2. Основные элементы конструкции коленчатых валов (галтели, шейки, щеки)

Резкое изменение формы сечения влияет на возникновение концентрации напряжения. Вместе с тем значительный фактор концентрации, т. е. отношение наибольшего местного напряже­ния к номинальному, в отдельных сечениях зависит частично от свойств материала и геометрической формы сечения. Эксплуа­тационные данные показали, что увеличение податливости ма­териала, достигнутого путем создания рациональной конструк­ции сечений, предотвращает возникновение резкого повышения напряжений. Так, разрушения от кручения начинаются большей частью от кромки масляного отверстия' или галтели шеек и раз­виваются в виде усталостной трещины по диагонали поверх­ности шатунной или коренной шейки. Разрушения от изгиба, ко­торые происходят после сравнительно короткого периода эксп­луатации дизеля, возникают при недостаточной жесткости щеки и начинаются от галтели шейки, развиваясь в виде усталостной трещины, пересекающей щеку коленчатого вала. Трещины могут

7

возникать в любом колене, но наиболее часто появляются в щеках, расположенных в средней части коленчатого вала.

Галтели коренных и шатунных шеек являются самыми наг­руженными участками коленчатого вала. Напряжение в галтели достигает наибольшего значения в месте перекрытия коренной и шатунной шеек, в сечении сопряжения галтели с поверхностью шейки. Обычно напряжение в галтели шатунной шейки больше, чем в галтели коренной, а это приводит к разрушению вала, т. е. появлению усталостной трещины в шатунной шейке, потому что диаметр ее всегда меньше диаметра коренной и создается более резкий переход в этом сечении вала, приводящий к зна­чительному возрастанию степени концентрации напряжений.

Степень концентрации напряжения обычно выражается про­изведением значения напряжения в наименьшем сечении на ко­эффициент концентрации напряжений. Значения коэффициентов концентрации напряжения в коленчатом вале во многих случаях при проектировании нового дизеля определяют на фотоупругих материалах в поляризованном свете. Коэффициент концентра­ции напряжений приобретает наибольшее значение только в том случае, если материал вала был бы абсолютно упругим или абсолютно хрупким под действием статической или динамичес­кой нагрузки. Вследствие того что применяемый материал для валов обладает относительно большой вязкостью, то напряже­ния в местах концентрации не достигают наибольших значений из-за его местной текучести, в результате чего нагрузка в се­чении перераспределяется более равномерно. Это особенно про­является при статических нагрузках или при низкой частоте вра­щения вала, так как в этом случае имеется достаточно времени для пластической деформации материала. Таким образом, влия­ние коэффициента концентрации на напряжение в наиболее опасных сечениях вала незначительно и тем меньше, чем плас­тичней материал.

При динамических нагрузках, когда времени недостаточно для пластических деформаций материала, коэффициент концент­рации имеет особенно большое значение, хотя действительное его значение не достигает теоретического, так как в процессе нагружения всегда цмеется некоторая локальная текучесть ма­териала. С повышением частоты вращения вала время протека­ния пластических деформаций уменьшается, поэтому развива­ется усталостная трещина. Скорость развития трещины зависит от длительности приложения нагрузки и пластических свойств материала.

Процесс роста макроскопической усталостной трещины мо­жет быть разделен на три периода. В первом, переходном пе­риоде, начинающемся сразу же после зарождения трещины, ее длина и скорость роста невелики. Развитие трещины происходит вдоль плоскостей скольжения, лежащих в зоне действия наи­больших напряжений. Во втором периоде трещина растет под

8 прямым углом к внешним растягивающим напряжениям, что соответствует периоду установившегося роста трещин, при ко­тором скорость роста трещины длительное время пропорцио­нальна ее длине. Третий период протекает при быстром нара­стании процесса разрушения и заканчивается изломом детали.

Процесс распространения усталостных трещин в каждом периоде может быть как непрерывным, так и скачкообразным.

Анализ отказов ответственных деталей, вызванных уста­лостью материала, показывает, что в суммарном сроке службы до отказа детали период развития усталостной трещины сос­тавляет 90—97% срока службы.

