Меню
Предыдущая     |         Содержание     |    следующая

Автомобильные двигатели

Двигатели с жидкостным охлаждением

Блок-картеры. Для двигателей с жидкостным охлаждением блок-картеры выполняют по следующим силовым схемам.

1. С несущим блоком цилиндров, стенки которого растягиваются силами давления газов, передающимися шпильками через головку. При вставной мокрой гильзе в конструкциях с несущей рубашкой разрываться будут только стенки водяной рубашки и междуцилиндровых перегородок (рис. 238, а и в). Блок с верхней половиной картера отливают при этом как одно целое.

2. С несущими силовыми шпильками, ввертываемыми в верхнюю половину картера, сжатой рубашкой и вставной мокрой гильзой (рис. 238, б). Блок-картер в подобных конструкциях может быть отлит из алюминиевого сплава.

В однорядных и V-образных двигателях с жидкостным охлаждением цилиндры обычно отливают в виде одного блока и как одно целое с верхней половиной картера. Подобная монолитная отливка обладает большой жесткостью в плоскостях действия сил инерции и давления газов и их моментов. Высокая жесткость блок-картера обеспечивает минимальные деформации в зонах коренных подшипников, гильз цилиндров и плоскости стыков блока с головкой цилиндров. Кроме того, в этом случае наружные стенки и внутренние перегородки могут быть сделаны более тонкими, что несколько снижает массу блок-картера и уменьшает расход металла. Если блок отлит из чугуна, то для крепления головки блока цилиндров устанавливают короткие шпильки, при затяжке которых блок не сжимается.

Масса чугунного блоккартера однорядного карбюраторного двигателя составляет 2535% массы двигателя, а V-образного короткоходного дизеля при SID < 1 не превышает 25% массы двигателя и при S/D > 1 возрастает до 26 ~ 29%.

Жесткость блоккартера может быть повышена путем:

1) оребрения перегородок, лежащих в плоскостях коренных подшипников, т. е. в плоскостях передачи усилий от коленчатого вала к коренным подшипникам; введения укрепляющих ребер, связывающих приливы для шпилек крышек и гнезда вкладыша коренного подшипника со стенками блоккартера;

2) расположения плоскости крепления нижней половины картера ниже плоскости разъема коренных подшипников; в этом случае передающиеся от коленчатого вала силы и моменты воспринимаются большим объемом металла с большими площадью поперечного сечения и моментом сопротивления (см. рис. 238, ав);

3) размещения коренных подшипников после каждого цилиндра, что обусловливает равномерное распределение по длине блока сил и моментов, передающихся от коленчатого вала, и позволяет избежать опасных местных концентраций усилий в верхней половине картера;

4) использования блоккартеров с сухими гильзами или отлитыми как одно целое с блоком;

5) применения туннельного картера (см. рис. 247, в), не имеющего плоскостей разъема по коренным подшипникам (двигатель автомобиля Запорожец).

Первые три мероприятия сопровождаются увеличением массы блоккартера.

При проектировании ширина картера определяется траекторией крайней внешней точки головки шатунного болта. Минимальное расстояние между ее траекторией и внутренней поверхностью стенки картера обычно не превышает 1015 мм (кривая Б, рис. 238, в).

Толщина стенок и перегородок верхней половины чугунного картера составляет 58 мм, а стенок водяной рубашки и перегородок блока 47 мм. В алюминиевой отливке толщина стенок при литье в песчаную форму увеличивается примерно на 12 мм.

