4. Размеры и нормы содержания коленчатых валов в эксплуатации

Размеры коленчатого вала зависят от мощности дизеля и могут быть определяющим фактором при выборе габаритных размеров и массы дизеля в целом. Основным требованием, предъявляемым к конструкции коленчатого вала, является до­статочный запас прочности, гарантирующий необходимую на­дежность вала в эксплуатации. Запас прочности на стадии про­ектирования определяется как отношение допустимого напря­жения к расчетному. При расчетах коленчатых валов необхо­димо учитывать, что одной из основных причин их отказов яв­ляется изгиб щеки вследствие неравномерного износа вкла­дышей и образования повышенной ступенчатости.

Точность определения запасов прочности на стадии проек­тирования во многом зависит от выбора расчетной схемы ко­ленчатого вала. К расчетной схеме предъявляются следующие требования: соответствие реальным условиям работы вала с учетом несоосности (вызванной различными факторами) ко-

Zn

Рис. 11. Основные нагрузки, действующие на колено вала

ренных шеек и их опор; точность определения напряжений должна быть приемлемой для практического применения.

Исследования показали, что целесообразен следующий под­ход к решению этой задачи.

= “2, п-1 ^Nn-1 *2, п-1 0_Л_1 - ^vl,n Sin Г„ Тп +

+ ^u\,n ^cos 'In ^Nn + h,n ^cos tn Qn + ^sn ^sin In ^Mrn;

-k,

2,n—l ^Mn-1 + (*1, n—1 + ^C2,n) M_n + — *i,„) COS f_n M_n +

Применительно к коленчатым валам используется расчет­ная методика, основанная на работах С. П. Тимошенко, И. И. Трапезина, Е. А. Шороха и В. Ф. Грозы. Основой этого метода является условие непрерывности упругой линии вала на опорах. Нагрузки, действующие на колено вала, показаны на рис. 11. Углы поворота опорных сечений определяются для каждой промежуточной опоры в двух взаимно перпендикуляр­ных плоскостях — в плоскости колена й в перпендикулярной ей. За лишние неизвестные принимаются надопорные изгибаю­щие моменты. Для каждых двух смежных пролетов составля­ется по два уравнения, отражающих условие непрерывности упругой оси на опорах:

где M„__lt М_п , М_л+1— надопорные изгибающие моменты, действующие в плоскостях, перпендикулярных плоскостям близле­жащих от опор колен;

М'_п_j, М', М^₊₁— надопорные изгибающие моменты, действующие в этих же плоскостях справа от опор; f— угол между плоскостями смежных кривошипов;

N_n ,Т_п — составляющие, действующие на шатунную шейку п-го колена;

Qn — сила инерцни неуравновешенной части половины колена;

М_тп— крутящий момент на п-й о поре;

с, k, u, t, v, s— коэффициенты, учитывающие геометрию колен и ма­териал вала.

Общее число таких уравнений, необходимое для расчета коленчатого вала на прочность, позволяет раскрыть статиче­скую неопределенность системы. Практическое применение данного метода возможно при использовании ЭВМ.

Применительно к многоопорным коленчатым валам метод расчета по неразрезной схеме в матричной форме был разра­ботан й ХПИ как для случая с абсолютно жесткими опорами, так и при реальной податливости опор [3].

Разрешающее уравнение имеет вид

По этой методике вектор лишних неизвестных представлен в виде

*1, *
«г. У
тп-ъ	X
тп-Ъ	У		н 1 с 3

М = £^-1АГ,

где Б^-1 — обращенная матрица Б, составленная из коэффициентов податли­вости элементов вала н опор;

N — вектор, зависящий от действующих на вал нагрузок.

Определив расчетным путем наибольшие и наименьшие нормальные и касательные напряжения, можно найти ампли­тудные и средние значения данных напряжений. Амплитудные

и средние напряжения позволяют определить запасы Прочно­сти по нормальным и касательным напряжениям (п_а и n_t):

_ ^а-1 ⁸о ^Еупр

°а К ^кф„ + Фа ^Зт ’

^Т-1 ^е* ^£упр

⁶ *т ^йфт Ь + 44 ^тт

где Ст-i и т_1 — пределы выносливости материала вала при симметричном цикле нагружения, е_а , s_T — коэффициенты, учитывающие изменение предела выносли­вости вследствие увеличения абсолютных размеров де* тали;

£_упр — коэффициент, учитывающий упрочнение коленчатого вала;

• эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений в галтели при изгибе и кру­чении,

кф_т — коэффициенты, учитывающие неравномерность напряжений при изгибе н кручении вследствие колеиообразности вала; ф,, , Фт — коэффициенты влияния статических нормальных и каса­тельных напряжений.