Такая зависимость существует только при отсутствии кон­центраторов напряжений или явных дефектов, которые по свое­му действию могут быть приравнены к ним. Если процесс уста­лостного разрушения происходит без искусственного ускорения всех стадий развития трещин, то она может быть обнаружена только после определенного количества циклов нагружения: для деталей с концентраторами напряжений это количество составляет 10—50% и зависит от степени концентрации, уровня нагруженности, свойств материала, среды и т. п.

Всякая трещина при определенных условиях нагружения и длине, превышающей критическую, обусловливает возможность внезапного хрупкого разрушения. Однако не всякая трещина может быть причиной для отбраковки детали. Пока трещина не вызывает хрупкого разрушения или недопустимой деформации, в определенных условиях работы механизма детали могут ра­ботать. Поэтому устанавливать связь между скоростью роста трещин и допускаемым критическим их размером следует в каждом конкретном случае работы машины.

С возникновением трещины поле напряжений претерпевает существенное изменение, у вершины трещины возникает кон­центрация напряжений. Характеризует это явление параметр ин­тенсивности напряжений, отражающий совместное влияние при­ложенных нагрузок и длины на напряженное состояние у верши­ны трещины, т. е. перераспределение напряжений в теле детали вследствие образования трещины.

Теоретическое значение коэффициента концентрации напря­жений для галтелей вала, подверженных переменным напряже­ниям от изгиба и кручения, зависит от отношения D/d и а/г, где D — диаметр коренной шейки; d — диаметр шатунной шейки; г — радиус галтели.

Действительный коэффициент концентрации напряжений нельзя рассматривать как единственный критерий, определяю­щий значение концентрации напряжений в галтелях шеек, так как в этом случае имеется ряд других факторов (размеры эле­ментов вала и его форма).

Истинное значение концентрации напряжений может быть определено только при испытаниях на усталость натурных ко-

Параметры			Дизели
	Д100	14Д100	11Д45	ЗД70	5Д49
Диаметр шейки, мм:
шатунной, d	172	165	165	191	200
коренной, D	204	250	250	231	220
Радиус галтели шей­ки, мм:
шатунной, г	8	12	12	8	15
коренной, п	8	8	8	8	15
г /а	0,046	0,073	0,073	0,042	0,075
ri/Di	0,039	0,032	0,032	0,034	0,068

ленчатых валов. Так, для коленчатых валов дизеля типа Д100 при радиусе галтели 8 мм коэффициент концентрации нор­мальных напряжений при изгибе щеки в плоскости колена ра­вен 2,90 [13]. При увеличении радиуса галтели до 10—16 мм, рекомендованного классификационными обществами, значение этого коэффициента снижается до 2,63—2,07, при этом запас прочности повышается в 1,1—1,4 раза по сравнению с исходным

значением.

В дизелестроении широко используются эмпирические зависимости для выбора раз­меров галтелей: отношение

Рис. 2. Форма и размеры галтелей и Коэффициенты концентрации напря­жений по профилям галтелей шатун­ных шеек коленчатого вала дизеля 11Д45:

а — до изменения конструкции вала; б — после изменения конструкции вала

r/d^0,06. Наименьшая степень концентрации напряжений до­стигается при r=d. Реализа­ция приведенных эмпириче­ских соотношений конструк­тивных размеров элемен­тов вала позволяет создать та­кой коленчатый вал, который имеет более высокие запасы прочности при одинаковых ме­ханических свойствах матери­ала.

Размеры конструктивных элементов коленчатых валов тепловозных дизелей, приве­денные в табл. 2, свидетельст­вуют о том, что соотношения их менее благоприятны, чем это рекомендуется классифи­кационными обществами ряда стран, особенно для радиуса галтели г—8 мм.