Применение алюминиевых деталей, отлитых под давлением, позволяет создать тонкие и прочные стенки отливок. В этом случае при переходе от чугунных деталей к алюминиевым значительно уменьшается масса отливок. Соотношение масс чугунных и алюминиевых блок-картеров, отлитых под давлением, в среднем составляет 4:1. Исследования показали, что только замена чугунных блок-картеров и головок блока цилиндров алюминиевыми в карбюраторных автомобильных двигателях позволяет уменьшить их массу примерно на 60%. Удельная масса V-образных карбюраторных двигателей с алюминиевыми блок-картерами и головкой блока цилиндров доходит до 1,101,15 кг/кВт. Толщина стенок чугунных отливок в настоящее время доведена до 3,23,5 мм. В этом случае массы чугунных блок-картеров приближаются к алюминиевым. В конструкциях блок-картеров, особенно из алюминиевых сплавов, переходы от толстых стенок к тонким должны быть плавными.

Усиливающие ребра на перегородках и боковых стенках делают невысокими и утолщенными. Оси силовых шпилек следует располагать по середине толщины стенок, чтобы избежать появления в стенках дополнительных изгибающих напряжений.

Наружный диаметр бобышек в зоне коренных подшипников и длина резьбы в бобышках под шпильки должны быть не менее, чем в 2 раза больше их диаметра.

При проектировании блок-картера необходимо обращать внимание на то, чтобы силы давления газов, действующие на силовые шпильки, передавались от головки блока цилиндров непосредственно шпилькам крышек коренных подшипников (см. рис. 238, б, а) через укрепляющие ребра во внутренних перегородках. В этом случае силы давления газов уравновешиваются без возникновения в стенках блок-картера дополнительных изгибающих моментов, которые могут привести к появлению опасных напряжений.

Чтобы избежать больших деформаций при затяжке силовых шпилек, толщина опорной стенки чугунного блока цилиндров (со стороны газового стыка) должна быть равна 814 мм.

Статические деформации гильзы определяются деформациями опорных кольцевых гнезд верхней плиты блок-картера и фланцев гильзы.

Жесткость опорной зоны блока повышают путем кольцевого опорного пояса, связанного с продольными и поперечными стенками блока, совместно с бобышками для шпилек крепления головки цилиндров.

Конструкции, у которых гильзы отлиты как одно целое с блок-картером (рис. 239, а и б), имеют повышенную жесткость при меньшей металлоемкости и большую износостойкость поверхностей стенок цилиндров. Подобные конструкции применяют как для бензиновых двигателей, так и для дизелей. Минимальная толщина стенок цилиндра составляет при этом 6 мм; расстояние между наружными стенками соседних цилиндров для прохода воды не менее 45 мм .

Положение оси распределительного вала в блок-картере определяется двумя условиями:

1) прохождением опор вала вне траектории головки болта и крайней габаритной точки шатуна;

2) размещением и размерами толкателей клапанного механизма, положение которых в блоке определяется расположением клапанов, а при верхних клапанах также передаточным отношением коромысел и углом наклона штанг.

расстояние между осями соседних цилиндров; D диаметр цилиндра), характеризующим компактность двигателя по длине (см. рис. 238, а). Величина этого отношения зависит от ряда конструктивных факторов и в первую очередь от:

1) наличия между двумя цилиндрами коренного подшипника и его длины, а также конструкции подшипника (подшипник скольжения или качения);

2) длины шатунной шейки (особенно в V-образных двигателях с шатунами, расположенными последовательно на одной шейке);

3) типа гильзы (сухая или мокрая);

4) наличия прохода для воды между стенками соседних цилиндров.

для блок-картеров различных двигателей с жидкостным охлаждением.

Гильзы. Сухие гильзы устанавливают по всей длине цилиндра (см. рис. 239, а) или только в его верхней части (см. рис. 239, б), где наблюдается максимальный износ. Толщина стенки сухой гильзы 24 мм . Применение вставных сухих гильз позволяет увеличить износостойкость поверхности при малых затратах дорогостоящих легирующих примесей. Сухие гильзы запрессовывают или вставляют по скользящей посадке с зазором 0,010,04 мм. Окончательно поверхность сухой запрессованной гильзы обрабатывают после запрессовки гильзы в блок цилиндров.

