Меню
Предыдущая     |         Содержание     |    следующая

Автомобильные двигатели

Конструктивный обзор

Коленчатый вал работает в условиях переменных сил и моментов. Под одновременным действием сил инерции и давления газов в коленчатом валу возникают знакопеременные напряжения.

Прочность коленчатого вала определяется:

1) размерами и формами отдельных элементов кривошипа коренных и шатунных шеек и щек;

2) влиянием факторов, понижающих прочность, концентрацией напряжений, возникающих в галтелях (в местах перехода от шеек к щекам) и у краев масляных отверстий в шейках;

3) характеристиками прочности материала вала пределом текучести, пределами выносливости при изгибе и знакопеременном кручении;

4) методами упрочнения механическими, химико-термическими и термическими обработками;

5) расположением волокон, зависящим от способа формирования кривошипов;

6) несоосностью коренных опор картера и биением коренных шеек, вызывающих упругие деформации вала и перегрузку подшипников с последующими усталостными разрушениями вала и антифрикционного слоя.

При первоначальной компоновке двигателя и определении размеров элементов коленчатого вала можно пользоваться статистическими данными по существующим конструкциям (относительными размерами Йш.ш/Д, dx.m/D, /ш.шМп.ш, ^к.ш/^к.ш И Др.), ПОЗВОЛЯЮЩИМИ

установить в первом приближении основные размеры кривошипа.

Размеры коленчатого вала рядных двигателей зависят от следующих факторов: 1) числа коренных и шатунных подшипников; 2) конструкции блока цилиндров (отдельные цилиндры или блоки цилиндров, мокрые и сухие гильзы); 3) конструкции головок цилиндров (общая головка для всех цилиндров или раздельные на один, два три цилиндра); 4) типа сочленения шатунов в V-образных двигателях (центральное сочленение, с прицепным шатуном, последовательное размещение двух шатунов на одной шейке); 5) способа изготовления и материала вала (стальные штампованные или чугунные литые); методов упрочнения.

Общая длина кривошипа, а также размеры его отдельных элементов (длина шатунной и коренной шеек, толщина шеек) в первую

очередь зависят от минимального расстояния между осями двух соседних цилиндров (см. табл. 32).

В карбюраторных однорядных двигателях с меньшими давлениями сгорания применяются в основном полноопорные коленчатые валы и, за редким исключением, валы с опорами через два цилиндра (рис. 277, а) двухпролетные. Жесткость на изгиб не полноопорного вала может быть повышена путем увеличения диаметров шатунных и коренных шеек с одновременным уменьшением их длины и увеличением толщины щек. Последние два мероприятия позволяют сократить междуопорные расстояния. Неполноопорный вал короче и поэтому обладает большой жесткостью на кручение.

Коленчатые валы быстроходных дизелей, работающих с высоким давлением сгорания, делают обычно полноопорными, т. е. с опорами после каждого цилиндра или отсека двух цилиндров (в V-образных двигателях). В V-образных двигателях коренные опоры вала располагают через каждый отсек двух цилиндров, шатуны которых опираются на одну шейку вала. Стоимость изготовления полноопорных валов выше, чем не полноопорных.

В табл. 40 приведены средние относительные размеры шатунных и коренных шеек стальных коленчатых валов по статистическим данным. Уменьшение диаметра шатунной шейки в дизелях вызывается стремлением понизить центробежные силы, нагружающие коренные подшипники, за счет массы шейки и кривошипной головки шатуна.

В короткоходных двигателях при большом перекрытии коренных и шатунных шеек относительные диаметры шатунных шеек невелики, так как высокая жесткость кривошипа обеспечивается перекрытием шеек.

должны обеспечивать в момент достижения в цилиндре максимального давления сгорания (в бензиновых двигателях без наддува) предельное условное давление, отнесенное к проекции опорной поверхности шатунной шейки, не более 2530 МПа. Допустимые давления зависят от состава антифрикционного сплава подшипника шатуна.

