Theoretical Analysis of Dimension Chains when Restoring the Landing Socket for Liner Sleeve Collar in the Depth of the Engines D-245 and D-260

Texto integral

Введение

В процессе эксплуатации двигателей Д-245, Д-260 нередко происходит завоздушивание системы охлаждения или отрыв бурта гильзы с характерным расположением трещины – разлом начинается от радиуса под буртом и идет примерно под углом 30º вверх. Причиной данных дефектов является износ гнезд (поверхностей) под гильзы по глубине. Возникновение износов обусловлено значительными нагрузками и колебательными движениями от протекания рабочего процесса в цилиндре. Вследствие чрезмерной перегрузки машины, неправильной настройки топливной аппаратуры, некачественного топлива, циклических температурных нагрузок и перегревов гильза получает некоторую свободу движения, приводящую к возникновению износов на буртах гильзы и блока. Это влечет за собой, в самом легком проявлении, к локальным износам посадочного места под бурт гильзы и последующему завоздушиванию системы охлаждения или же в крайнем случае к износу значительной части посадочного места под бурт гильзы и к обрыву бурта гильзы.

Обзор литературы

Исследования ряда авторов, направленные на оценку технического состояния дизельных двигателей, применяемых в сельском хозяйстве, показывают, что вероятность износа гнезда под бурт гильзы по глубине для блоков двигателей Д-245, Д-260 составляет до 23 % [1–4].

Анализ отечественных источников научно-технической литературы показал, что достоверной информации в виде технических рекомендаций по устранению данного дефекта нет¹ [5–7]. Производители грузовых автомобилей, такие как Scania, MAN, Volvo, DAF Trucks NV, предлагают производить расточку посадочных мест под гильзу в блоке цилиндров, для чего в качестве запасных частей поставляют гильзы с увеличенными буртами, а для регулировки выступания гильзы над плоскостью блока используют медные регулировочные кольца [8–11].

В связи с этим необходимо решить ряд технологических задач.

Первая задача заключается в обосновании глубины фрезерования коробленой привалочной плоскости блока цилиндров с целью наилучшего базирования инструмента при расточке гнезда под бурт гильзы по глубине.

В случае установки регулировочного кольца целью второй задачи будет являться обоснование номинального размера и допуска на глубину при расточке гнезда под бурт гильзы блоков двигателей Д-245, Д-260.

Для решения данных задач применяется расчетно-теоретический анализ размерных цепей, позволяющий определять допустимые значения величин замыкающих размеров [12–15].

Материалы и методы

Решение первой задачи сводится к расчету размерной цепи кривошипно-шатунного механизма двигателя Д-245, представленного на рисунке 1. В размерной цепи A_Δ замыкающим звеном является расстояние между головкой цилиндров и днищем поршня при положении его в верхней мертвой точке.

 

 

 

Рис. 1. Схема линейной размерной цепи кривошипно-шатунного механизма A_Δ

Fig. 1. Scheme of linear dimension chain of crank-rod mechanism A_Δ

 

Размерная цепь A_Δ имеет в качестве замыкающего звена величину A_Δ, которая определяется из уравнения²:

 $A_{\Delta }^{\text{H}}=A_1+A_2+A_3-A_4+A_5-A_6+A_7+A_8-A_9,$ 

где A₁...A₂ – составляющие звенья (знак «–» указывает, что звенья уменьшающие; «+» – увеличивающие); A₁ – толщина прокладки, A₁ = 1,5_−0,1 мм [5]; A₂ – расстояние от оси коренных опор в блоке до привалочной плоскости с головкой блока, по чертежу $A_2^{Ч}={371}^{+\mathrm{0,2}}$  мм, допустимый $A_2^{Д}=\mathrm{370,5}$  мм; A₃ – зазор в сопряжении коленчатый вал – подшипник коренной, по чертежу $A_3^{Ч}{=}_{+\mathrm{0,072}}^{+\mathrm{0,126}}$  мм, допустимый $A_3^{Д}=\mathrm{0,130}$  мм; A₄ – радиус кривошипа, $A_4=\mathrm{62,5}\pm \mathrm{0,04}$  мм; A₅ – зазор в сопряжении вкладыш шатуна – коленчатый вал, по чертежу $A_5^{Ч}{=}_{+\mathrm{0,067}}^{+\mathrm{0,115}}$  мм, допустимый $A_5^{Д}=\mathrm{0,120}$  мм; A₆ – расстояние между осями отверстий верхней и нижней головок шатуна, $A_6=230\pm \mathrm{0,03}$  мм; A₇ – зазор в сопряжении втулка шатуна – поршневой палец, по чертежу $A_7^{Ч}{=}_{+\mathrm{0,036}}^{+\mathrm{0,020}}$  мм, допустимая $A_7^{Д}=\mathrm{0,050}$ мм; A₈ – зазор в сопряжении поршневой палец – бобышка поршня, $A_8{=}_{+\mathrm{0,015}}^{+\mathrm{0,003}}$  мм; A₉ – расстояние от оси отверстия под палец до верхнего торца поршня, $A_9={79}_{-\mathrm{0,03}}^{+\mathrm{0,05}}$  мм.

Номинальный размер замыкающего звена A_Δ определяется по выражению:

$A_{\Delta }={\displaystyle \sum _{i=1}^{m-1-n}{\overrightarrow{A}}_i}-{\displaystyle \sum _{i=1}^n{\overleftarrow{A}}_i}$

где m – число составляющих звеньев рабочей цепи; n – число уменьшающих звеньев; i – порядковый номер звена.

Верхнее ES и нижнее EI – отклонения замыкающего звена [12]:

$E{S}_{\Delta \text{H}}={\displaystyle \sum _{i=1}^{m-1-n}{\overrightarrow{ES}}_i}-{\displaystyle \sum _{i=}^n{\overleftarrow{El}}_i},$        (3)

$E{I}_{\Delta \text{H}}={\displaystyle \sum _{i=1}^{m-1-n}{\overrightarrow{EI}}_i}-{\displaystyle \sum _{i=}^n{\overleftarrow{Es}}_i},$         (4)

где ${\overrightarrow{ES}}_i$  и ${\overrightarrow{EI}}_i$  – верхнее и нижние отклонения i-го составляющего увеличивающего звена; ${\overleftarrow{Es}}_i$  и ${\overleftarrow{El}}_i$  – верхнее и нижние отклонения i-го составляющего уменьшающего звена.

Теоретически можно предположить, что в процессе работы кривошипно-шатунного механизма зазоры в сопряжениях попеременно принимают минимальные или максимальные значения. Так, при движении поршня к нижней мертвой точке величины зазоров принимают максимальные значения, а замыкающее звено A_Δ будет описываться выражением (1), при движении к верхней мертвой точке зазоры примут минимальные значения, а замыкающее звено A_Δ будет описываться выражением:

$A_{\Delta }^{\text{B}}=A_1+A_2-A_3-A_4-A_5-A_6-A_7-A_8-A_9.$         (5)

Рассмотрим размерную цепь кривошипно-шатунного механизма, представленную на рисунке 3, при движении поршня к нижней мертвой точке, а затем к верхней мертвой точке. В качестве составляющих звеньев примем зазоры в соответствии с заводскими предельными отклонениями (размеры по чертежу), а затем с допустимыми отклонениями при эксплуатации.

Для решения второй задачи была  составлена схема линейной размерной цепи соединения блока цилиндров – гильза через регулировочную шайбу Б_Δ. На рисунке 2 приведена схема исследуемого узла и его технологическая размерная цепь.

 

 

 

Рис. 2. Схема линейной размерной цепи соединения блока цилиндров – гильза через
регулировочную шайбу Б_Δ: 1 – блок цилиндров двигателя;

2 – компенсационная шайба; 3 – гильза цилиндров

Fig. 2. Scheme of linear dimension chain for connecting the cylinder block – liner sleeve through an
adjusting washer Б_Δ: 1 – engine block; 2 – compensation washer; 3 – cylinder liner sleeve

 

 

Компенсация растачиваемого слоя осуществляется регулировочными шайбами толщиной от 0,2 до 1,0 мм с шагом 0,1 мм. В расчетах в качестве примера используется шайба толщиной 0,4 мм. Величина глубины бурта гильзы для блоков двигателей Д-245, Д-260, установленная заводом изготовителем, должна быть равна ${Б}_2=9_{-\mathrm{0,04}}^{+\mathrm{0,07}}$  мм³ [5]. В технологической размерной цепи звенья Б₁ и Б₂ являются увеличивающими.