Сухие гильзы при скользящей посадке характеризуются худшим теплоотводом и большой неравномерностью радиальной эпюры температур, что вызывает местные деформации. Для устранения этих явлений в зазор между стенкой блока цилиндров и гильзой подводят по каналам в стенках масло из системы смазки.

При использовании мокрых гильз достигаются следующие преимущества: упрощается литье блок-картеров, имеется возможность применения более износостойких материалов, повышается теплоот-вод и уменьшается неравномерность нагрева, снижается трудоемкость ремонта.

Мокрые гильзы (рис. 239, вд) можно заменять в случае их повреждения без снятия двигателя с шасси. Опи свободно вставляются в направляющие центрирующие пояса блока. Для сохранения геометрической формы во время работы гильза имеет два направляющих центрирующих пояса: верхний и нижний. Опорные плоскости для мокрой гильзы делают в кольцевых приливах блока, жесткость которых должна быть такой, чтобы при затяжке силовых шпилек как можно меньше нарушалась геометрическая форма гильзы. Максимальная деформация гильзы не должна превышать разности допусков на диаметр, принятых при ее изготовлении.

Опорные плоскости гильзы могут быть расположены в различных местах по высоте блока: в верхней части блока, непосредственно в кольцевом приливе торцовой стенки (см. рис. 239, в); в кольцевом приливе, находящемся ниже опорной плоскости блока на г/41/3 диаметра цилиндра (см. рис. 239, г); в приливе в нижней части блока (см. рис. 239, д). При более низком расположении опор

ной плоскости гильзы улучшается охлаждение ее верхней части и поршневых колец, при этом можно избежать коробления наиболее нагретого верхнего пояса гильзы, где нарушение геометрической формы может привести к повышенному износу и задирам поверхностей гильзы, поршня и колец и к увеличению расхода масла.

не превышает 15% площади поршня. Для уменьшения деформаций верхнего пояса гильзы при затяжке шпилек нижняя и верхняя кольцевые опорные площади (со стороны прокладки и со стороны блока) должны быть равны между собой (см. рис. 239, в), что позволяет избежать возникновения статических деформаций гильзы при затяжке шпилек от момента, изгибающего фланец. Непосредственно под опорным фланцем в месте перехода в гильзе делают проточку (рис. 239, в, ё), для того чтобы при затяжке шпилек усилия передавались только на фланец. Оба мероприятия снижают статическую деформацию гильзы в 2 раза и расход масла на угар на 25 35%.

Ширину опорного фланца определяют с учетом величины давления на кольцевой пояс при предварительной затяжке шпилек. Для чугунных блоков это давление должно быть не более 380420 МП а, а для алюминиевых 140180 МПа. Высоту флапца следует принимать равной 0,1.

В стенках мокрых гильз при изменении положения шатуна и направления действия нормальных сил возникают динамические деформации, вызываемые ударами поршня при его перекладке в в. м. т., сопровождающиеся высокочастотными вибрациями, в результате которых возникают навигационные разрушения наружных поверхностей гильз. Амплитуда ударных сил во многом зависит от зазора в паре поршень гильза и от профиля поверхности поршня по высоте.

Наиболее эффективными методами снижения динамических деформаций гильзы являются повышение ее жесткости, более плотная ее посадка в направляющих поясах, уменьшение зазоров между поршнем и гильзой и подбор профиля поршня.

Жесткость блока цилиндров во многом зависит от типа гильзы и ее установки. При сухих запрессованных гильзах (см. рис. 239, а и б) жесткость блока больше, чем при мокрых гильзах (см. рис. 238, а и б).

Для обеспечения надежного газового стыка торец гильзы должен несколько выступать над опорной плоскостью блока, тогда основная часть силы затяжки шпилек будет приходиться на фланец гильзы. Высота выступа изменяется в пределах 0,050,15 мм в зависимости от диаметра гильзы и конструкции уплотняющей прокладки.