-образных двигателях зависит от типа сочленения шатунов и достигает в дизелях при последовательном размещении шатунов на одной шейке 3038 МПа/м3.

Размеры коренных шеек выбирают с учетом получения необходимой прочности, допускаемых условных давлений, отнесенных к проекции опорной поверхности, и жесткости на кручение, влияющей на частоту собственных колебаний системы вала, а следовательно, и на резонансную частоту колебаний вала.

Подшипники из свинцовистой бронзы могут надежно работать при значительно больших максимальных давлениях (до 50 МПа) в случае выполнения шеек коленчатого вала более короткими. При коротких шейках уменьшается опасность обмятия краев вкладыша. Если ширина вкладышей мала, должна быть увеличена подача масла к подшипникам для понижения их температуры.

При увеличении относительных диаметров шатунных и коренных шеек возникает перекрытие шеек (рис. 277, а). Особенно большое перекрытие (величина А) получается в короткоходных двигателях. В этом случае облегчающие отверстия в шатунных шейках располагают наклонно. С увеличением перекрытия шеек жесткость вала возрастает.

В двигателях с опорами вала через два цилиндра (рис. 277, а) промежуточные щеки, соединяющие две шатунные шейки, не обра

батывают. Щеки имеют сложную форму. Центр тяжести щеки стремятся разместить как можно ближе к оси вращения. Щеки, соединяющие шатунные и коренные шейки, обычно обрабатывают лишь частично. Противовесы на валах изготовляют как одно целое с ними или привертывают к ним.

D. При большом перекрытии шеек относительная толщина щек составляет примерно 0,18 D.

Переходы (галтели) от щек к ко репной и шатунной шейкам во избежание возникновения больших концентраций напряжений делают радиусом, равным 0,060,08 диаметра шейки. Для увеличения опорной поверхности шейки галтели выполняют по двум-трем сопряженным дугам различных радиусов (узел /, рис. 277, а). Торцовые шлифованные поверхности кривошипной головки шатуна могут упираться во время работы в кольцевые шлифованные выступы щек, толщиной 0,51 мм. Выступы выполняют для выхода шлифовального камня при обработке вала.

, работают вполне надежно в блок-картерах с высокой жесткостью.

С повышением частоты вращения вала многоцплиндровых двигателей стали устанавливать противовесы, разгружающие коренные подшипники. При наличии противовесов все промежуточные шейки вала могут иметь одинаковую длину. Кроме того, надо учитывать, что уравновешенный коленчатый вал не является абсолютно жестким, и вследствие его упругости моменты центробежных сил частично передаются через опоры на картер и нагружают его.

Однако применение противовесов имеет и отрицательные стороны. При наличии противовесов момент инерции приведенных масс кривошипа значительно повышается, что приводит к понижению частоты собственных колебаний системы вала. Масса противовеса достигает 7080% суммарной массы вращающихся частей.

Типичные способы крепления противовесов показаны на рис. 278. Крепление их, осуществляемое с помощью ласточкина хвоста (рис. 278, а), позволяет разгрузить крепежные болты от центробежных сил. Противовес имеет прорезь, оканчивающуюся отверстием, которое необходимо для снятия концентрации напряжений. В конструкции, изображенной на рис. 278, б, болты крепления дополнительно нагружаются после затяжки только центробежными силами массы противовесов. От касательных сил инерции болты разгружают при-

зонной посадкой противовеса на выступ щеки. Для фиксации головки болтов приваривают к противовесам. Число противовесов и их установочный угол подбирают так, чтобы как можно полнее разгрузить подшипники при минимальном увеличении массы коленчатого вала. Толщина противовеса не должна превышать толщины щеки. Это необходимо для того, чтобы при шлифовании шеек вала в условиях эксплуатации не снимать противовесы.

Для свободного теплового расширения вала относительно картера следует предусматривать возможность его осевого перемещения.

Осевая фиксация коленчатого вала при его тепловом расширении относительно картера осуществляется упорными кольцами и полукольцами (см. рис. 245, б и в и 246, в).

