Я - наружный диаметр втулки 13 (р екомендуемое значение Я < 80 мм); ёп0 - первоначально принятый диаметр шара (выбирается из конструктивных соображений или из стандартного ряда диаметров шаров); (3.5) - толщина стенки втулки 13 по дну впадины, принимаемая с учетом схемы закрепления этой втулки в корпусе редуктора 14.

Р

Рис. б. Профиль шарикового радиально-плунжерного редуктора

Проверку прочности элементов шарикового редуктора ведут по контактным напряжениям с учетом сил, действующих на элементы редуктора, и геометрических параметров зацепления. Из условия контактной прочности сепаратора определяют диаметр шара [10]:

< = 9,710і0->ш„/[ст„ ]3,

где [<7Н ] - допускаемое контактное напряжение, МПа; ЛШах - наибольшая нормальная сила, действующая на шар со стороны сепаратора,

Nmax = Мз / 016n dn sin «2max ,

где М3 - величина крутящего момента сепаратора, М3 = Мг; a2max - максимальный угол подъема профиля центрального колеса, определяемый зависимостью

a2max = arctg(e m2 / JR2 - e ;

где е - величина эксцентриситета эксцентрика (ведущего кулачка), e = dn0 / 4.

Соотношения для определения других геометрических параметров ша-

рикового редуктора также легко получить на основе рис. 6.

При расчете редуктора необходимо обеспечить отсутствие подрезания вершин зубьев центрального колеса. Это достигается путем выбора достаточного диаметра эксцентрика в зависимости от диаметра применяемых шаровых плунжеров и их количества. Если выбирать радиус эксцентрика по соотношению

Яэ = 0,318 йп (т2 - 1,36),

то подрезание профиля зубьев будет полностью исключено.

Рекомендуемая толщина стенки для ведущего вала составляет 3 мм, при установке эксцентриков на шпонки толщину стенки увеличивают до 5-6 мм, максимальное сечение шпонки при этом не рекомендуется принимать более 6 х 6 мм. Выбор подшипников, устанавливаемых на эксцентрики, осуществляется исходя из действующих нагрузок и минимального радиуса кулачков. По внутреннему диаметру подшипников и ведущего вала окончательно определяют диаметры эксцентриков и при необходимости корректируют конструкцию ведущего вала. Параметры упорного подшипника определяют по величине начального (наибольшего) усилия распрессовки Q. Затем уточняются конструкции корпуса и сепаратора редуктора, определяются параметры и количество крепежных элементов, фиксирующих корпус редуктора на основании, верхнюю крышку на корпусе редуктора и т. д. Конструкция стоек основания выбирается исходя из конструктивных соображений, но при выполнении их полыми необходимо учитывать диаметр шпилек блока цилиндров, расстояние между ними, а также расстояние между шпилькой и наружным диаметром буртика гильзы блока цилиндров.

Выводы

1. Определены зависимости геометрических параметров приспособления от

усилия на рукоятке, длины рукоятки и усилия распрессовки, на основе которых можно обеспечить требуемую величину коэффициента усиления.

2. Установлена зависимость величины радиуса эксцентрика от диаметра шаровых плунжеров и количества зубьев центрального колеса, при выполнении которой полностью исключается подрезание зубьев.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Корсаков, В. С. Сборка и монтаж изделий машиностроения : справочник в 2 т. /

B. С. Корсаков ; под ред. В. С. Корсакова, В. К. Замятина. - М. : Машиностроение, 1983. -480 с. : ил.

2. Воронин, А. В. Механизация и автоматизация сборки в машиностроении / А. В. Воронин, А. И. Гречухин, А. С. Калашников. - М. : Машиностроение, 1985. - 272 с. : ил.

3. Исаев, А. И. Сборка крупных машин / А. И. Исаев, А. И. Жабин. - М. : Машиностроение, 1971. - 136 с.

4. Лебедовский, М. С. Автоматизация сборочных работ / М. С. Лебедовский, А. И. Федотов ; под ред. Г. В. Попова. - Л. : Лениздат, 1970. - 452 с.

5. Биргер, И. А. Расчет на прочность деталей машин : справочник / И. А. Биргер, Б. Ф. Шорр, Г. Б. Иосилевич. - М. : Машиностроение, 1979. - 703 с.

6. Решетов, Д. Н. Детали и механизмы металлорежущих станков / Д. Н. Решетов ; под ред. Д. Н. Решетова. - М. : Машиностроение, 1972. - Т. 2. - 520 с.

7. Кочергин, А. И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов / А. И. Кочергин. - Минск : Выш. шк., 1991. - 382 с. : ил.

8. Пашкевич, М. Ф. Планетарные шариковые и роликовые редукторы и их испытания / М. Ф. Пашкевич, В. В. Геращенко. - Минск : БелНИИНТИ, 1992. - 248 с.

9. Планетарные кулачково-плунжерные передачи. Проектирование, контроль, диагностика / М. Ф. Пашкевич [и др.]. - Могилев : Бе-лорус.-Рос. ун-т, 2003. - 221 с. : ил.

10. Пашкевич, М. Ф. Основы проектирования двухступенчатых шариковых радиально-плунжерных редукторов / М. Ф. Пашкевич,

C. А. Жигунов, А. М. Пашкевич // Вестн. Бело-рус.-Рос. ун-та. - 2007. - № 4. - С. 107-112.

Белорусско-Российский университет Материал поступил 09.04.2008

M. F. Pashkevich, M. I. Lazakovich Design and estimation of the device for manual extraction of barrels out of the cylinder block of explosion engines

The paper looks at the device design for repair work of explosion motors using a screw-rolling nut gearing as a device for extraction of barrels out of the cylinder block and a small-sized epicyclic ball reducer as a booster of the moment. Special features of the design which lead to an increase in the device efficiency are described in the paper. Also, the technique for estimation of screw-rolling nut gearing and epicyclic ball gearing is given.