Силовые шпильки для крепления головки цилиндров стремятся разместить на возможно меньшем и одинаковом радиусе от оси цилиндров. Шпильки ввертывают в отдельные приливы 1 (рис. 238, а и в), связанные со стенками водяной рубашки внутренними поперечными перегородками и верхней опорной плоскостью блока или выполненные в сплошном колодце, отлитом как одно целое с продольными и поперечными стенками блока.

Уплотнение нижнего стыка мокрой гильзы и блока достигается обычно с помощью двух резиновых колец 1 (рис. 239, д), канавки для которых протачиваются на наружной поверхности направляющего пояса гильзы. В некоторых конструкциях устанавливают дополнительное уплотняющее опорное кольцо 2 (рис. 239, ж).

Толщину стенок цилиндра выбирают из условия получения достаточной жесткости, при которой овализация цилиндра не будет возникать как при сборке двигателя, так и во время его работы под действием нормальной силы поршня. Толщина стенок мокрых чугунных гильз колеблется в пределах 58 мм. Ее выбирают с учетом возможности растачивания гильзы при ремонте. Длину гильзы устанавливают из условия выхода нижней кромки поршня при его положении в н. м. т. до 0,2 D.

При положении поршня в н. м. т. его уплотняющий пояс должен соприкасаться с гильзой, омываемой охлаждающей жидкостью. Последним условием определяется нижний уровень жидкости в рубашке.

Долговечность гильз зависит от следующих факторов: конструкции гильзы; материалов гильзы и поршневых колец и технологии их изготовления; микрогеометрии поверхности гильзы и кольца; твердости ее поверхности; стабильности теплового состояния цилиндра, не зависящего от режимов работы двигателя; качества топлива и масла; очистки воздуха; системы охлаждения и условий эксплуатации двигателя. В качестве мероприятий, повышающих долговечность гильз, рекомендуется следующее:

1. Установка в системе охлаждения термостата, который позволяет поддерживать стабильное тепловое состояние двигателя в пределах 9095° С независимо от скоростного и нагрузочного режимов его работы. При использовании термостата средняя температура стенок на режимах частичных нагрузок не понижается ниже критического значения (140° С), при котором возникает коррозионный износ. Время прогревания двигателя после пуска в случае наличия термостата сокращается. Пии применении термостатов износ гильз уменьшается примерно в 2 раза.

2. Размещение перед радиатором жалюзи, управляемых вручную или отдельным термостатом.

3. Вентиляция картера для удаления пропущенных компрессионными кольцами газов, которые ухудшают качество масла и вызывают быстрое его осмоление.

4. Установка полнопоточного фильтра тонкой очистки масла.

5. Применение двухступенчатой и трехступенчатой очистки воздуха с обязательным использованием бумажных фильтров.

Исследованиями установлено, что большое влияние на износ гильз и поршневых колец оказывает шероховатость их поверхностей (микрогеометрия поверхности). В условиях граничного трения между верхним кольцом и стенкой гильзы (в зоне в. м. т.) оптимальная высота неровности поверхности составляет 0,350,45 мкм.

Сочетание пористого хромирования верхнего кольца (каналы и поры в слое пористого хрома способствуют адсорбированию смазки) с указанной шероховатостью поверхности гильзы позволяют получить оптимальные условия для питания трущихся поверхностей маслом и повышения износостойкости колец и гильз.

(рис. 240) крышки с картером для предотвращения его раскрытия следует делать возможно большей.

