Снижение неравномерности износа бобышек поршня дизелей малой мощности Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

МАШИНОСТРОЕНИЕ

УДК 621.436; 621.836

СНИЖЕНИЕ НЕРАВНОМЕРНОСТИ ИЗНОСА БОБЫШЕК ПОРШНЯ ДИЗЕЛЕЙ МАЛОЙ МОЩНОСТИ

© 2009 г. Н.К. Санаев *, Г.М. Габалов * *, М. Т. Адамов * *

*Дагестанский государственный технический университет, г. Махачкала

**Махачкалинский филиал МАДИ-ГТУ

*Dagestan State Technical University, Mahachkala **Mahachkala branch of Moscow Road-Transport Institute-State Technical University Анализируется и исследуется конструкторско-технологическая документация для производства судовых дизелей малой мощности на основе результатов их испытаний с различными способами организации рабочего процесса. В связи с ростом нагрузок на детали цилиндро-поршневой группы и кривошип-но-шатунного механизма увеличивается скорость изнашивания в ответственных сопряжениях, лимитирующих ресурс дизеля до переборки, в частности сопряжения «поршневой палец - поршневые бобышки поршня». Предложена новая схема простановки размеров при формировании размерной цепи, что позволило уменьшить производственную погрешность изготовления замыкающего звена - несоосность оси поршня и оси симметрии стержня шатуна и снизить, тем самым, неравномерность износа в указанном сопряжении.

Ключевые слова: дизель малой мощности; поршень; износ.

The constructive - technological documentation for the production of the low - powered marine - diesels on the bass of the results of their tests with the different ways of the organization of the working process is under the analysis and research. In the connection with the increase of the loadings to the details of the piston - like group and crank-conrod mechanism. There observed a growth of the speed of the wear ability in the responsible conjugation, limiting the engine - life before the retreatment, particularly conjugation «piston pin - piston - like bosses of the piston». The new circuit of the lading out of the sizes in the forming of the size chain is proposed, it decreased the producting error in manufacturing of locking link misalignment of the axis of symmetry of the rod blade and decreased no uniformity of the wear - out in the indicated conjugation.

Keywords: diesel engine of lower-power; piston; wear.

Судовые дизели малой мощности типов Ч8,5/11 и Ч9,5/11 широко используются в российском судостроении в качестве вспомогательных двигателей для привода электрогенераторов и различных комбинированных агрегатов, а также как главные двигатели для рабочих катеров, рыбопромысловых ботов, спасательных шлюпок морских и речных судов. Несмотря на различное функциональное назначение этих двигателей, все они изготавливаются из одних и тех же материалов и по идентичным технологическим процессам. Это обстоятельство даёт основания для анализа конструкторской и технологической документации, являющейся базой для их производства, на предмет её соответствия целевому назначению двигателей, особенно в связи с применением в них новых способов организации рабочих процессов.

Анализ особенностей конструкции кривошипно-шатунного механизма (КШМ) этих дизелей показал, что осевое перемещение кривошипной головки шатуна на шатунной шейке коленчатого вала составляет 0,17^0,44мм, 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 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. Здесь необходимо учесть, что технологические процессы механической обработки деталей КШМ, цилиндро-поршневой группы, остова данных дизелей были разработаны для производства 2-х, 4-х и 6-цилиндровых вихрекамерных двигателей (1), с относительно «мягким» рабочим процессом. После перевода ряда типоразмеров на рабочий процесс с непосредственным впрыском топлива в цилиндр и камерой сгорания, расположенной в поршне (камеры типа ЦНИДИ, конусно-тороидального типа (2), а в опытных вариантах - цилиндрического типа (3)), скорость нарастания давления по углу поворота коленчатого вала (ф^?ф), характеризующая «жёсткость» процесса, а также максимальные давления и температуры цикла (рг и Т) и температуры выхлопных газов (Тг) увеличились [3, 4]. Результаты экспериментальных исследований показателей рабочего цикла дизелей типов Ч8,5/11 и

Ч9,5/11, выполненных с участием авторов, при вихре-камерном и объёмно-плёночном способах смесеобразования с различными типами камер сгорания, расположенных в поршне, показывают, как следует из совмещенной нагрузочной характеристики дизеля 4Ч8,5/11 мощностью Ле = 17,5 кВт при п = 25с-1, что удельные расходы топлива qe существенно снижаются (рис. 1). Однако при этом отмечается возрастание величины и

¿Ф ' МПа

ПКВ

0,49 0,39 0,29

г/кВтч 354 327 300 273 246

........

