CC BY
39
УДК 621.436;621.836
Н. К. Санаев, Г. М. Габалов, В. В. Шахов
КОРРЕКТИРОВКА РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ ДЛЯ УМЕНЬШЕНИЯ ПОГРЕШНОСТЕЙ СБОРКИ СУДОВЫХ ВЫСОКООБОРОТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Анализ особенностей конструкции кривошипно-шатунного механизма (КШМ) судовых высокооборотных дизелей типов Ч8,5/11 и Ч9,5/11 показал, что осевое перемещение кривошипной головки шатуна на шатунной шейке коленчатого вала составляет 0,17^0,44 мм, а осевой разбег поршневой головки шатуна на поршневом пальце, между бобышками поршня, в 8-9 раз больше и составляет 1,6^3,5 мм [1].
Вследствие указанного осевого разбега ось симметрии поршневой головки шатуна смещается относительно оси поршня на 0,8^1,75 мм, что создает момент, поворачивающий поршневой палец в плоскости его оси, совпадающей с плоскостью действия векторов сил давления газов и сил инерции масс деталей, совершающих возвратно-поступательное движение в цилиндре. В результате носовая и кормовая части поршневого пальца создают неодинаковые удельные давления на бобышки поршня, обусловливая неравномерность их износа (до 40 % [2]), вследствие чего ресурс дизеля до переборки, по сопряжению поршневой палец - бобышки поршня, снижается. В связи с этим необходимо было выполнить анализ размерной цепи и составить уравнение, решение которого позволит изменением замыкающего размера воздействовать на величину смещения оси симметрии поршневой головки шатуна относительно оси поршня. Здесь необходимо учесть тот фактор, что размерные цепи, в соответствии с которыми строились и до сих пор действуют технологические процессы механической обработки деталей КШМ и цилиндропоршневой группы, были сформированы, когда дизели всех типоразмеров (2-, 4- и 6-цилиндровые) были вихрекамерными машинами с относительно «мягким» рабочим процессом. После перевода ряда типоразмеров на рабочий процесс с непосредственным впрыском топлива в цилиндр и камерой сгорания, расположенной в поршне (конусно-тороидального типа, а в опытных вариантах и цилиндрического типа), скорость нарастания давления по углу поворота коленчатого вала (dpdfy), характеризующая «жёсткость» процесса, а также максимальные давления и температуры цикла, увеличились [3], что повлекло за собой ещё больший износ и скорость изнашивания в сопряжениях поршневой палец - бобышки поршня и поршневой палец - втулка поршневой головки шатуна. Это также явилось причиной исследования, анализа и разработки научно обоснованного варианта конструкторско-технологической модернизации производства судовых высокооборотных дизелей рассматриваемых типов.
Анализ размерной цепи, выполненный по существующей конструкторской и технологической документации, показал следующее.
1. Линейные размеры блока цилиндров, связывающие оси расточек под втулки цилиндров (А3, А4, А5, А6 и А20), проставлены цепочкой, а линейные размеры коленчатого вала -ступенчато, от базовой установочной коренной шейки Б (Ам, А15, А18 и т. д.) (рис. 1).
Рис. 1. Размерные связи КШМ, определяющие смещение оси симметрии поршневой головки шатуна относительно оси поршня
2. Линейные размеры, связывающие оси цилиндров и соответствующие коренные и шатунные шейки у коленчатого вала, не имеют единой базы, вследствие чего возникают дополнительные погрешности.
3. Для исключения дополнительных погрешностей необходимо изменить как схему базирования, так и простановку размеров.
В связи с этим за базовую была принята ось пятого цилиндра и соответствующая указанной оси пятая шатунная шейка и проставлены новые размеры, обозначенные на рис. 1 буквой В.
На рис. 2, 3 представлены размерные цепи, разработанные при существующей (рис. 2, а, б, в, г) и новой (рис. 3, а, б, в, г) простановке размеров для двух крайних цилиндров: 1-го (а и в) и 6-го (б и г) соответственно.