Резьбу в отверстиях для шпилек или болтов нарезают в блок-картере на некотором расстоянии от плоскостей стыков (см. рис. 238, ав), чтобы обеспечить плотную посадку крышки, так как при ввертывании шпилек или болтов крайние витки резьбы в картере и опорная плоскость могут деформироваться, в результате чего возникнет концентрация напряжений на плоскостях стыка. Для придания большей жесткости узлу коренного подшипника и предохранения его от раскачивания крышки по бокам фиксируют обработанными плоскостями А (см. рис. 238, а, в) в приливах картера. Приливы связаны со стенками картера ребрами. В V-образных дизелях коренные подшипники и верхняя половина картера нагружаются значительными силами и моментами в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этом случае для повышения жесткости узла коренных подшипников значительно увеличивают высоту боковых плоскостей крышек и предусматривают дополнительные связи крышек со стенками картера в виде двух стяжных тонких сквозных шпилек 2 (рис. 240, б) или болтов 1 (рис. 240, а). Крышки могут также фиксироваться прецизионными штифтами.

Для подвода масла к коленчатому и распределительному валам в верхней части картера в специальном приливе вдоль двигателя сверлят магистральный канал 2 (см. рис. 238, а, в) диаметром 1014 мм. К коренным подшипникам и подшипникам распределительного вала масло поступает по каналам 3 5 диаметром 58 мм.

Вкладыши коренных подшипников коленчатого вала (рпс. 241) устанавливают в расточке картера и крышки с натягом; при атом высота вкладыша должна быть больше радиуса постели в картере. В чугунных картерах максимальный натяг не превышает 0,06 0,08 мм (при наружном диаметре вкладыша 65100 мм). В картере из алюминиевых сплавов вследствие их большого коэффициента линейного расширения натяг делают несколько большим. Под натягом понимают разность между внешним диаметром вкладыша и диаметром постели.

От проворачивания и осевых перемещений вкладыши фиксируют штифтами, запрессованными в картер и крышку, или отгибпыми усиками 1 (рис. 241, а, б), упирающимися в стыковые плоскости картера и крышки.

при толщине заливки свинцовистой бронзы 0,30,7 мм. В алюминиевых конструкциях радиальную толщину вкладышей для повышения их жесткости делают 1,51,7 раза больше из-за опасности защемления шеек вала при отрицательных температурах (охлаждении двигателя). Диаметральные зазоры в коренных подшипниках

Надежность подшипников зависит от деформаций их постелей в блоккартере и крышках, вызываемых остаточными термическими напряжениями, возникающими при остывании отливок. Остаточные напряжения при недостаточном искусственном старении приводят к несоосности коренных опор, искажению геометрической формы постелей коренных подшипников, проворачиванию вкладышей, отслаиванию антифрикционного сплава и надирам поверхностей шеек вала.

Головки цилиндров. В степках головок цилиндров возникают напряжения от затяжки силовых шпилек, действия сил газов неравномерного нагревания по объему. Считается, что остаточные напряжения, появляющиеся при остывании отливки головки, снимаются при искусственном старении или отжиге.

Термические напряжения как результат неравномерного нагревания силовой плиты головки достигают 250 МН/м2 и могут значительно превышать механические напряжения.

Температура поверхности, омываемой газами, достигает в чугунных головках примерно 350° С. Градиенты температур по толщине стенки составляют 810° С/мм и на плоскости в радиальных направлениях 68° С/мм. Перепады температур между отдельными точками силовой стенки чугунной головки доходят до 150° С. Температуры выравнивают, создавая направленные потоки более холодной воды, которая поступает из блока по каналам к наиболее нагретым зонам: к седлу нагнетательного клапана, к перемычкам между клапанами, вихревой камерой и форсункой или выпускным патрубком. В некоторых конструкциях отлиты направляющие ребра или запрессованы подводящие трубки или направляющие колпачки.

Максимальные температуры головок из алюминиевых сплавов не превышает 200е С, перепады 60°, а градиенты температур 1,5 2° С/мм. Алюминиевые сплавы в меньшей степени воспринимают тепло от газов и имеют лучшую теплопроводность. Поэтому в двигателях с напряженным рабочим процессом, например при наддуве, целесообразно применять алюминиевые сплавы. В головках из алюминиевых сплавов значительно снижается температура клапанов, их седел и форсунки.