Упорные подшипники у большинства двигателей (в основном у дизелей) располагаются со стороны маховика (см. рис. 238, б и е).

В этом случае при тепловом удлинении вала зазоры в механизме сцепления не изменяются. Ведущая шестерня привода механизма газораспределения, сидящая на переднем конце коленчатого вала, при этом несколько смещается. В некоторых двигателях упорные подшипники устанавливают со стороны привода механизма газораспределения (см. рис. 245, а и в) или у среднего коренного подшипника. При цепном приводе упорный подшипник желательно располагать со стороны переднего конца вала, так как при перекосах условия работы цепи ухудшаются. Осевые зазоры в упорных подшипниках составляют 0,10,2 мм.

Масло к коренным шейкам подводится от общей магистрали 2 (см. рис. 238, а и в) по каналам 4 и 5 в стенках верхней половины картера со стороны малонагруженной половины вкладыша подшипника. Масло от коренных шеек к шатунным подается по просверленным в валу каналам 1 (см. рис. 277, а и б) или по запрессованным трубкам 1 (см. рис. 281, а) в случае полых шеек.

В валах с полыми шатунными шейками масло центрифугируется дополнительно очищается от механических примесей, которые откладываются в полостях шеек со стороны, противоположной оси вращения. Вследствие этого масло для подшипников должно отбираться из свободной от отложений зоны, для чего запрессованы трубки 1 (рис. 279). В двигателях с высокой частотой вращения большие центробежные силы могут привести к разрыву потока масла в каналах вала и к прекращению подвода масла к подшипникам. Для устранения этого явления следует повышать давление масла в системе.

Несмотря на наличие внутренних полостей для центрифугирования масла износы шатунных шеек и подшипников выше, чем

коренных. Это объясняется их более высокой нагруженностью, повышенным температурным режимом работы и соответственно пониженной несущей способностью масляного слоя.

В некоторых конструкциях с полнопоточной тонкой очисткой масла отказались от улавливающих полостей, как неспособствующих повышению надежности узла шейка вкладыш (рис. 279, б и в). На рис. 279, б масляный канал расположен вне внутренней полости.

Для частичного поглощения энергии, вносимой при резонансе возбуждающим гармоническим моментом в систему коленчатого вала, и для гашения крутильных колебаний применяют гасители, которые устанавливают на переднем конце вала, где амплитуды колебаний максимальны. При наружном расположении гасителей их обычно закрепляют на ступицах шкивов клиноременной передачи.

В автомобильных двигателях наибольшее распространение имеют гасители внутреннего и жидкостного трения.

На рис. 280, а изображен гаситель крутильных колебаний, обод 1 (инерционная масса) которого привулканизирован через резиновую прокладку 2 к стальной чашке 3. На резонансных режимах работа возбуждающего момента затрачивается на упругие деформации резиновой прокладки. При этом возникают упругие деформации, расстраивающие резонансные колебания коленчатого вала. Вследствие этого рассматриваемые гасители иногда называют резонансными или динамическими гасителями внутреннего трения. Работа этих гасителей основана на свойстве резины выдерживать большие деформации с рассеиванием значительного количества энергии в результате упругого гистерезиса. Резина обладает наибольшим внутренним трением из всех материалов, применяемых в технике. К недостаткам резины как элемента гасителя относится нестабильность физико-механических свойств различных образцов резины даже одного технического сорта, а также зависимость ее жесткости и способности к поглощению энергии от деформации и температуры. При увеличении деформаций жесткость резины падает, а демпфирующая способность ее остается постоянной или даже уменьшается. При нагреве понижается как жесткость резины, так и ее способность к гашению колебаний.

На рис. 280, б показан гаситель сухого трения со свободными инерционными массами, состоящий из дисков 4, которые прижимаются пружинами 5 к фрикционным кольцам 6. Энергия, поглощаемая гасителем, зависит от момента инерции дисков и момента трения между элементами гасителя. При малом моменте трения гаситель не будет поглощать достаточного количества энергии, а при моменте трения, превышающем инерционный момент дисков, энергия вообще не поглощается, так как диски не перемещаются относительно втулки 7, закрепленной на переднем конце вала. При расчете гасителя сухого трения необходимо выбрать оптимальное соотношение между инерционным моментом дисков 4 и моментом трения.