Контрольным параметром расточки служит величина выступания гильзы над поверхностью блока на величину 0,05…0,11 мм. Допускается расхождение выступания по цилиндрам на 0,04 мм. В процессе измерения гильза прижимается с усилием 10…15 Н∙м.

Для решения поставленной задачи прибегаем к решению размерной цепи методом обратной задачи.

Расчет производили в следующей последовательности [11; 16]:

1. Вычисление номинального размера замыкающего звена Б_Δ:

       ${Б}_{\Delta }=\underset{i=1}{\overset{m-1}{}}{\xi }_i{Б}_i,$             (6)

где i = 1, 2,...; m – порядковый номер звена; ξ_i – передаточное отношение i-го звена размерной цепи; Б_i – номинальный размер i-го звена размерной цепи.

2. Определение координаты середины поля допуска Δ₀ замыкающего звена:

         ${\Delta }_{0_{\Delta }}{\displaystyle \sum }_{i=1}^{m-1}{\xi }_i{\Delta }_{0_i},$          (7)

где Δ_0i – координата середины допуска i-го звена размерной цепи равна:

       ${\Delta }_{0_i}=\frac{{\Delta }_{{В}_i}+{\Delta }_{{Н}_i}}{2},$        (8)

где ${\Delta }_{{В}_i}$  и ${\Delta }_{{Н}_i}$  – соответственно верхнее и нижнее предельные отклонения i-го звена размерной цепи.

3. Нахождение величины поля допуска T₀ замыкающего звена при расчете методом максимума-минимума:

         $T_0={\displaystyle \sum }_{i=1}^{m-1}\left|{\xi }_i\right|T_i,$         (9)

где T_i – допуск i-го звена размерной цепи, равный:

           $T_i={\Delta }_{2_i}-{\Delta }_{{Н}_i}.$    (10)

4. Расчет предельных отклонений замыкающего звена:

           ${\Delta }_{2_{\Delta }}={\Delta }_0+\frac{T_0}{2},$      (11)

           ${\Delta }_{H_{\Delta }}={\Delta }_0-\frac{T_0}{2}.$     (12)

Результаты исследования

Задача 1

Подставив числовые значения в формулу (2) или (5), найдем номинальный размер замыкающего звена A_Δ:

A_Δ = 371 + 1,5 − 62,5 − 230 − 79 = 1 мм.

Размерная цепь 1: размеры составляющих звеньев и зазоры соответствуют новым агрегатам, поршень движется к нижней мертвой точке, зазоры принимают максимальные значения. Схема размерной цепи представлена на рисунке 3.

 

 

 

Рис. 3. Схема линейной размерной цепи A_Δ при движении поршня к нижней мертвой точке,
зазоры соответствуют новым агрегатам

 

Fig. 3. Scheme of linear dimension chain A_Δ when the piston moves to the lower dead center, the gaps
correspond to the new units

 

 

В данном случае размерная цепь будет описываться уравнением (1), в этом случае звенья A₁, A₂, A₃, A₅, A₇, A₈ будут увеличивающими, остальные – уменьшающими.

Определим верхнее $E{S}_{\Delta H}^H$  и  $E{I}_{\Delta H}^H$ нижнее  отклонения замыкающего звена, подставив числовые данные в формулы (3) и (4):

$E{S}_{\Delta Н}^{Н} =0+\mathrm{0,2}+\mathrm{0,126}-\mathrm{0,04}+\mathrm{0,115}-\mathrm{0,03}+\mathrm{0,036}+\mathrm{0,015}-\left(-\mathrm{0,03}\right)=+\mathrm{0,592} мм.$

$E{I}_{\Delta Н}^{Н}=-\mathrm{0,1}+0+\mathrm{0,072}-\left(\mathrm{0,04}\right)+\mathrm{0,067}-\left(\mathrm{0,03}\right)+\mathrm{0,02}+\mathrm{0,003}-\left(\mathrm{0,05}\right)=-\mathrm{0,058} мм.$

Таким образом, замыкающее звено при движении поршня к нижней мертвой точке с зазорами, соответствующими новым агрегатам, составит $A_{\Delta Н}^{Н}=1_{-\mathrm{0,058}}^{+\mathrm{0,592}}$  мм, то есть зазор между днищем поршня и головкой блока должен находиться в интервале 0,942…1,592 мм.