На основании данных табл. 2

для коленчатого вала дизеля 11Д45 были изменены формы и размеры галтелей коренных и шатунных шеек (рис. 2). Вместо галтели с радиусами 8 и 5 мм на производственном объединении «Коломенский завод» были введены галтели сложного профиля с радиусом 4 и 12 мм с поднутрением в щеку на 2^-0'³ мм при сохранении ширины канавки галтели 8 мм. Эти изменения при­вели к значительному уменьшению коэффициента концентрации напряжений к, в галтелях шатунных шеек на 25% по сравне­нию с исходным валом, т. е. вместо к„ =2,06; 2,64; 3,96; 3,68, в среднем к _а =3,0, получены значения лг„ =2,92; 2,90; 2,90; 2,54; 2,21, в среднем к_а =2,0. Такие изменения способствовали увели­чению наименьшего запаса прочности вала в 1,5 раза.

Подобные конструктивные усовершенствования для напря­женных коленчатых валов целесообразно реализовать также пу­тем создания эллиптической галтели с шириной a—^bd при b=(D—d)/2 и ri= (b³/a³)d или параболической галтели с шириной a = Q,707ybd при r=d (рис. 3).

Эксперименты показывают, что если радиус галтели в точке наибольших напряжений равен диаметру меньшей шейки вала, то ослабляющий эффект, возникающий в переходной зоне, сво­дится к минимуму. Однако при изготовлении эллиптической гал­тели возникают некоторые затруднения, так как в этом случае удлиняется шейка, кроме того, получить правильную эллипти­ческую форму галтели сложно.

Преимущество параболической галтели состоит в уменьше­нии длины галтели примерно на 30%, что создает возможность увеличить длину шейки, а это иногда является необходимым требованием при проектировании дизеля.

а — эллиптическая; 6 — параболическая неправильной форме шлифовального

Рис. 4. Галтели, выполненные при

круга:

Я) d

Рис. 3. Формы галтелей:

а — подрезание щеки; 6 — подрезание шейки

И

Для сохранения длины шейки при реализации эллиптичес­кого или параболического радиуса галтели можно использовать врезание галтели в тело щеки. При этом толщина щеки долж­на быть такой, чтобы положительный суммарный эффект, полу­чаемый от большего радиуса галтели и врезания его в щеку, не приводил бы к понижению прочности щеки из-за уменьшения ее толщины.

При выполнении галтели с подрезанием щеки или шейки наблюдается излишнее подрезание поверхности шейки или обра­зование угла в сопряжении с поверхностью щеки из-за непра­вильной формы шлифовального круга (рис. 4, а). Этот дефект наиболее часто встречается при шлифовании коленчатых валов, что приводит к сокращению срока службы вала.

Благоприятные условия сохранения радиуса галтели при шлифовании создаются в том случае, когда щека вала имеет утолщение (рис. 4, б), при этом шлифовальный круг врезается в шейку минимально.

Исследования коленчатых валов дизеля 5Д40 [4] показали, что отношение ширины подшипника к его диаметру a/d недос­таточное и приводит к провалу несущей способности подшипни­ка. Так, для всех коренных подшипников дизеля 5Д49 ajd = 0,35, шатунных a/d—0,54, в то время как на дизелях такого же клас­са (ЗД70, 11Д45) по наиболее нагруженным опорам a/d=0,44-f- -*-0,62 и по шатунным a[d—0,6-*-0,7. Недостаточная ширина под­шипников, а следовательно, длины шеек при эксплуатации дизелей 5Д49 привели к задирам трущихся поверхностей (осо­бенно шатунных подшипников). Случаи задира коренных под­шипников возникают значительно реже. Наиболее часто у ко­ренных подшипников наблюдается повышенный износ. Это объ­ясняется тем, что работа всех коренных подшипников связана друг с другом, т. е. при увеличении износа одного подшипника происходит перераспределение нагрузок по всем коренным под­шипникам этого вала, что не встречается в шатунных подшипни­ках. Следовательно, основным средством увеличения несущей способности подшипников дизелей 5Д49 без изменения часто­ты вращения коленчатого вала и размеров блока, т. е. расстоя­ния между центрами цилиндров, является изменение схемы уравновешивания вала, увеличение длины шейки за счет уве­личения относительной ширины подшипников, снижение шеро­ховатости поверхностей трения вала и подшипников и др.

