8.3.4. Група колінчастого вала

Основними елементами цієї групи є власне колінчастий вал, який складається із шатунних і корінних шийок, щок, носка, хвостовика; ма­ховик; ведуча розподільна шестерня або шків приводу розподільного вала; вузол осьової фіксації вала; ряд інших деталей та ущільню­вальних пристроїв (рис. 8.30).

Колінчастий вал є однією з найбільш відповідальних, напружених, трудомістких у виготовленні і коштовних деталей ДВЗ. Він працює в умовах дії на нього знакозмінних сил і моментів, які за характером близькі до ударних. Ці сили і моменти приводять до появи в колінчастому валу пружних коливань. Якщо також взяти до уваги, що не на всіх режимах роботи ДВЗ вдається забезпечити надійне змащення підшипників, умо­ви роботи колінчастого вала варто признати надто напруженими.

Першорядними вимогами до колінчастого вала є надійність роботи в різних умовах експлуатації, жорсткість та міцність; стійкість шийок ва­ла проти спрацьовування; статична та динамічна зрівноваженість; від­сутність резонансних крутильних коливань у діапазоні робочих частот обертання вала; мінімальна маса і технологічність конструкції та ряд інших.

Розміри колінчастого вала автомобільних двигунів залежать від числа корінних та шатунних підшипників, конструкції блока та головки циліндрів, типу сполучення шатунів у V-подібних двигунів, матеріалу вала.

У табл. 8.7 подані середні відносні розміри шатунних та корінних шийок стальних колінчастих валів за статичними даними. Зменшення діаметра шатунної шийки в дизелях пов'язане з прагненням знизити си­ли інерції, які навантажують корінні підшипники, за рахунок маси шийки і кривошипної головки шатуна.

Таблиця 8.7

Відносні розміри шатунних та корінних шийок

Колінчасті вали швидкохідних дизелів виконуються, звичайно, повноопорними, з опорами після кожного циліндра або відсіку двох цилінд­рів у V-подібних двигунах. Збільшення кількості опор колінчастого вала внаслідок більшої рівномірності передачі зусиль по довжині двигуна сприяє роботі верхньої половини картера та блока циліндрів. Повно-опорні вали мають більшу жорсткість, надійність роботи, але разом з тим більші габаритні розміри, вартість виготовлення та масу.

Збільшення жорсткості на вигин неповноопорного вала досягається збільшенням діаметрів шатунних та корінних шийок із одночасним змен­шенням їх довжини та збільшенням товщини щок. Це призводить до збільшення частоти власних коливань вала, тому що зростає крутильна жорсткість системи і як результат збільшення полярного моменту інерції перерізу вала.

Шатунні шийки звичайно виконують однакової довжини. Довжину першої та останньої корінних шийок збільшують з міркувань підвищення навантажень на них, а їх довжина встановлюється з урахуванням мож­ливості розміщення механізму приводу та маховика.

У чотиритактних рядних двигунах із дзеркально-симетричним ва­лом із тих же міркувань збільшують довжину середньої корінної шийки.

Щоки колінчастого вала частіше всього виконують еліптичної фор­ми, яка забезпечує високу жорсткість на вигин та кручення при порівняно невеликій масі. Переходи (галтелі) від щок до корінної та ша­тунної шийок для запобігання виникнення великих концентрацій на­пруження виконуються радіусом (0,035...0,05) від діаметра шийки. Для збільшення опорної поверхні шийки галтелі виконуються по двох-трьох дугах різних радіусів.

На продовженні щок виконуються противаги для розвантаження корінних підшипників, особливо середніх - для чотирьох-, шести- та восьмициліндрових двигунів, у яких вони розміщені в одній площині та по одну сторону від осі обертання, і для зрівноваження сил інерції і мо­ментів від них. Противаги виготовляються або разом із щоками, або ок­ремо і закріплюються на них. На рис. 8.31 показані різні способи кріплення противаг: за допомогою ластівчиного хвоста та болтами, штифтами й шпильками. Від дотичних сил інерції болти розван­тажуються шліцами, призонною посадкою противаг.

Для вільного теплового розширення вала відносно картера слід пе­редбачати можливість його осьового переміщення. Осьова фіксація колінчастого вала при його осьовому навантаженні забезпечується: упорними кільцями (рис. 8.33); буртиками упорних вкладишів корінних підшипників (рис. 8.32); упорними шарикопідшипниками.

