8.3.3. Група шатуна

Вона складається із шатуна, втулки поршневої головки, кришки ша­туна, вкладишів кривошипної головки та деталей кріплення кришки кривошипної головки (шатунні болти або шпильки з гайками, шайбами і шплінтами, втулки).

На шатунну групу діють змінні за значенням газові та інерційні сили, за характером близькі до ударних, а робота її відбувається при неспри­ятливих умовах змащення.

Загальними вимогами до шатунної групи є: жорсткість і міцність, мі­німальна маса та технологічність виготовлення.

Шатун складається із поршневої головки, стержня та кривошипної головки.

Залежно від конструктивних форм шатуни можуть бути розділені на три типи:

1. шатуни однорядних та У-подібних двигунів із послідовним роз­ташуванням однакових шатунів на одній шийці вала;

2. шатуни центрального сполучення - вилкуватий та внутрішній у V-подібних двигунів;

3. шатуни головний та причеплений у V-подібних двигунів.

На автомобільних двигунах в умовах масового виробництва пере­важно використовується перший тип шатунів.

Поршневі головки шатуна за конструкцією визначаються розмі­рами поршневого пальця та способами його кріплення.

У автомобільних двигунах, як відмічалося раніше, здебільшого за­стосовуються пальці плаваючого типу, які мають змогу повертатися під час роботи у шатуні та у бобишках поршня. Різні конструкції верхніх го­ловок шатунів із поршневими пальцями плаваючого та защемленого зображені на рис. 8.26.

Конструкція затиснутого у поршневій головці шатуна поршневого пальця забезпечує можливість: зменшення діаметра пальця та скоро­чення довжини опорної поверхні у шатуні, що дозволяє зробити порш­неву головку більш компактною; зменшення можливих перекосів стерж­ня шатуна, що виникають при порушенні паралельності осі пальця і ша­тунної шийки внаслідок наявності зазорів.

У двигунах із пальцями плаваючого типу у поршневі головки запре­совують бронзові або біметалеві втулки (сталеві з заливкою тонкого шару бронзи), завдяки чому значно збільшується час їх роботи. Раді­альна товщина стінки втулки звичайно складає 0,08...0,085 від діаметра пальця.

У чотиритактних двигунах сили газів у кілька разів перевищують сили інерції мас поршневої групи. З цієї причини товщина масляного шару з обох сторін пальця буде різною. Для вирівнювання товщини ма­сляного шару застосовується конструктивне зменшення опорної верх­ньої половини 1 втулки, як показано на рис. 8.26, а.

При цьому тиск зверху на масляний шар від дії сил інерції збільшується, і товщини масляного шару зверху і знизу зрівнюються, що дозволяє зменшити спрацювання пальця та втулки шатуна під час експлуатації.

Отвір 2 для змащення поршневого пальця виконується в верхній частині поршневої головки (рис. 8.26, а).

Для охолодження днища поршня оливою у високофорсованих дви­гунів у поршневій головці шатуна влаштовується форсунка 3, олива до якої під тиском підводиться через отвір у стержні шатуна від шатунної шийки колінчастого вала.

Для зменшення концентрації напружень місце переходу поршневої головки у стержень шатуна виконується плавним, часто воно посилю­ється ребрами жорсткості, які проходять поздовж осі стержня (рис. 8.27).

Довжину шатуна вибирають при проектуванні залежно від висоти двигуна та габаритних розмірів картера.

Стержень шатуна у швидкохідних автомобільних двигунах виго­товляється із двотаврового перерізу. Шатуни з подібним стержнем доб­ре штампуються та забезпечують необхідну жорсткість при відносно малій масі. В автомобільних двигунах відношення висоти двотаврового перерізу до його ширини змінюється у межах В/Н = 1,4...1,8 (рис. 8.27).

Ширина зовнішніх полок двотавра по довжині шатуна виконується переважно неоднаковою, вона розширюється у місцях переходу до по­ршневої та кривошипної головок, що збільшує жорсткість конструкції (рис. 8.27).

Кривошипні головки шатуна виконуються рознімними. Розміри їх визначаються діаметром та довжиною шатунної шийки. Кришка закріп­люється за допомогою болтів або шпильок, сила затягування яких повин­на забезпечувати щільність стиску при роботі на будь-якому швидкісно­му експлуатаційному режимі двигуна. Міцність кришки кривошипної го­ловки збільшується ребрами жорсткості та приливами різних форм (рис. 8.28). У деяких автомобільних двигунів, наприклад, ЯМЗ-236 і 238, ГАЗ-542, при неодмінних умовах демонтажу поршня з шатуном через ци­ліндр кривошипні головки виконуються з косим розніманням (рис. 8.28, б). Площина рознімання розташовується під кутом ψ = ЗО, 45 або 60° до поздовжньої осі стержня шатуна.