А 2
г
А д
I 10 _Н
ь
А 11
А 13 А 12 ^£1
14 А1
А 2 .. А 20
А 16 А 17 А 18
б
А 2^ ^ А 20
и 9
А 10
Рис. 2. Размерные цепи, определяющие величину осевого смещения поршневой головки шатуна относительно оси поршня при существующей простановке размеров
А 16
А
а
в
А
А д
А
А 12 А 19
г
а
А1
А8
А 9 Г
А 1(Л
А17 В10 * А12 б
А 2^ ^ В11
А1
А17 В10
Рис. 3. Размерные цепи, определяющие величину осевого смещения поршневой головки шатуна относительно оси поршня по предлагаемой простановке размеров
А16
г
Когда ось симметрии поршневой головки шатуна занимает по отношению к оси поршня крайнее правое положение и вектор смещения А А направлен вправо (а) и, наоборот, когда ось симметрии поршневой головки шатуна занимает крайнее левое положение (в) и вектор смещения А А направлен влево, количество составляющих размерную цепь звеньев, в зависимости от того, для какого цилиндра решается задача определения смещения АД, будет различной.
Как видно из рис. 3, правильный выбор базы и более технологичная простановка размеров у блока цилиндров и коленчатого вала позволяют уменьшить количество звеньев, составляющих размерную цепь, что естественно приводит к сокращению нежелательных дополнительных погрешностей.
В размерной цепи необходимо учесть также температурные напряжения, возникающие в деталях при работе дизеля, под действием которых отмечаются линейные расширения блока цилиндров и коленчатого вала. Последние изготовлены из различных материалов, имеют различные рабочие температуры и различные коэффициенты линейного расширения. Так, рабочая температура коленчатого вала была принята равной температуре моторного масла в дизеле -350^370 К, при коэффициенте линейного расширения 10 х 10-6, град-1. Рабочая температура блока цилиндров принятая равной температуре охлаждающей жидкости в рубашке охлаждения и составляет 380 К при коэффициенте линейного расширения ~ 10 х 10-6, град-1.
Результаты расчётов температурных деформаций линейных размеров ЛА блока цилиндров и коленчатого вала для 6-цилиндрового дизеля приведены в табл. 1.
Таблица 1
Значения температурных деформаций ЛАі блока цилиндров и коленчатого вала
' ———^ Цилиндры Смещение — 1 2 3 4 5 6
ЛА1 для блока цилиндров, мм 0,45 0,34 0,19 0,07 0,07 0,19
ЛА1 для коленчатого вала, мм 0,3 0,23 0,13 0,05 0,05 0,13
ЛА1 для размерной цепи, мм 0,15 0,11 0,06 0,02 0,02 0,06
Различия ЛА для блока цилиндров и коленчатого вала обусловливают отличие изменения линейных размеров для размерной цепи.
Уравнение размерной цепи, определяющее смещение оси симметрии поршневой головки шатуна относительно оси поршня (рис. 2, а, б, в, г) можно получить в следующем виде:
ААП1 = А1 + А2 — А3 — А4 — А5 — Аб -А 7 — Ав — А9 — Аю + Ац — А12 — А13 + А14 + А15 — А16 — А17 — ЛА/; (1) ААЛ1 = А1 + А2 — А3 — А4 — А5 — А6 + А7 + Ав + А9 + Аю — Ац — А13 + А14 + А15 — А16 — А17 — ЛА; (2) ААП6 = А1 + А2 + А20 — А7 — Ав — А9 — Аю + Ац + А19 — А18 — А16 — А17 + ЛА/; (3)
ААЛ6 = А1 + А2 + А20 + А7 + Ав + А9 + Аю — Ац + А12 + А19 — А18 — А17 — ЛА/, (4)
где А1 и А2 — глубина выточки в блоке цилиндров под упорные полукольца и размер от нее до оси расточки под пятый цилиндр; А3, А4, А5, А6 — межосевые расстояния в блоке цилиндров между осями отверстий цилиндров: 4—5 (143 мм); 3—4 (114 мм); 2—3 (143 мм); 1—2 (114 мм); А7 — биение наружных посадочных поясков втулки цилиндров относительно оси внутренней поверхности; А8 — смещение осей поршневой и кривошипной головок шатуна; А9 — суммарное