Фіксація упорними кільцями 1 здійс­нюється найчастіше з боку приводу механізму газорозподілу (рис. 8.33). Упорні кільця виго­товляють із бронзи або сталі. Стальні кільця заливаються бабітом. Від провертання упорні кільця фіксують штифтами 2 (рис. 8.33).

Привод механізму газорозподілу в біль­шості автомобільних двигунів розміщується в передній частині ДВЗ, колінчастий вал у подібних конструкціях має циліндричну ділянку, на якій установлюється ведуча шестерня при­воду або шківи для клиновидних ременів, інколи у сукупності з гасителями крутильних коливань (рис. 8.33). Шестерні та ступиці шківів від провертання на валу фіксуються шпонками 4 і підтягуються до торця першої корінної шийки за допомогою болта 5.

Ущільнення кінців колінчастого вала досягається застосуванням відбивочних кілець 1 у сукупності з ущільнювальними манжетами 2 (рис. 8.34).

Так ущільнювання заднього кінця колінчастого вала найча­стіше досягається застосуванням відбивочних кілець у сукупності з фетровими або гумовими кільцями, чавунними пружними кільцями та лабіринтною гвинтовою нарізкою з напрямом, зворотним до напряму обертання вала. Хвостовик колінчастого вала виконується переважно з фланцем 3 для установки маховика (рис. 8.34). Для розвантаження болтів кріплення маховика від зрізуючих зусиль застосовуються при-зонні штифти. Для підвищення опору втомі колінчастого вала застосо­вується ряд конструктивних, технологічних та термічних методів.

Серед конструктивних найбільш розповсюдженим є здійснення пе­рекриття шийок вала ʌ (рис. 8.35, а), яке може оцінюватись за абсо­лютним значенням, мм:

де d_ш.ш - діаметр шатунної шийки, мм; d_к.ш -діаметр корінної шийки, мм.

Перекриття шийок супроводжується збіль­шенням жорсткості кривошипа. Так, при ʌ = 10 мм межа витривалості на вигин збільшується на 3,5%, при ʌ = 20 мм - на 30%, при ʌ = ЗО мм – на 70%.

Значний ефект для зменшення місцевої концентрації напружень дають також збільшення радіуса галтелі та піднутріння галтелі у шийку вала (рис. 8.35, а). Наявність розвантажувальної канавки на шийці призводить до більш рівномірної епюри напружень.

Для зменшення напружень вигину галтелі та збільшення опору втомі (до 10...15%) на валах автомобільних двигунів застосовується ексцентричне (е) розміщення внутрішнього отвору у шатунній шийці відносно її геометричної осі у сторону віддалення від радіуса кривошипа (рис. 8.35, б). Бочкоподібна форма внутрішньої порожнини шийок (рис. 8.35, в) дозволяє декілька знизити концентрацію напружень у галтелі та збільшити опір втомі кри­вошипа. При однаковій жорсткості вала максимальне напруження у гал­телі з бочкоподібними порожнинами шийок на 10...15% менше, ніж при циліндричних.

Масляний отвір у шатунній шийці слід розміщувати не у площині кривошипа, а у перпендикулярній до неї площині при φ = 90° або φ = 270° (рис. 8.35, в) у місцях мінімальних дотичних напружень. При виборі місцезнаходження масляного отвору слід ураховувати також за­безпечення необхідних умов змащування підшипників.

До технологічних відносять методи зміцнення поверхні вала за допомогою спеціальних способів механічної обробки, зокрема наклепа поверхні шляхом обкатки роликами, обдуванням дрібом та інші. За рахунок цього межи втоми на вигин збільшуються на 40%, а на кручіння на 20%.

До термохімічних та термічних способів зміцнення поверхні належав азотування, цементування та поверхневе гартування за допо­могою СВЧ. Азотування та цементування поверхні дозволяє значно збільшити опір втомі: при вигині - до 60%, при крученні - до 35%.

Матеріалом для кованих (штампованих) колінчастих валів служать сталі марок 45, 45А, 45Г2, 50Г. Для дизелів з високим наддувом засто­совуються леговані сталі 18ХНМА, 18 НХВА, 40ХНМА із збільшеними межами міцності.

Після ковки колінчасті вали зазнають термічної обробки: відпалу або нормалізації. Друга термічна обробка виконується після механічної обробки; це - гартування та відпуск.

Поряд із кованими застосовуються литі колінчасті вали, які виго­товляються із високоміцного чавуну, модифікованого магнієм, а також легованого нікельмолібденового чавуну, перлітного ковкого чавуну, вуг­лецевої та легованої сталі. До переваг литих валів відносяться менші витрати металу; можливість надання оптимальних форм у відношенні розподілення металу та високий опір втомі.