Y\ ......^

...... .......-f^ "T" 1

d Ф

3...... ........ ...... 2

--- 1

- ^ 2 /

У а

Tr 3

ge sb*...... ...... 2

yv1\ -" 1

••о» -

Pz, МПа

7,8 6,8 5,8 4,8 а

2,5 2

1,5

7>,К 723 623 523

25

10

Рис. 1. Совмещенные нагрузочные характеристики дизеля 4 Ч8.5/11: 1 - с вихревой камерой сгорания; 2 - с камерой сгорания ЦНИДИ; 3 - с цилиндрической камерой сгорания в поршне

Рис. 2. Размерные связи КШМ, определяющие величину смещения осей симметрии поршневой головки шатуна и поршня

скорости изнашивания в сопряжениях «поршневой палец - бобышки поршня» и «поршневой палец -втулка поршневой головки шатуна», что также явилось причиной исследования, анализа и разработки научно обоснованного варианта конструкторско-технологического обеспечения производства судовых дизелей рассматриваемых типов. В ходе исследований был выполнен анализ размерной цепи и составлены уравнения, решение которых позволило, путем изменения замыкающего размера, воздействовать на величину смещения оси симметрии поршневой головки шатуна относительно оси поршня.

Анализ размерной цепи, выполненный по существующей конструкторской и технологической документации, показал:

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 (А14, А15, А18 и т.д.), рис. 2;

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 систему простановки размеров.

В связи с этим за базовую была принята ось пятого цилиндра и соответствующая указанной оси пятая шатунная шейка, по отношению к которой и проставлены новые размеры, обозначенные на рис. 2 через символы В.

На рис. 3 и 4 представлены размерные цепи, разработанные при существующей (рис. 3) и новой (рис. 4) простановке размеров для двух крайних цилиндров: 1-го (а и в) и 6-го (б и г) соответственно, когда ось симметрии поршневой головки шатуна занимает по отношению к оси поршня крайнее правое положение и вектор смещения Ад направлен вправо (а) и, наоборот, когда ось симметрии поршневой головки шатуна занимает крайнее левое положение (в) и вектор смещения Ад направлен влево.

Дге,

А

^ИчЛ4 % аз

а14 а15

аб i>(rAH(rA4rjA4r

А

аЛ1

а,

А1

а8

а13 an

А14 А1

а,

ai

а п

а п. а ig

А17 А ig

б

А2 ^ ((^ А20^

к

А7

аЛ6

|а9

laio

ai, Ai

А17 А ig

-SS-

Рис. 3. Размерные цепи, определяющие величину осевого смещения поршневой головки шатуна относительно оси поршня при существующей схеме простановки размеров

-Зг

а П1

ai

aii

В5

в4

а а1

ai

ag

-Зг

в,

42 ai

в

А2 ,, В11 J vj

ai

А

ag

а,

Л<г

J

А2 ' % В11

Аi

л Л

А А.

в,,

"Зг

ag

а10

А ]7 В10 А12

б г

Рис. 4. Размерные цепи, определяющие величину осевого смещения поршневой головки шатуна относительно оси поршня при предлагаемой схеме простановки размеров

7

А

17

10

а

в

20

А

А

А

16

г

В

4

7

7

2

2

g

А

9

16

9

А

А

А

10

10

17

А

А

а

А

10

А

Количество составляющих размерную цепь звеньев, в зависимости от того, для какого цилиндра решается задача определения смещения ЛА, будет различной.

Как видно из рис. 4, правильный выбор базы и более технологичная простановка размеров у блока цилиндров и коленчатого вала позволяет уменьшить количество составляющих размерную цепь звеньев, 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 ШхШ-6, град-1. Рабочая температура блока цилиндров, принятая равной температуре охлаждающей жидкости в рубашке охлаждения, составляет 380 К при коэффициенте линейного расширения и 10 х 10-6, град-1.