Конструкция головки цилиндров зависит от формы камеры сгорания, расположения клапанов, свечей или форсунок, впускных и выпускных каналов, наружных трубопроводов и направления потоков охлаждающей жидкости.

В карбюраторных двигателях с верхпим расположением клапанов широко распространены полусферические камеры сгорания с двусторонним поперечным или односторонним продольным размещением клапанов, а также клиновидные (см. рис. 82) камеры с односторонним расположением клапанов в ряд. Степени сжатия в этих камерах достигают 89.

Все большее распространение получают бензиновые двигатели с тангенциально расположенными или винтовыми впускными каналами 1 (рис. 242), обеспечивающими интенсивное вращение рабочего заряда в цилиндре и его турбулизацию. Наибольший эффект в отношении улучшения энергетических и экономических показаний и снижения токсичности отработавших газов достигается при симметричных камерах сгорания, расположенных в поршне (см. рис. 257, д). Конструкция плоской головки при этом упрощается, так как размещение впускных каналов (тангенциальных или винтовых) с необходимыми проходными площадями не вызывает затруднений (см. рис. 242).

Конструкции головок цилиндров дизелей зависят от способа смесеобразования и типа камеры сгорапия (см. рис. 211 и 213). Выбор числа шпилек и их равномерное размещение являются основ

ной задачей при проектировании головок. Оба мероприятия обеспечивают надежность газового стыка.

В дизелях с непосредственным впрыском камеры сгорания имеют сравнительно простую форму. Их размещают обычно в поршне (см. рис. 256, б, е), форсунку 1 (рис. 243, а) располагают вертикально или наклонно с незначительным смещением от оси цилиндра. При этом впускные и выпускные клапаны легко вписываются в окружность цилиндра. Впускные каналы 2 в таких дизелях для получения интенсивных воздушных вихрей выполняются тангенциальными или винтовыми.

Наиболее сложным является изготовление головок цилиндров с разделенными камерами с вихревой камерой и предкамерой (см. рис. 213). При недостаточно интенсивном и организованном охлаждении перемычек менаду клапанами и менаду камерой и клапанами в головках цилиндров с такими камерами могут возникать термические трещины.

Головки цилиндров в блочных конструкциях выполняют в виде одной отливки для одного ряда цилиндров (рис. 243, б и в).

цилиндров определяется площадью и формой проходного сечения канала впускного клапана и высотой проходов для охлаждающей жидкости между стенками головки и выпускного канала.

мм может быть выражена в соответствии с имеющимися статистическими данными следующими линейными зависимостями:

В головках из алюминиевого сплава опорную стенку делают примерно на 2 мм толще.

Выпускные каналы 1 в большинстве конструкций выполняют для каждого цилиндра отдельно. Это объясняется, во-первых, стреы-

лением избежать перегрева, так как продолжительность соприкосновения стенок патрубка с горячими газами в случае объединения каналов значительно возрастает, и, во-вторых, тем, что выпускные патрубки крайних цилиндров оказываются наиболее удаленными от середины двигателя. Вследствие этого впускные клапаны можно разместить ближе к центру двигателя, уменьшив тем самым длину пути свежего заряда к крайним цилиндрам.

В карбюраторных двигателях с полусферическими камерами сгорания и с развалом клапанов трубопроводы иногда располагают с разных сторон головки. Впускной трубопровод подогревается при этом отработавшими газами, поступающими по обводной трубе, или жидкостью, охлаждающей двигатель. Впускные и выпускные каналы головок с полусферическими камерами сгорания имеют высокие аэродинамические качества.

Длина выпускного канала по возможности должна быть короткой для меньшего отвода тепла в систему охлаждения. При проектировании особое внимание следует уделять подводу воды к седлу is приливам направляющей втулки выпускного клапана, так как надежность его во многом зависит от температурного режима.