Шейки коленчатого вала, ик диаметр и длина, сплошная или полая конструкция, перекрытие шеек являются важными фак­торами, обеспечивающими прочность вала и условия смазки их подшипников. Полые шейки способствуют лучшему распреде­лению напряжений по сечениям вала как в самих щеках, так и в коренных и шатунных шейках в месте перехода их в щеку. Номинальное сопротивление изгибу и кручению у полых шеек существенно не снижается. Экспериментами установлено, что при наличии отверстия в шатунной шейке, равного полови­не ее наружного диаметра, момент сопротивления сечения как при изгибе, так и при кручении снижается не более чем на 5—6%. В целом прочность вала не снижается, а в большинстве случаев повышается, так как отсутствие сердцевины в шейках улучшает, особенно для литых валов, структуру металла по всем его сечениям и создает условия равномерного распределения 12

напряжений по всему валу.

Рис. 5. Расположение наибольшей концентрации напряжений: а — в сплошных шейках; б — в полых шейках

Статические испытания [5] коленчатых валов со сплошны­ми и полыми шейками показа­ли, что наибольшая концентра­ция напряжений при сплошных шейках вала располагается по оси, проходящей через центры шатунной и коренной шеек в точке т (рис. 5, а). При полых шейках наибольшая концен­трация рассредоточивается в двух точках п от этой оси (рис. 5, б). С увеличением ди­аметра отверстия напряжения в каждой из двух точек будут возрастать и превысят напря­жения в сплошных шейках.

По соотношению этих значе­ний определяются оптимальные размеры отверстий в шейках. Для большинства коленчатых валов, имеющих перекрытие шеек, отношение диаметра отверстия к диаметру шейки является оп­тимальным, если tffi/d=0,5. Фактические соотношения d_Ki/d_Kjs,nn коренных и d\[d для шатунных шеек у коленчатых валов тепло­возных дизелей приведены в табл. 3.

Следовательно, у коленчатых валов (14Д40, 11Д45, 5Д49) с V-образным расположением цилиндров, выпускаемых производ­ственным объединением «Коломенский завод», соотношения ди­аметра отверстия шейки к ее наружному диаметру и деформа­ционная и силовая связь имеют наилучшие показатели [14].

Длина шейки определяется в основном по критерию обеспе­чения условий гидродинамической смазки в соответствующем подшипнике. Нагрузка на подшипник, помимо других факторов, зависит от отношения длины шейки или ширины подшипника к

Таблица 3

Параметры			Дизели
	Д100	14Д40	11Д45	ЗД70	5Д49
Диаметр шейки, мм:
коренной dK	204	250	250	231	220
шатунной d	172	165	165	191	200
Диаметр отверстия шей­ки, мм:
коренной dK1	88	150	160	130	140
шатунной d\	56	90	90	90	120
dni/dti	0,43	0,60	0,64	0,56	0,63
di/d	0,32	0,54	0,54	0,47	0,60 13

его рабочему диаметру a/d. Оптимальная нагрузка составляет afd=-0,6 + 1,0. Если это соотношение выше или ниже, нагрузка на рабочую поверхность подшипника значительно повышается и несущая способность такого подшипника снижается. При уз­ком подшипнике увеличивается утечка масла и толщина масля­ного слоя, обеспечивающие условия гидродинамической смазки снижаются до значения, которое может привести к контакту трущихся поверхностей. При широком подшипнике возникают трудности в подаче достаточного количества смазки на всю тру­щуюся поверхность (особенно краев подшипника), вследствие чего у трущейся пары также возникают условия металлического контактирования и схватывания [4].

Для того чтобы смазка из подшипника не выдавливалась, давление на рабочей поверхности шатунной шейки (р_в) долж­но быть не более 14 МПа для подшипников с баббитовым ан­тифрикционным слоем и 21 МПа для подшипников из свинцо­вистой бронзы [4].