Размерная цепь 2: размеры составляющих звеньев и зазоры соответствуют новым агрегатам, поршень движется к верхней мертвой точке, зазоры принимают минимальные значения. Схема размерной цепи представлена на рисунке 4.

 

 

 

Рис. 4. Схема линейной размерной цепи A_Δ при движении поршня к верхней мертвой точке,
зазоры соответствуют новым агрегатам

 

Fig. 4. Scheme of linear dimension chain A_Δ when the piston moves to the upper dead center, the gaps
correspond to the new units

 

При движении поршня к верхней мертвой точке размерная цепь будет описываться уравнением (5), в этом случае звенья A₁, A₂ будут увеличивающими, остальные – уменьшающими.

Подставив значения в формулы (3) и (4), определим верхнее $E{S}_{\Delta Н}^{В}$  и нижнее $E{I}_{\Delta Н}^{В}$  отклонения замыкающего звена при движении поршня вверх:

$E{S}_{\Delta Н}^{В}=0+\mathrm{0,2}-\mathrm{0,072}-\mathrm{0,04}-\mathrm{0,067}-\mathrm{0,03}-\mathrm{0,02}-\mathrm{0,003}-\left(-\mathrm{0,03}\right)=+\mathrm{0,138} мм\text{,}$

$E{I}_{\Delta Н}^{В}=-\mathrm{0,1}+0-\mathrm{0,126}-\left(\mathrm{0,04}\right)-\mathrm{0,115}-\left(\mathrm{0,03}\right)-\mathrm{0,036}-\mathrm{0,015}-\left(\mathrm{0,05}\right)=-\mathrm{0,512} мм.$

В данном случае замыкающее звено будет равно $E{S}_{\Delta Н}^{В}=1_{-\mathrm{0,512}}^{+\mathrm{0,138}}$  мм, то есть зазор между днищем поршня и головкой блока составит 0,488…1,138 мм.

Размерная цепь 3: размеры составляющих звеньев и зазоры соответствуют допустимым при эксплуатации величинам, поршень движется к нижней мертвой точке, зазоры принимают максимальные значения. Схема размерной цепи представлена на рисунке 5.

 

 

 

Рис. 5. Схема линейной размерной цепи A_Δ при движении поршня к нижней мертвой точке,
размеры соответствуют допустимым при эксплуатации величинам

 

Fig. 5. Scheme of linear dimension chain A_Δ when the piston moves to the upper dead center, the gaps
correspond to the permissible during operation

 

 

Тогда верхнее $E{S}_{\Delta Д}^{Н}$  и $E{I}_{\Delta Д}^{Н}$  нижнее  отклонения замыкающего звена, согласно формулам (3) и (4), составят:

$E{S}_{\Delta Д}^{Н}=0+\mathrm{0,2}+\mathrm{0,13}-\mathrm{0,04}+\mathrm{0,12}-\mathrm{0,03}+\mathrm{0,05}+\mathrm{0,015}-\left(-\mathrm{0,03}\right)=+\mathrm{0,615} мм\text{,}$

$E{I}_{\Delta Д}^{Н}=-\mathrm{0,1}+\left(-\mathrm{0,5}\right)+\mathrm{0,072}-\left(\mathrm{0,04}\right)+\mathrm{0,067}-\left(\mathrm{0,03}\right)+\mathrm{0,02}+\mathrm{0,003}-\left(\mathrm{0,05}\right)=-\mathrm{0,558} мм.$

Величина замыкающего звена составит $A_{\Delta Д}^{Н}=1_{-\mathrm{0,558}}^{+\mathrm{0,615}}$  мм, то есть зазор между днищем поршня и головкой блока будет принимать значения в интервале 0,442…1,615 мм.