Результаты расчётов температурных деформаций линейных размеров АЛ, блока цилиндров и коленчатого вала для 6-цилиндрового дизеля приведены в табл. 1. Различия АЛ, для блока цилиндров и коленчатого вала обусловлены отличием изменения линейных размеров для размерной цепи.

Уравнения размерной цепи, определяющие смещение оси симметрии поршневой головки шатуна относительно оси поршня, представленной на рис. 3, можно получить в следующем виде:

Л™ = Л1 + Л2 - Аз - Л4 - Л5 - Аб - Л7 - Л8 - Л9 -Л10 +

+ Лц - Л12 - Л13 + Л14 + Л15 - Л16 - Л17 - АЛ,; (1)

Лд1 = Л1 + Л 2 - Л3 - Л4 - Л5 - Л6 + Л7 + Л8 + Л9 + + Л10 - Л11 - Л13 + Л14 + Л15 - Л16 - Л17 - АЛ,; (2)

Л™ =Л1 + Л2 + Л20 - Л7 - Л8 - Л9 - Л10 + Л11 + Л19 - Л18 -

- Л16 - Л17 + АЛ,; (3)

Лд6 = Л1 + Л2 + Л20 + Л7 + Л8 + Л9 + Л10 - Л11 + Л12 + Л19 -

- Л18 - Л17 - АЛ,; (4)

где Л1 и Л2 - глубина выточки в блоке цилиндров под упорные полукольца и размер от нее до оси расточки под пятый цилиндр; Л3, Л4, Л5, Л6 - 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); Л7 - биение наружных посадочных поя-

сков втулки цилиндров относительно оси внутренней поверхности; А8 - смещение осей поршневой и кривошипной головок шатуна; А9 - суммарное отклонение формы и расположения поверхностей: А9 - непа-

л2

раллельность осей головок шатуна; А9 - пересечение осей шатунной и коренной шеек коленчатого вала; А91 - перекрещивание осей шатунной и коренной

шеек коленчатого вала; Ад и А95 - конусообразность отверстия кривошипной головки и шатунной шейки коленчатого вала; А10 - неперпендикулярность оси втулки цилиндров к оси коленчатого вала; Аи 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 крайнем его правом положении; А17 - толщина упорного полукольца; А18 - расстояние от внутреннего 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.

Уравнения размерной цепи (1) - (4) можно решить относительно максимального и минимального значения замыкающего звена Ал - смещения оси симметрии поршневой головки шатуна относительно оси поршня вправо или влево вдоль оси поршневого пальца, путем записи 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 max - min с учетом температурных изменений, позволил получить результаты, представленные в табл. 2.

Как видно из табл. 2, переход на единую конст-рукторско-технологическую базу для блока цилиндров и коленчатого вала позволяет уменьшить максимальную величину смещения Ал на 0,564 мм, что позволяет обеспечить неравномерность износа по левой и правой бобышкам поршня сниженный с 40 % до 11 -13 %.

Таблица 1

Значения температурных деформаций АА, блока цилиндров и коленчатого вала, мм

Деформация АЛ, Цилиндры

1 2 3 4 5 6

Для блока - цилиндров 0,45 0,34 0,19 0,07 0,07 0,19

Для коленчатого вала 0,3 0,23 0,13 0,05 0,05 0,13

Для размерной цепи 0,15 0,11 0,06 0,02 0,02 0,06

Таблица 2

Величины смещения оси поршневой головки шатуна относительно оси поршня, мм

Размерная цепь Расположение Ад Цилиндры

1 2 3 4 5 6

Рис. 2 (существующая) Ад 1,623 1,478 1,399 1,252 0,856 1,401

Ад 1,351 1,316 1,278 0,792 1,136 1,194

Рис. 3 (предлагаемая) Ад 1,059 1,059 1,059 1,019 0,961 1,066

ад 0,939 0,939 0,939 0,979 0,853 1,08

Для количественной оценки износов сопряжений бобышки поршня - поршневой палец были проведены заводские стендовые испытания дизелей 4 Ч8,5/11 с вихревой камерой сгорания и с камерой сгорания в поршне. При этом поршни были изготовлены из алюминиевого сплава АКЧ - 1, а отверстия под поршневой палец в бобышках поршня после импульсной раскатки имели размер, равный 0 3О^°'°0б мм.