Фактические соотношения ширины вкладыша к его диаметру для коленчатых валов тепловозных дизелей приведены в табл. 4.

Для предварительной оценки температуры выходящего из подшипника масла используют характеристику ри (произведение давления в рабочем слое подшипника на окружную скорость). При наличии баббитового антифрикционного слоя она составля­ет 86 Н (м-с), при свинцовистой бронзе 170 Н (м-с).

Следовательно, для всех типов подшипников зоны наимень­ших толщин масляного слоя за цикл работы шейки вала сов­падают с участками существенного снижения относительной ско-

Таблица 4

Параметры			Дизели
	дюо	14Д40	11Д45	ЗД70	5Д49
Диаметр шейки, мм: коренной dK	204	250	250	231	220
шатунной d	172	165	165	191	200
Ширина подшипника, мм: коренного а\	69	90	/ 108 \* 1 78 )	/ 101 \* 1 78 /	78
шатунного а	87	94	94	114	107
ai/dic	(0,33 \** 10,22 /	0,36	/0,44 \** V 0,311	/ 0,44 \** \ 0,31 I	0,35
a jd	/0,50 \** Г(Г42/	0,57	0,57	0,60	0,54

* Числитель—наиболее нагруженный подшипник. ** Знаменатель—для канавочных подшипников,

рости скольжения поверхностей трения, определяемой скоростью движения вала по линии центров его шеек. Нагрузки в этих зонах по абсолютному значению составляют 40—60% от наи­больших нагрузок.

В двухтактных дизелях 10Д100 и 11Д45 наибольшие нагруз­ки в зоне газовых сил в 3,2—3,7 раза выше наибольших нагру­зок в зоне инерционных сил, поэтому наименьшие толщины мас­ляного слоя в зоне газовых сил и наибольшие в зоне инерцион­ных сил близки по своему значению. В четырехтактных дизелях типов 5Д49 и ЗД70 инерционные силы близки к наименьшим газовым, поэтому наименьшая толщина масляного слоя в ша­тунных подшипниках в зоне газовых сил дизеля типа 5Д49 при­мерно в 3 раза больше наименьшей толщины в зоне инерцион­ных сил. Однако по протяженности действия наименьших тол­щин за один цикл работы цилиндра зона инерционных сил зна­чительно больше, чем зона газовых сил, и это является опреде­ляющим фактором в работе подшипника.

В наиболее нагруженных коренных подшипниках дизеля 5Д49, как, например, третий, пятый и седьмой, расчетная наи­меньшая толщина масляного слоя составляет 3—3,5 мкм, что шачительно меньше такой же толщины, имеющей место в наи¹ более нагруженных подшипниках дизелей 11Д45 и 10Д100. Ха­рактеризуется это тем, что длительная работа коленчатого ва­ла в условиях режима граничного трения может приводить к повышенному износу пары трения, а при определенных услови­ях — к задирам шеек вала и подшипников. Основной причиной этого является малое значение отношения ширины подшипника, а следовательно, длины шейки к ее диаметру, что указывалось при оценке радиуса и величины галтели шейки.

Для практической оценки этого соотношения используют эм­пирические зависимости [5]. Наибольшее давление сгорания в большей степени, чем фактор pv, ограничивается предельно до­пустимым давлением на поверхности вкладыша из условий наг­рузки на шатунную шейку, когда скорость поршня и отноше­ние хода поршня к диаметру цилиндра невелики. При повышен­ных скоростях поршня и увеличенном отношении хода поршня L к диаметру цилиндра D фактор pv становится лимитирующим. Если отношение ширины подшипника к его диаметру a[d=0,8, то требования к прочности подшипника и нагрузке его должны повышаться.