Размерная цепь 4: размеры составляющих звеньев и зазоры соответствуют допустимым при эксплуатации величинам, поршень движется к верхней мертвой точке, зазоры принимают минимальные значения. Схема размерной цепи представлена на рисунке 6.

 

 

 

 

Рис. 6. Схема линейной размерной цепи A_Δ при движении поршня к верхней мертвой точке,
размеры соответствуют допустимым при эксплуатации величинам

 

Fig. 6. Scheme of the linear dimension chain A_Δ when the piston moves to the upper dead point,
the dimensions correspond to the permissible values during operation

 

 

Верхнее $E{S}_{\Delta Д}^{В}$  и $E{I}_{\Delta Д}^{В}$  нижнее  – отклонения замыкающего звена, согласно формулам (3) и (4), будут равны:

$E{S}_{\Delta Д}^{В}=0+\mathrm{0,2}-\mathrm{0,072}-\mathrm{0,04}-\mathrm{0,067}-\mathrm{0,03}-\mathrm{0,02}-\mathrm{0,003}-\left(-\mathrm{0,03}\right)=+\mathrm{0,138} мм\text{,}$

$E{I}_{\Delta Д}^{В}=-\mathrm{0,1}+\left(-\mathrm{0,5}\right)-\mathrm{0,13}-\left(\mathrm{0,04}\right)-\mathrm{0,12}-\left(\mathrm{0,03}\right)-\mathrm{0,05}-\mathrm{0,015}-\left(\mathrm{0,05}\right)=-\mathrm{1,035} мм.$

То есть величина замыкающего звена составит $A_{\Delta ДВ}=1_{-\mathrm{1,035}}^{+\mathrm{0,138}}$  мм, а зазор между днищем поршня и головкой блока должен находится в интервале от –0,035 до 1,138 мм.

Оценку влияния составляющих звеньев на замыкающее звено проводили с использованием диаграммы Паретто (рис. 7).

 

 

 

 

Рис. 7. Степень влияния допусков составляющих звеньев на допуск замыкающего звена

Fig. 7. Degree of effect of component tolerances on master link tolerance

 

 

Из рисунка 7 видно, что наибольшее влияние на допуск замыкающего звена оказывает звено A₂ – расстояние от оси коренных опор в блоке до привалочной плоскости с головкой блока. Таким образом, для исключения вероятности касания днища поршня с головкой блока предлагается ужесточить допуск на величину A₂.

Задача 2

Подставив числовые значения в формулы (6–12), получим следующие результаты:

1. Номинальный размер замыкающего звена:

Б₀ = 9,0 + 0,4 = 9,4 мм.

2. Координаты середины полей допусков:

– составляющих звеньев:

${\Delta }_{0_1}=\frac{0+\mathrm{0,01}}{2}=\mathrm{0,005} мм,$

${\Delta }_{0_2}=\frac{\mathrm{0,04}+\mathrm{0,07}}{2}=\mathrm{0,055} мм\text{;}$

– замыкающего звена:

${\Delta }_{0_1}=\mathrm{0,005}+\mathrm{0,055}=\mathrm{0,06} мм.$

3. Допуски:

– составляющих звеньев:

 $T_1=\mathrm{0,01}-0=\mathrm{0,01} мм,$ 

$T_2=\mathrm{0,07}-\mathrm{0,04}=\mathrm{0,03} мм\text{;}$

 – замыкающего звена:

 $T_{\Delta }=\mathrm{0,01}+\mathrm{0,03}=\mathrm{0,04} мм.$ 

4. Предельные отклонения замыкающего звена:

${\Delta }_{{В}_{\Delta }}=\mathrm{0,06}+\frac{\mathrm{0,04}}{2}=\mathrm{0,08} мм,$

${\Delta }_{{Н}_{\Delta }}=\mathrm{0,06}-\frac{\mathrm{0,04}}{2}=\mathrm{0,06} мм.$

По результатам расчетов глубина гнезда под бурт гильзы должна находиться в пределах ${\mathrm{9,4}}_{+\mathrm{0,04}}^{+\mathrm{0,08}}$  мм, то есть в интервале 9,44…9,48 мм. Для исключения неблагоприятного сочетания предельных отклонений составляющих звеньев размерной цепи назначается допуск на глубину обработки гнезда под бурт гильзы равный ${\mathrm{9,4}}_{+\mathrm{0,05}}^{+\mathrm{0,07}}$  мм, то есть в интервале 9,45…9,47 мм.