Поршневые пальцы были изготовлены полыми из стали 12ХН3А, цементировались на глубину 0,8^1,1 мм, закаливались до твердости HRC 56^62 и после бесцентровой шлифовки имели наружный диаметр рав-

- ГЦ о п+0,034

ный 0 30_0'026 мм.

Перед установкой поршневого пальца поршень нагревался в масляной ванне до 363^373 К, что позволяло обеспечить в сопряжении бобышки поршня -поршневой палец натяг от 20 до 38 мкм в холодном дизеле и проворачивание пальца в поршне на прогретом двигателе.

Предельно допустимый зазор в сопряжении бобышки поршня - поршневой палец, равный 0,015 мм, достигался при наработке дизелем:

- с вихревой камерой сгорания с Р2 = 6,9 мПа и

& = 0,,мт

- 6000 ч; d ф 0ПКВ

- с камерой сгорания в поршне Pz = 7,6 ^ 8,6 мПа

dP n . п мПа и — = 0,4 ^ 0,45--

- 4500 ч.

¿ф 0ПКВ

При этом анализ характера износа сопряжений бобышек поршней - поршневых пальцев показал, что:

1. Отверстия 0 30!0,006

мм в бобышках поршня изнашиваются неравномерно как по диаметру, так и Поступила в редакцию

для носовой и кормовой бобышек в зависимости от удельных давлений, возникающих в сопряжениях. Эта неравномерность наблюдается в пределах от 0 30,009 до 0 30,015 мм, т.е. 40 %.

2. Неравномерность износа отверстий 0 30^006 мм

бобышек поршня отмечается в пределах как одного поршня, так и комплекта поршней дизеля. Поэтому из 4 поршней два поршня потребовали замены по причине достижения предельного размера отверстия 0 30,015 мм одной из бобышек при наработке дизелями 6000 и 4500 ч соответственно.

При предлагаемой схеме простановки размеров для дизеля с камерой сгорания в поршне было достигнуто снижение неравномерности износа отверстий

0 30!0С6 мм в бобышке поршня с 40 до 1Н13 %, т.е. с 0 30,009 ■ 0 30,015 мм до 0 30,013 ■ 0 30,015 мм и повышение наработки дизеля до достижения предельного размера отверстия 0 30,015 мм в бобышках поршня с 4500 до 5500 ч, или на 22 %.

Литература

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. Аливагабов М.М. Двигатели спасательных шлюпок и

катеров. Л., 1980. 224 с.

3. Иванченко Н.Н., Семёнов Б.Н., Соколов В.С. Рабочий процесс дизелей с камерой в поршне. Л., 1972. 232 с.

4. Семенов Б.Н., Павлов Е.П., Копцев В.П. Рабочий процесс высокооборотных дизелей малой мощности. Л., 1990. 263 с.

20 октября 2008 г.

Санаев Надыр Кельбеханович - канд. техн. наук, доцент, кафедра «Организация и безопасность дорожного движения», Дагестанский государственный технический университет. Тел. 8 (8722) 620692. E mail: nurik909@mail.ru Габалов Гаджи Магомедович - ассистент, кафедра «Эксплуатация автомобильного транспорта и автосервис», Махачкалинский филиал МАДИ-ГТУ. Тел. 8 (8722) 602298. E mail: gabalov_g.m@mail.ru

Адамов Магомед Тажутдинович - ассистент, кафедра «Эксплуатация автомобильного транспорта и автосервис», Махачкалинский филиал МАДИ-ГТУ, Тел. 8 (8722) 643174.

Sanaev Nadir Kelbehanovich - Candidate of Technical Sciences, assistant professor, department «Organization and

road safety», Dagestan State Technical University. Ph. 8 (8722) 620692. E mail: nurik909@mail.ru

Gabalov Gadji Maqomedovich - assistant, department «Exploitation of motor transport and service center»,

Mahachkala branch of Moscow Road-Transport Institute-State Technical Institute. Ph. 8 (8722) 602298. E mail:

gabalov_g.m@mail.ru

Adamov Magomed Tajutdinovich - assistant, department «Exploitation of motor transport and service center», Mahachkala branch of Moscow Road-Transport Institute - State Technical Institute Ph. 8 (8722) 643174._