Масляные каналы в коренной и шатунной шейках служат для подвода смазки к подшипникам. От расположения и раз­меров масляных каналов зависит прочность вала. В шатунной шейке вала наиболее рационально располагать каналы под пря­мым углом к ее вертикальной оси, так как в этом случае он бу­дет находиться в плоскости нейтральной оси шейки. При таком расположении каналов масло подается на поверхность шатун- нйй шейки до в. м. т., т. е. до зоны дейс^тчия наибольшего давле­

ния сгорания. Это особенно выгодно для работы подшипника, когда силы газов выше сил инерции. Однако при таком распо­ложении каналов в них необходимо устанавливать заглушки.

Наклонные или вертикальные каналы, а также любые ка­навки для распределения масла допускаются при условии подвода масла в зону низких давлений на подшипниках. Для быстроходных дизелей, где преобладают силы инерции, выход канавки на поверхность шейки согласуется с конструкцией шатунного вкладыша, располагается под прямым углом к ее вертикальной оси, но с противоположной стороны, т. е. про­ходит через всю шейку. Такое расположение каналов является наиболее рациональным для правильной организации смазки шатунной шейки и ее подшипника.

Кроме того, при таких масляных каналах смазочные канав­ки в подшипнике располагают только в нижнем нерабочем вкладыше, по окружности, в средней его части. В этом случае масло попадает на рабочую поверхность подшипника через канавки, расположенные у стыков вкладышей с обеих сторон.

Коленчатый вал с полыми коренными и шатунными шей­ками, у которого масляный канал проходит через отверстие в коренной и шатунной шейках, показан на рис. 6, а. При та­ком расположении каналов требуется устанавливать заглушки на каждой шейке. В коленчатых валах с полыми коренными и шатунными шейками, имеющими наклонные каналы (рис. 6, б), их соединяют иногда с помощью трубок. При такой конст­рукции заглушки не нужны.

Опыт эксплуатации показал, что постановка в этом случае алюминиевых трубок имеет преимущество перед стальными, так как они приводят к снижению предела выносливости ко­ленчатых валов. Большое значение при этом имеет тщательная обработка кромок масляных отверстий путем их плавного за­кругления и полирования.

Размеры масляных каналов должны быть регламентирова­ны исходя из размеров шатунных шеек. Диаметр канала дол­жен составлять 0,08 d (d — диаметр шатунной шейки). Радиус закругления кромок отверстий не должен быть меньше 0,04 d,

Рис. 6. Масляные каналы в коренных и шатунных шейках: а — без установки трубки; б — с установкой трубки

;i угол наклона масляных каналов к оси шеек — не менее 60°. Уменьшение этого угла увеличивает эллиптическое отверстие канала на поверхности шейки, что также снижает предел вы­носливости вала.

Щеки коленчатого вала, особенно чугунного, должны иметь такие размеры, чтобы напряжения их от изгиба не превышали напряжения в шатунной шейке. Кроме того, размеры колен­чатых валов (толщина щеки, диаметры шатунной и коренной шеек, радиус кривошипа) должны иметь такое соотношение, при котором изгибающие моменты во всех его элементах при при­нятых допущениях защемления коренной шейки не приводили к завышенным изгибным напряжениям, принятым при расчете вала.

Перекрытие коренных и шатунных шеек оказывает боль­шое влияние на прочность коленчатого вала и, в частности, на сопротивление изгибу, т. е. чем меньше коэффициент перекры­тия, тем меньше напряжения в галтелях [1]. Кроме того, при отрицательном перекрытии шеек относительное понижение прочности вала незначительно, так как напряжения в коренной и шатунной шейках не влияют друг на друга.

Не оказывает отрицательного влияния перекрытие шеек ва­ла и на напряжения при кручении.

Перекрытия шеек определяются по формуле S = 0,5(rf+d_K)-tf,

где R — радиус кривошипа; d_K — диаметр коренной шейки.

Коэффициент перекрытия определяется по формуле

р-/?/(/? +S).

Если р<1, то положительное перекрытие, Р>1 — отрица­тельное.

Изменение радиуса кривошипа влияет на перекрытие ко­ренной и шатунной шеек. Вал с нулевым перекрытием будет иметь меньшую прочность по сравнению с валами, имеющими положительное перекрытие, и незначительно большую проч­ность по сравнению с валами, имеющими отрицательное пере­крытие.