Свечи зажигания в двигателях с искровым зажиганием ввертывают в бобышки головки, которые со всех сторон должны омываться охлаждающей жидкостью. При частичном омывании водой для улучшения теплоотвода бобышки рекомендуется делать массивными. Диаметр резьбы свечей 18, 14 и 10 мм. В двигателях с высоким тепловым режимом следует устанавливать свечи малого диаметра, имеющие меньшую поверхность нагрева и более низкую температуру.

У большинства дизелей с разделенными камерами сгорания вихревые камеры и предкамеры делают составными. Верхнюю часть вихревой камеры отливают иногда как одно целое с головкой, а нижнюю часть с горловиной изготовляют из жаростойкой стали, вставляют со стороны опорной плоскости головки, фиксируют и закрепляют. Предкамеры монтируют с наружной стороны головки (см. рис. 213).

Форсунки устанавливают в гнезда, отлитые и обработанные в головке, или во вставные медные гильзы.

При центральном расположении форсунки у дизелей с непосредственным впрыском трудно разместить клапаны требуемых размеров в одной плоскости с форсункой (двух клапан пая система), и их приходится смещать (рис. 243, а и б) в сторону от оси цилиндра на расстояние е = (0,04 ч- 0,15) D. В качестве мероприятий, облегчающих размещение клапанов в дизелях с непосредственным впрыском, можно рекомендовать наклонное расположение форсунки и эксцентричное относительно оси цилиндра размещение камеры сгорания в поршне (см. рис. 256). При четырех клапанах центральное расположение форсунки не вызывает каких-либо конструктивных затруднений.

Для создания более надежного газового стыка, особенно при-работе с высоким наддувом, применяются индивидуальные для каждого цилиндра головки (рис. 243, а). Их преимуществами являются

высокая надежность в эксплуатации, исключение влияния соседних цилиндров на газовый стык, возможность равномерного по окружности размещения силовых шпилек, создание равномерного давления на прокладку стыка и, как следствие, уменьшение остаточных деформаций гильзы при затяжке шпилек, облегчение монтажно-демонтаж-ных работ. При применении индивидуальных головок в V-образных двигателях не требуется удлинять блок-картер.

Уплотнение газового стыка. Для уплотнения газового стыка устанавливают прокладки, которые должны длительное время выдерживать высокие температуры и быть достаточно упругими, чтобы

заполнить на опорных поверхностях блока цилиндров и головки все неровности поверхностей глубиной до 0,05 мм, остающиеся после обработки резанием, и неровности до 0,20,3 мм, возникающие при затяжке шпилек на опорной плоскости блока (если резьба не утоплена).

Для надежного уплотнения места сопряжения блока, гильзы и головки должны иметь возможно большую жесткость, обеспечивающую наименьшие искажения их форм и опорных поверхностей при затяжке шпилек.

На рис. 244 показаны конструкции различных прокладок. В настоящее время применяют прокладки следующих типов.

1. Цельнометаллические из алюминия или меди, имеющие твердость, значительно меньшую, чем твердость материала головки блока. Подобные прокладки устанавливают в двигателях с жесткими головками цилиндров и блоками, в том числе с индивидуальными головками при большой силе затяжки силовых шпилек.

2. Металлические, состоящие из набора тонких листов. Прокладка может быть выполнена с переменной жесткостью путем уменьшения в некоторых местах числа листов. Для окантовки вокруг выреза под камеру сгорания используют один из наружных листов. Эти прокладки, применяемые на дизелях, надежно уплотняют газовый стык в конструкциях с жесткими блоками и головками при большой силе затяжки силовых шпилек.

При использовании жестких прокладок повышаются деформации в верхней части блока и гильзы.