Кришки кривошипних головок фіксуються від зміщення у попереч­ному напрямку призонними болтами (рис. 8.28, а), виступами або трикут­ними шліцами (рис. 8.28, б, в). Це дозволяє розвантажити шатунні болти від перерізуючих зусиль і значно підвищити надійність їх роботи.

Кришки кривошипних головок фіксуються від зміщення у попереч­ному напрямку призонними болтами (рис. 8.28, а), виступами або трикут­ними шліцами (рис. 8.28, б, в). Це дозволяє розвантажити шатунні болти від перерізуючих зусиль і значно підвищити надійність їх роботи.

Автомобільні двигуни обладнуються тонкостінними біметалевими або триметалевими вкладишами, верхня та нижня половини яких виго­товляються, як правило, взаємозамінними (рис. 8.13). Товщина металевих стінок вкладишів змінюється у межах (0,03...0,05) від діаметра шатунної шийки, а товщина заливки складає 0,2...0,7 мм. Тонкостінні вкладиші установлюються у кривошипну головку з натягом до 0,1 мм. Осьовий зазор їх не перевищує 0,18...0,28 мм. Фіксування вкладишів від повер­тання та осьових переміщень здійснюється вусиками 1 (рис. 8.13), які встановлюються у відповідні канавки кришки шатуна.

На внутрішніх поверхнях вкладишів можуть виконуватися так звані "холодильники" 2 (рис. 8.13, б): на стику знімається частина шару заливки вкладиша. При затяжці шатунних болтів вкладиші, які установлюються з натягом, деформуються. Наявність порожнин завдяки виконаним "холо­дильникам" гарантує отримання необхідних зазорів між вкладишем та шийкою у зоні площин. Фрезеровка "холодильників" не по всій ширині забезпечує менше витікання масла із підшипників і дозволяє тим самим підтримувати необхідний рівень тиску в масляному шарі.

Шатунні болти зазнають змінних навантажень від сили інерції мас, що рухаються зворотно-поступально та від відцентрової сили інер­ції, яку створюють частини шатуна без маси кришки. При їх проекту­ванні, в першу чергу, створюють умови, при яких зменшуються напру­ження вигину у болтах. Із цією метою збільшують жорсткість бобишок кривошипної головки, зменшують кільцеві опорні площини головки та іайки болта, а також використовують сферичні самоустановні опорні площини головки та гайки болта (рис. 8.29). Місце переходу від різьби до стержня болта для збільшення втомної міцності виготовляють з про­точкою, яка має радіус закруглення не менше 0,2 від зовнішнього діаме­тра болта.

Від провертання шатунні болти забезпечуються фіксуючими висту­пами (рис. 8.29, а) або лисками на головці.

При фіксації кришки відносно верхньої частини кривошипної голов­ки шатуна за допомогою болта на ньому звичайно передбачається при-зонний поясок, який знаходиться у місці стику (рис. 8.29, а). Іноді для фіксації кришки застосовують втулку 3 (рис. 8.12).

Збільшення надійності роботи шатунних болтів досягається: таро­ваним затягуванням; створенням плавних переходів різьбової частини до стержня; центрівкою болта та жорсткими допусками на виготовлення його; розвантаженням від перерізуючих зусиль; обкаткою роликом різь­би після її нарізання, що дає значне (приблизно на 100%) збільшення опору втомі.

Шатуни куються у штампах, піддаються механічній та термічній об­робці (нормалізації, загартуванню та відпусканню). Вони виготовляють­ся зі сталей 40, 45, 45Г2, а для дизелів із наддувом — із легованих ста­лей 18ХНМА, 18ХНВА, 40ХНМА.

Шатунні болти автомобільних двигунів виготовляються із сталей марок 35Х, 40Х, 35ХМА, 37ХНЗА. При значних напруженнях затягування застосовуються леговані сталі 18ХНВА, 20ХНЗА, у яких межі текучості у 2,5...3,0 рази вищі, ніж у вуглецевих сталей.

Для втулок поршневих головок шатунів застосовують бронзи типу Бр.АЖ9-4, Бр.ОЦ10-2, які мають високу поверхневу твердість, добру стійкість проти спрацювання та високий опір втомі.

Для антифрикційного матеріалу вкладишів підшипників застосову­ються, в основному, свинцевисті та олов'янисті бабіти, свинцевисті бро­нзи, алюмінієві та кадмієві сплави. Бабітові підшипники мають добру припрацьовуваність високі антифрикційні якості. До недоліків сплавів із свинцевистої бронзи відносять: недостатню антикорозійну стійкість про­ти кислот, які утворюються у маслах; недостатню припрацьовуваність підшипників у початковий період роботи двигуна; необхідність застосу­вання масла більш тонкого очищення.

Надійність роботи вкладишів із свинцевистої бронзи підвищується збільшенням жорсткості колінчастого вала та меншими допусками на його виготовлення.

Розрахунок групи шатуна виконується згідно схеми, яка наведе­на на рис. 8.27.