Размеры щеки должны быть такими, чтобы обеспечить рав­номерное распределение металла и напряжений по всем эле­ментам вала. В противном случае такой вал в эксплуатации будет ломаться поперек щеки, с выходом трещины от галтели шатунной к галтели коренной шеек. Критерием, определяющим толщину щеки, является ее сопротивление изгибу, которое приблизительно должно быть равно сопротивлению изгиба шатунной шейки, особенно для чугунных коленчатых валов. Эти соотношения, необходимые для получения равного сопро­тивления изгибу щеки и шатунной шейки, должны составлять: ширина щеки — c = l,6d, толщина щеки —■ b = 0,475d.

а))

Рис. 7. Конструкции щек коленчатых валов

45°

Эффективным способом повышения предела выносливости щеки, а следовательно, коленчатого вала на изгиб является увеличение ее толщины. Увеличение ширины щеки дает относи­тельно небольшой эффект. Так, увеличение толщины щеки на 10% приводит к увеличению предела выносливости щеки на изгиб на 40%, а увеличение ширины щеки на 10% сопротив­ление изгибу повышает только на 5%.

Различные конструкции щек чугунных коленчатых валов приведены на рис. 7. Скос щек под углом 45° (рис. 7, а) поз­воляет повысить их прочность, уменьшить массу, а также оп­тимизировать размеры и форму противовесов.

Незначительный скос щеки вала (рис. 7, б) позволяет обес­печить необходимый зазор между валом и стенкой картера, а также рациональное крепление противовесов. Однако при полых шейках и наличии скосов (особенно аналогичных, по­казанным на рис. 7, б) прочность вала заметно снижается, так как чрезмерное скашивание приводит к высокой концентрации напряжений.

Конструктивная схема дизеля определяет форму щеки вала. В частности, форма щеки, приведенная на рис. 7, в, применя­ется в тех случаях, когда коленчатый вал не является лими­тирующим фактором конструкции дизеля. Эта форма щеки самая простая в изготовлении, так как в этом случае исполь­зуется только один способ обработки — обтачивание.

Рис. 8. Формы щеки коленчатого вала дизеля 11Д45: а — до изменения формы; б — после

Конструкция щеки, пока­занная на рис. 7, г применяет­ся тогда, когда необходимо сни­зить массу вала. Однако из­готовление такой щеки (с ис­пользованием механической обработки) более сложно в сравнении с предыдущим слу­чаем, так как здесь необходи­мо фрезерование или обработ­ка долблением.

Например, изменение фор­мы и размеров щеки коленча-

i ых валов дизеля 11Д45 (рис. 8) вызвано необходимостью по­вышения прочности валов. Испытания нового вала дизеля 11Д45 показали, что принятые изменения этих элементов умень­шили коэффициент концентрации напряжений в галтелях ша­тунных шеек на 25% по сравнению с исходным валом.

Так как расчетный изгибающий момент в элементах ко­ленчатого вала зависит главным образом от принимаемых допусков защемления коренной шейки, а не от формы щеки, то такая неопределенность исходных данных приводит к раз­нообразию методов расчета вала, применяемых различными исследователями. Однако большинством исследователей при­няты допущения, что напряжения в щеке от непосредственного растяжения значительно меньше напряжений от изгиба, по­этому определение запасов прочности в сечениях щеки обычно выполняется путем расчета вала на изгиб, причем критиче­ская точка расположена на галтели шатунной шейки в плос­кости колена, так как максимальные напряжения от изгиба в галтели коренной шейки обычно меньше, чем в галтели ша­тунной шейки. Расчет запаса прочности производится по следующим формулам:

по нормальным напряжениям

2. Основные элементы конструкции коленчатых валов (галтели, шейки, щеки) 11

а)) 18

3. Тепловые деформации блока цилиндров и их влияние на напряженное состояние коленчатого вала 21