Обсуждение и заключение

В результате проведенных исследований были сделаны следующие выводы.

1. Расстояние между днищем поршня и головкой блока цилиндров двигателей Д-245, Д-260 может находиться в интервале:

– для новых двигателей – от 0,488 до 1,592 мм;

– для двигателей, бывших в эксплуатации, но имеющих допустимые величины размеров, – от –0,035 до 1,615 мм. Данная величина выходит за пределы допуска на 0,035 мм, следовательно, с вероятностью 2,98 % произойдет касание днища поршня с головкой блока. При этом не учитываются изменения мощности, степень сжатия и другие технико-экономические показатели работы двигателя.

2. Для исключения вероятности касания днища поршня с головкой блока предлагается ужесточить допуск на высоту блока за счет увеличения расстояния от оси коренных опор в блоке до привалочной плоскости с головкой блока с допустимого размера 370,5 мм до 370,65 мм. В этом случае допуск замыкающего звена при размерах составляющих звеньев, соответствующих допустимым при эксплуатации, составит ${А}_{\Delta ДВ}=1_{-\mathrm{0,885}}^{+\mathrm{0,138}}$  мм, а зазор между днищем поршня и головкой блока будет находится в интервале от 0,115 до 1,138 мм.

Таким образом, размерным анализом установлено, что допустимая величина на фрезерование привалочной плоскости блока составляет 0,35 мм.

3. Глубина обработки бурта гильзы при установке регулировочной шайбы толщиной 0,4 мм должна составлять от 9,45 до 9,47 мм.

В заключение можно отметить, что новизной результатов исследования являются обоснованные размеры на новые ремонтные величины двигателей Д-245, Д-260, так как данную информацию завод изготовитель не предоставляет, а она крайне необходима для ремонтных предприятий.

 

 

¹           Дизели Д-245.7Е2, Д-245.9Е2, Д-245.30Е2. Руководство по эксплуатации 245Е2-0000100 РЭ [Электронный ресур]. URL: http://www.po-mmz.minsk.by/catalogue/engines/view/26/ (дата обращения: 03.04.2020).

²           Там же.

 

Sobre autores

Petr Senin

National Research Mordovia State

Autor responsável pela correspondência
Email: vice-rector-innov@adm.mrsu.ru
ORCID ID: 0000-0003-3400-7780
Researcher ID: H-1219-2016
https://mrsu.ru/ru/university/rectorat/

Dr.Sci. (Engr.), Professor, Vice-Rector for Science

Rússia, 68 Bolshevistskaya St., Saransk 430005

Nikolay Rakov

National Research Mordovia State University

Email: nikolaymgu@yandex.ru
ORCID ID: 0000-0003-3687-9371

Associate Professor of Technical Service Machines Chair of Institute of Mechanics and Power Engineering,Ph.D. (Engineering)

Rússia, 68 Bolshevistskaya St., Saransk 430005

Alexey Smolyanov

National Research Mordovia State University

Email: ffenix2004@rambler.ru
ORCID ID: 0000-0001-7852-1146

Associate Professor of Technical Service Machines Chair of Institute of
Mechanics and Power Engineering, Ph.D. (Engineering)

Rússia, 68 Bolshevistskaya St., Saransk 430005

Anatoliy Makeykin

National Research Mordovia State University

Email: s.f.f@yandex.ru
ORCID ID: 0000-0003-4629-0886

Lecturer of Technical Service Machines Chair of Institute of Mechanics and Power Engineering

Rússia, 68 Bolshevistskaya St., Saransk 430005

Bibliografia

Arquivos suplementares