отклонение формы и расположения поверхностей: А — пересечение осей отверстий в головках шатуна; А^ — пересечение осей шатунной и коренной шеек коленчатого вала; А93— перекрещивание осей шатунной и коренной шеек коленчатого вала; А и А — конусообразность отверстия кривошипной головки и шатунной шейки коленчатого вала; Аю — неперпендикулярность оси втулки цилиндров к оси коленчатого вала; Ац и А12 — половина ширины кривошипной головки шатуна и ширина шатунной шейки коленчатого вала; А13 — толщина щеки коленчатого вала; А14 — расстояние от наружного торца щеки рассматриваемой шатунной шейки коленчатого вала до внутреннего торца щеки базовой коренной шейки; А15 — ширина базовой коренной шейки коленчатого вала; А16 — зазор между торцами полукольца и щеки коленчатого вала при его крайнем правом положении; Ап — толщина упорного полукольца; А18 — расстояние от внутрен-
него торца щеки базовой коренной шейки до наружного торца щеки в шатунной шейке коленчатого вала; А19 - толщина щеки коленчатого вала; А20 - межосевое расстояние в блоке цилиндров между осями отверстий 5 и 6 цилиндров.
Уравнение размерной цепи (1)-(4) можно решить относительно максимального и минимального значения замыкающего звена Ад - смещения оси симметрии поршневой головки шатуна относительно оси поршня вправо или влево вдоль оси поршневого пальца, записывая их в декартовой системе координат для замены векторов погрешностей на их проекции на плоскость, проходящую через ось коленчатого вала.
Решение уравнений размерной цепи в декартовой системе координат и расчет смещения оси поршневой головки шатуна относительно оси поршня, выполненный методом тах-тт с учетом температурных изменений, позволили получить результаты, представленные в табл. 2.
Таблица 2
Величина смещения оси поршневой головки шатуна относительно оси поршня, мм
Размерная цепь Расположение Ад Цилиндр
1 2 3 4 5 6
Рис. 2 4 1,623 1,478 1,399 1,252 0,856 1,401
(существующая) 4 1,351 1,316 1,278 0,792 1,136 1,194
Рис. 3 4 1,059 1,059 1,059 1,019 0,961 1,066
(предлагаемая) 4 0,939 0,939 0,939 0,979 0,853 1,08
Как видно из таблицы, переход на единую конструкторско-технологическую базу для блока цилиндров и коленчатого вала позволяет уменьшить максимальную величину смещения Ад на 0,564 мм.
СПИСОК ЛИТЕРА ТУРЫ
1. Булатов В. П., Бочкарёв В. Н., Рохлин А. Г. Анализ точности изготовления поршневых пальцев судовых дизелей типа Ч8,5/11 // Двигателестроение. - 1980. - С. 40-42.
2. АливагабовМ. М. Двигатели спасательных шлюпок и катеров. - Л.: Судостроение, 1980. - 224 с.
3. Семенов Б. Н., Павлов Е. П., Копцев В. П. Рабочий процесс высокооборотных дизелей малой мощности. - Л.: Машиностроение, 1990. - 263 с.
Статья поступила в редакцию 11.12.2007
UPDATING OF DIMENSION CHAIN FOR REDUCTION OF ERRORS OF MARINE HIGH-SPEED DIESEL ENGINES ASSEMBLY
N. K. Sanaev, G. M. Gabalov, V. V. Shakhov
The combined dimension chain of the cylinder block and a crankshaft of the marine high-speed diesel engine are analysed with the purpose of reduction of the degree of displacement of the symmetry axis of the connecting rod relative to the piston axis by choosing the unified assembly base and changing the dimensioning order. It will allow to reduce deterioration of the piston pin holes in gudgeon pin boss and to increase the diesel engine overhaul life. The solution of the equations of the dimension chain in operating and new variants of dimensioning has shown an opportunity of reduction of the specified displacement by 34.75 %.
Key words: dimensional chains, cylinder-piston group, the reduction of deterioration.