Общие запасы прочности определяются по формуле

^Па ^пт

^П~ V п² + п²

' а ¹ т

Значение запаса прочности коленчатого вала зависит от

0_!

Предел выносливости при изгибе гладких образцов (без надреза), полученных из отливки массивных сечений (до диа­метра 200 мм), может достигать 200 МПа (высокопрочный чугун средней пластичности, перлитная основа). Однако эти значения предела выносливости высокопрочного чугуна могут быть больше. Пределы выносливости при изгибе высокопроч­ного чугуна с перлитной основой достигают 300—400 МПа, а после термической обработки 350—450 МПа, при этом отно­сительное удлинение составляет 2—7%, а твердость НВ 280— 370.

Значения нормальных и касательных напряжений необхо­димо определять с учетом коэффициентов концентрации напря­жений в галтелях коленчатого вала. Коэффициенты концент­рации нормальных k_a и касательных &_т напряжений в боль­шинстве случаев определяются экспериментально. Повышенные значения k_a при изгибе наблюдаются у коленчатых валов ди­зелей со средней частотой вращения. Для них характерны изломы от изгибных напряжений.

Так как значение k_a связано с определением номинальных напряжений, то очень важно правильно выбрать расчетное сечение. Для коленчатых валов с большим перекрытием шеек выбирается косое сечение щеки. Напряжения с достаточной точностью рассчитываются по методике [7], разработанной на основе экспериментального исследования коленчатых валов. Значения коэффициентов концентрации напряжений, опреде­ленные по этой методике, хорошо согласуются с результатами тензометрирования ряда различных по конструкции и разме­рам коленчатых валов.

На предел выносливости вала существенное влияние ока­зывают также такие показатели, как качество поверхности, поверхностное упрочнение (накатка роликами, дробеструйная обработка, чеканка или вибронакатка, азотирование), которые обычно учитываются при расчете вала на прочность. Вызван­ные перечисленными факторами изменения предела выносли­вости учитываются коэффициентом £>1,0.

Кроме того, существенное влияние оказывает также способ изготовления коленчатого вала. При сравнении предела вынос­ливости штампованных и кованых коленчатых валов, имеющих одинаковые максимальные показатели прочности, наименьшие значения этих показателей у штампованных валов были выше, чем у кованых, на 15—20%.

Важным преимуществом расчета по неразрезной схеме в сравнении с разрезной является возможность учета изменения несоосности, возникающей в эксплуатации вследствие различ­ных факторов, таких, как износ шеек и вкладышей, темпера­турные, динамические деформации блока и др. При этом ди­намическую несоосность с достаточной для практических целей точностью можно определить расчетным путем (для дизе­лей с подвесным коленчатым валом — путем решения плос­кой задачи теории упругости, например методом конечных элементов).

Использование неразрезного метода расчета коленчатого вала позволяет определить минимально допустимый запас проч­ности. Для этого необходимо рассчитать вал двигателя (с уче­том происходящих в эксплуатации изменений макрогеометрии), являющегося наиболее надежным по данному узлу.

Проведенные во ВНИИЖТе расчеты коленчатого вала ди­зеля ДЮО показали, что с учетом изменения несоосности в эксплуатации (за период до капитального ремонта) происхо­дит понижение запаса прочности до «=1,8. Данное значение запаса прочности является предельно допустимым для чу­гунных коленчатых (с учетом изменений несоосности) ва­лов.

Важным результатом применения метода расчета вала по неразрезной схеме явилось определение обеспечивающих безот­казную эксплуатацию эксплуатационных норм износа вкла­дышей коренных подшипников. Эти нормы являются опреде­ляющими при установлении пробега тепловоза между капи­тальными и текущими ремонтами, а также при прогнозирова­нии срока службы коленчатого вала. Опыт эксплуатации ди­зелей типа ДЮО подтверждает эти положения.