Верхню головку шатуна слід розраховувати на розрив у перерізі А - А від дії сил інерції мас поршневого комплекту, що рухаються зворот­но-поступально. Напруження розтягування, МПа, вираховуються за фор­мулою:

де Р_Пмакс - сили інерції від поршневого комплекту, які діють на верхню головку шатуна, МН,

m_п – маса поршневого комплекту, кг; d_гз - зовнішній діаметр головки шатуна, м; d_гв - внутрішній діаметр головки шатуна, м.

Силу інерції поршневого комплекту, визначають для режиму мак­симальної частоти обертання холостого ходу двигуна. Напруження роз­риву рекомендують приймати не більше 35 МПа.

Стержень шатуна розраховується на опір втомі від дії знакозмінних сумарних сил, які з'являються під час роботи двигуна. При цьому розрахунок проводиться на розтягування від сили інерції (Р_jмакс) та на стискування від максимального значення сумарних сил (Р_Ʃмакс) у мінімальному перерізі В - В (рис. 8.27).

Крім напружень стиску та розтягування, у стержні шатуна є додат­кові напруження згину, які виникають під дією позацентрово прикладе­них сил відносно центра симетрії поперечного перерізу шатуна. Як по­казують результати тензометрування, ці напруження сягають 20...30% від напружень стиску.

Значення Р_jмакс та Р_Ʃмакс беруться із графіків динамічного розрахунку двигуна, МН:

а) напруження стискування з урахуванням поздовжнього вигину для стержня шатуна, МПа:

де т’ - коефіцієнт нерівномірності розподілення напружень в перерізі шатуна при стискуванні, т’ = 1,3; f_мін - мінімальна площина попереч­ного перерізу (В - В) стержня шатуна, м²;

б) напруження розтягування із урахуванням поздовжнього вигину для стержня шатуна, МПа:

де т" - коефіцієнт нерівномірності розподілення напружень в перерізі шатуна при розтягуванні, т" = 1,2 ;

в) середні напруження циклу (з урахуванням знаків), амплітуда цик­лу та запас міцності стержня шатуна визначаються за рівняннями у підрозд. 8.2.

Кришку нижньої головки шатуна розраховують на напруження вигину. Вони визначаються у середньому їх перерізі С - С від дії сили інерції мас, що рухаються зворотно-поступально, які розміщені вище поверхні рознімання кришки шатуна (рис. 8.27). Сила інерції, МН, розра­ховується за залежністю:

де - маса поршневого комплекту, кг; т_п - маса шатунної групи, яка здійснює зворотно-поступальний рух, кг; - маса шатунної гру­пи, яка здійснює обертальний рух, кг; - маса кришки кривошипної головки, кг.

Напруження вигину кришки, МПа, визначається з урахуванням спільної деформації вкладишів і розраховується за формулою:

де l_б - відстань між шатунними болтами, м; J_в - момент інерції перерізу вкладиша, м⁴,

h_в- товщина вкладиша, м; l_в - ширина вкладиша, м; J - момент інерції перерізу кришки,м⁴,

W_зг - момент опору перерізу кришки без урахування ребер жорсткості, м³;

l_к - ширина кришки, м; h_к - товщина кришки, м; F_к, F_в - площини поперечного перерізу кришки вкладиша, м².

Одержані напруження згину не повинні перевищувати допустимих, верхня межа яких дорівнює 300 МПа.

Шатунні болти повинні мати високу механічну міцність. Під час роботи вони розтягуються силами інерції мас, що рухаються зворотно­поступально, які розташовані над площиною рознімання кривошипної головки шатуна. Для цього надається навантаження силами від попе­реднього затягування болтів.

Сумарна сила, МН, що розтягує болт, обчислюється як

де Р_п.з - сила попередньої затяжки болтів, МН,

X - коефіцієнт діючого навантаження різьбового сполучення, X = 0,2...0,25 із зменшенням діаметра болта значення % також змен­шується; i_б - кількість болтів.

Мінімальні та максимальні напруження, які виникають у шатунному болті, визначаються для перерізу його по внутрішньому діаметру різьби, за залежностями:

а) максимальне напруження, МПа:

б) мінімальне напруження, МПа:

де f_мін - мінімальний переріз болта, м² (рис. 8.27)

Середнє напруження за цикл δ_сер дорівнює півсумі максимального σ_макс та мінімального σ_мін значень розтягуючих напружень, а амплітуда напружень ст_а дорівнює піврізниці цих напружень.

Запас міцності болта підраховується за залежностями підрозд. 8.2, а значення ɛ'_σ , ɛ"_σ та σ_-1, входячи у ці залежності, беруться із табл. 8.2, 8.3, 8.5. Коефіцієнт концентрації напружень у різьбі К_σ дорівнює 3...4.5.

Менші значення коефіцієнта К_σ приймаються для болтів із різьбою, що виконана накатуванням, більші - при нарізанні різцем або плашкою. Запас міцності повинен бути не меншим 2.