Б последнее время получил распространение гаситель жидкостного трения со свободной инерционной массой 8 (рис. 280, в). Опорная бронзовая втулка 9 свободной массы установлена с небольшим зазором на выступ герметически закрытого корпуса 10. Пространство между массой и стенками корпуса заполнено силиконовой жидкостью (полиметилсилоксан) большой вязкости. При нагревании вязкость этой жидкости изменяется незначительно.

В дизелях с числом цилиндров больше четырех при длинных коленчатых валах механизм привода часто располагают со стороны маховика, вблизи узла крутильных колебаний, что обеспечивает более спокойную и надежную работу механизма в условиях малых амплитуд крутильных колебаний при переходе через резонансную частоту вращения.

Задний конец коленчатого вала обычно имеет фланец для установки маховика. При заднем расположении привода механизма газораспределения маховик может быть установлен непосредственно на утолщенном конце вала (см. рис. 246 в).

Если требуется повысить жесткость конструкции, применяют туннельный картер в сочетании со свертным валом, имеющим в качестве коренных опор роликоподшипники. При установке роликоподшипников конструкция коренных опор достаточно надежна, и

межремонтные сроки в этом случае не меньше, чем для конструкций с подшипниками скольжения. На рис. 277, в изображен свертный литой вал. Совмещение щек кривошипа с коренной шейкой позволяет увеличить длину шатунной шейки при коротком кривошипе. Подобные валы целесообразно применять в двигателях с V-образным расположением цилиндров.

При установке подшипников качения создаются следующие преимущества: малые потери на трение и малые сопротивления при прокручивании вала во время пуска двигателя.

За последние годы широко использовались цельнолитые коленчатые валы (рис. 281, а и б), устанавливаемые как в карбюраторных двигателях, так и в дизелях.

Литые чугунные коленчатые валы обладают меньшей прочностью (особенно на изгиб), чем штампованные стальные. Поэтому у чугунных валов следует увеличивать диаметры шатунных и коренных шеек, а также толщину щек и радиусы галтелей. Для уменьшения напряжений изгиба чугунный вал делают полноопорным. Шейки чугунных валов имеют высокую износостойкость, что позволяет применять подшипники из свинцовистой бронзы с высоким условным давлением.

К преимуществам литых коленчатых валов относятся:

1) меньший расход металла по сравнению со штампованными валами; количество снимаемого металла при обработке литого вала значительно уменьшается при одновременном сокращении числа операций обработки резанием;

2) возможность придания оптимальных форм (в отношении распределения металла и усталостной прочности) отдельным элементам коленчатого вала, например внутренним полостям шатунных и коренных шеек. Внутренние полости у литых коленчатых валов делают бочкообразными, а щеки с разгружающими карманами. В результате этого в литых валах возникают меньшие концентрации напряжений и валы обладают повышенной усталостной прочностью. В литых коленчатых валах при меньшей механической прочности чугуна допускаются повышенные амплитуды напряжений при изгибе и кручении (90100 МН/м8). Масса полностью обработанного литого коленчатого вала в существующих конструкциях уменьшается на 10-15%.

достигается:

с 0,65 до 0,70 (примерно на 8%) при сохранении всех остальных размеров кривошипа неизменными;

с 0,61 до 0,56.

Минимальные запасы прочности шатунных шеек по сечению масляных каналов для чугунных валов должны быть в пределах 3,33,5 и для щек в зоне галтелей на уровне 3,54,0.

При указанных величинах запасов прочности поломок коленчатых валов в условиях эксплуатации не наблюдалось. Надежность чугунных валов при относительно малых запасах прочности объясняется меньшей чувствительностью чугуна к концентрации напряжений, более равномерным распределением напряжений по объему и его повышенными демпфирующими свойствами.

Реклама