Шийки чавунних валів мають високу стійкість проти спрацьовуван­ня, що дозволяє застосовувати підшипники із високим тиском. Чавунні колінчасті вали мають також перевагу у відношенні крутильних коли­вань: у них при однакових збуджуючих моментах виникають крутильні коливання з меншими амплітудами.

Колінчасті вали, зібрані з противагами та заглушками, підлягають динамічній балансировці. Все частіше балансировка виконується разом з маховиком та дисками зчеплення, що значно підвищує зрівноваже­ність двигуна.

Розрахунок вала як нерозрізної багатоопорної статично невизна-ченої просторової балки потребує значних витрат на обчислювальну роботу.

Загальноприйнятою схемою розрахунку є розрізна схема, коли із колінчастого вала вирізається один кривошип, який працює в умовах максимальних змін згинних та крутних моментів і сил.

Корінні шийки колінчастого вала виготовляють короткими, тому їх розраховують тільки на кручіння без обліку напружень згину, які мало впливають на запас міцності. Шатунні шийки зазнають одночасно згину і кручення, які можуть оцінюватися загальним запасом міцності. Щоки колінчастого вала підлягають перемінному згину, розтягуванню, стиску та крученню. Запаси міцності визначаються у місцях переходу шийок у щоку, в галтелях.

Розрахунок колінчастого вала в навчальних (курсових та ди­пломних) проектах для студентів експлуатаційних спеціальностей реко­мендується виконувати спрощено. Це доцільно, бо колінчасті вали пра­цюють у складних умовах дії змінних сил та моментів, вони мають бага­то важкооцінюваних концентраторів напружень, стан поверхні елементів вала можна оцінити лише приблизно, не завжди можна встановити ха­рактер коливань вала і т. д. Метою такого розрахунку є визначення тис­ку на шийки вала, а також запасу міцності найбільш навантажених корінних шийок на кручення на виході колінчастого вала.

Максимальне та середнє значення тиску на шатунну шийку визна­чаються за значеннями результуючих сил, які діють на неї, відповідно R_{Ш.Шмакс} та R_Ш.Шсер, узятих із динамічного розрахунку:

а) середній тиск на шийку, МПа,

де R_Ш.Шсер - середнє значення сили, яка діє на шатунну шийку, МН; d_Ш.Ш - Діаметр шатунної шийки, м; /_{ш ш} - ширина шатунної шийки, м;

б) максимальний тиск на шатунну шийку, МПа:

де R_{Ш.Шмакс} - максимальне значення сили, яка діє на шатунну шийку, МН R_Ш.Шсер, визначаються із графіків динамічного розрахунку двигуна.

Значення середнього тиску на шатунну шийку різні для карбюра­торних та дизельних двигунів і не повинні перевищувати відповідно 12 та 16 МПа, а значення максимальних тисків - 20 та 42 МПа.

Із метою спрощення корінні шийки рекомендується розраховувати тільки на напруження кручення, найбільш небезпечні в даному випадку, але з урахуванням циклічності навантаження.

Максимальні та мінімальні дотичні напруження розраховуються для корінної шийки, на якій установлюється маховик та зчеплення, за за­лежностями: максимальні дотичні напруження, МПа:

де М_Кмакс - сумарний максимальний крутний момент, МН м; d_к.ш, d_вн.к.ш – зовнішній та внутрішній діаметри корінної шийки, м; W_к.ш - момент опору для кільцевого перерізу шийки вала, м³; мінімальне дотичне напруження, МПа:

де М_Кмін - сумарний мінімальний крутний момент, МНм.

Середнє дотичне напруження циклу τ_сер дорівнює півсумі макси­мальних τ_макс та мінімальних τ_мін напружень циклу, а амплітуда на­пружень τ_а -їх піврізниці.

Тоді запас міцності корінної шийки складає:

де τ_-1 - межа втоми матеріалу на кручення при симетричному циклі напружень, МПа, для вуглецевих сталей τ_-1 = (160...220) МПа; для ле­гованих сталей τ_-1 = (280...320) МПа: К_τ - коефіцієнт концентрації на­пружень (1,8...2,0); £_т - коефіцієнт, який враховує розміри та техно­логічний фактор (0,7...0,8); а_τ - коефіцієнт, що залежить від характе­ристики опору втомі матеріалу (0,1).

Запас міцності для автомобільних двигунів повинен бути не мен­ше, ніж 3.