4. Размеры и нормы содержания коленчатых валов в эксплуатации 25

II. ХАРАКТЕРИСТИКА ЧУГУНА, ПРИМЕНЯЕМОГО ДЛЯ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ 29

5. Впияние качества литья на прочность коленчатых валов 29

6. Совершенствование технологии отливки коленчатых валов 32

III. МЕТОДЫ ПОВЫШЕНИЯ ПРЕДЕЛА ВЫНОСЛИВОСТИ И ИЗНОСОСТОЙКОСТИ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ 36

7. Общие сведения 36

8. Пластическая деформация (накатывание) поверхности галтелей 37

9. Особенности технологии накатывания 43

10. Химико-термическая обработка (азотирование) 51

[Ю]. 57

11. Хромирование поверхности шеек 59

13. Интенсивность износа неазотированных и азотированных коленчатых валов 75

а) мкм 78

д)тм 78

е)мкм 78

14. Эксплуатационные нормы содержания коленчатых валов 85

15. Несоосность (ступенчатость) опор и коренных шеек коленчатых валов 87

а)мкм_е 89

16. Методы измерения износа шеек 92

17. Укладка коленчатого вала на опоры блока цилиндров 98

18. Дефектоскопия коленчатых валов 103

где a_i — предел выносливости при симметричном изгибе (по данным ис­пытаний механических свойств высокопрочного чугуна); к_я — эффективный коэффициент концентрации напряжений при из­гибе, устанавливается при испытании с учетом размеров образ­цов. Так, при величине отношения радиуса галтелей к толщи­не щеки, равном 0,16, к» =3,3;

• амплитудное значение нормальных напряжений цикла, опреде­ляется как алгебраическая полуразность наибольших и наимень­ших напряжений;

о_т — среднее значение нормальных напряжений цикла, определяется как алгебраическая полусумма максимальных и минимальных напряжений;

о — коэффициент, отражающий влияние асимметричности нагрузки в течение цикла (принято считать равным 0,2); т_1 — предел выносливости при симметричном кручении, определяется на лабораторных образцах (по данным испытаний механических свойств высокопрочного чугуна);

Ki — эффективный коэффициент концентрации напряжений при кру­чении, определяемый на образцах, с учетом диаметра образца (принимается для высокопрочного чугуна равным 2); т„ — амплитудное значение тангенциальных напряжений в цикле, определяется как алгебраическая полуразность наибольших и наименьших напряжений;

x_m — среднее значение тангенциальных напряжений в цикле, опреде­ляется как алгебраическая полусумма наибольших и наимень­ших напряжений;

Ч'т — коэффициент, отражающий влияние асимметричности нагрузки в течение цикла (принято считать равным 0,05).

Запас прочности коленчатого вала определяется условиями эксплуатации, при которых происходит изменение относитель­ного расположения его опор (суммарная ступенчатость) вслед­ствие неравномерного износа трущихся пар (шейки вала и его подшипника) и отклонение от номинальных значений давления газа в процессе работы, возникающее из-за неправильного ре­гулирования топливной аппаратуры, колебаний атмосферного давления, тепловых деформаций блока цилиндров и т. п.

Опыт эксплуатации тепловозных дизелей с чугунными ко­ленчатыми валами различных конструкций показал, что для надежной их работы наименьшие значения запасов прочности элементов изношенного коленчатого вала должны быть не ниже минимально допустимых значений (п= 1,7-*-1,8).

Исследования напряженного состояния изношенных колен­чатых валов дизелей 2Д100 показали, что при суммарной сту­пенчатости по смежным опорам вала, равной 0,14 мм, запас прочности его снижается на 25%, а при ступенчатости 0,53мм — почти в 2 раза. Ориентировочно можно считать, что наличие суммарной ступенчатости по смежным опорам любого участка вала, равной 1/600 расстояния между серединами двух смеж­ных коренных шеек, приводит к снижению запаса прочности этого вала на 100%.

Использование этих валов для дизеля 10Д100, мощность которого в 1,5 раза выше мощности дизеля 2Д100, привело к тому, что допустимую суммарную ступенчатость между смеж­ными опорами пришлось снизить на 20%.