3. Мягкие спрессованные, состоящие из двух листов графити-зированного асбестового картона, наложенного на стальную сетку (рис. 244, а) или стальной перфорированный лист (рис. 244, б и в), что увеличивает прочность прокладки и дает возможность ее устанавливать повторно. Асбестовые волокна для повышения прочности пропитывают резиной или специальными связующими жаростойкими материалами.

Прокладки такого типа изготовляют толщиной 1,1 мм и более. Их устанавливают на карбюраторных двигателях и дизелях. Толщина прокладки определяется неровностями стыковых плоскостей, жесткостью стягиваемых деталей и деформациями уплотняющего материала. Периодически повторяющиеся во время работы двигателя деформации стыковых плоскостей компенсируются упругостью прокладок. Величина допустимых упругих деформаций прокладки зависит от ее толщины. Деформации стягиваемых деталей с увеличением толщины прокладки возрастают.

Для повышения упругих свойств и надежности прокладки окантовывают отверстия под камеру сгорания (рис. 244, б и в). В зоне окантовки толщина прокладки больше, что обеспечивает большие удельные давления по контуру газового стыка. Окантовка также защищает прокладку от действия газов.

В связи с появившейся необходимостью установки мягких прокладок на дизелях с высокими давлениями сгорания применяют прокладки с утолщенной окантовкой и загибом ее в паз (рис. 244, в) с двойной окантовкой (рис. 244, г), с двойной окантовкой и с загибом ее в паз (рис. 244, д), с защитой от действия газов кольцом 1 с калиброванной проволокой внутри (рис. 244, е) или упругой навитой цилиндрической пружиной, которая после затяжки болтов принимает форму овала или эллипса. Прокладки выпускают с минимальным диаметром цилиндрической пружины от 1,3 мм и выше.

Усталостная прочность прокладок может быть повышена путем применения упругих окантовок (см. рис. 244, е). Размах максимальных допустимых деформаций при этом может быть увеличен в 2 раза (с 7 до 14 мкм).

В некоторых двигателях устанавливают отдельно на каждом цилиндре уплотняющие кольца из красной меди или алюминия, врезая их в торец гильзы. На плоскости головки в этом случае должны

иметься обработанные кольцевые выступы. Жидкостный стык уплотняют резиновыми кольцами 1, 2 (рис. 239, д, ж).

Нижняя половина картера. В автомобильных двигателях нижняя половина картера обычно не является несущей. Ее штампуют из листовой стали толщиной 11,5 мм или отливают из алюминиевого сплава. Вдоль картера по всей его ширине устанавливают масло-успокоительные сетки для уменьшения расхода масла.

Конструкции уплотнения стыка нижней половины картера со стороны механизма привода могут быть различными (рис. 245). На рис. 245, а показана конструкция, в которой продольные плоскости

стыка верхней и нижней половин картера расположены ниже оси коленчатого вала, но на одной высоте с передней поперечной опорной плоскостью крышки механизма привода. Для уменьшения числа болтов, крепящих тонкостенный штампованный картер, вдоль всей плоскости стыка устанавливают наружную пластину 1 из листовой стали, повышающую жесткость опорного борта. Пластину приваривают к картеру точечной сваркой.

При размещении опорных плоскостей обеих половин картера в плоскости оси коленчатого вала передний стык осуществляется по цилиндрической поверхности крышки 3 (рис. 245, б) переднего коренного подшипника или привернутого фланца (рис. 245, в). В том случае, когда плоскость разъема картера смещена вниз относительно оси коленчатого вала, стык со стороны маховика уплотняется по плоскости крышки заднего коренного подшипника; при этом две вертикальные стыковые плоскости, расположенные по бокам крышки и верхнего картера, до плоскости разъема подшипника уплотняют деревянными прокладками 1 (рис. 246, а, д); плоскости нижней половины привертываемого фланца 2 (рис. 246, б), состоящего из двух

частей; плоскости картера маховика (рис. 246, в) и по цилиндрической поверхности ступицы 3 маховика (рис. 246, г).

Реклама