Chainov_Ivashenko_Konstr_dvs / Чайнов Иващенко - Конструирование ДВС

приданием рабочей поверхности формы гиперболоида вращения с небольшой разностью диаметров по торцам и в середине подшипни ка. Снижение кромочного давле ния достигается также скашивани ем кромок вкладышей.

7.1.1. Анализ конструкций подшипников скольжения

Подшипники скольжения автомо бильных и тракторных двигателей

имеют тонкостенные вкладыши. Вкладыши коренных подшипников по сравнению с шатунными выпол нены большей толщины, так как они имеют канавки глубиной 1,0–1,2 мм и шириной 3,0–4,5 мм для подачи масла через каналы в коленчатом ва лу к шатунным подшипникам. Ка навки часто выполняют только на верхних коренных вкладышах.

Вкладыши подшипников изго товляют многослойными. В зави симости от применяемых материа лов вкладыши бывают двух , трех , четырех и даже пятислойными с учетом стальной основы. Так, двух слойные вкладыши, применяю щиеся в быстроходных двигателях с принудительным воспламенением, выполняют из алюминиевого спла ва с содержанием свинца 5 % с до бавками олова и кремния или из алюминиевого сплава при содержа нии олова 20 % и меди около 1 %. В многослойных вкладышах предла гается следующая толщина состав ляющих слоев.

С уменьшением толщины слоя покрытия возрастает сопротивле ние усталости вкладыша. Вклады ши подшипников автомобильных дизелей выполняют многослойны ми, в частности, трехслойными из свинцово оловянистой бронзы со свинцово оловянным покрытием толщиной 0,03 мм, а также из алю миниевого сплава с содержанием олова 20 %. В среднем толщина вкладышей коренных подшипни ков составляет 1,8–2,0 мм, а ша тунных – 1,4–1,5 мм. Более тонкие вкладыши плотнее прилегают к по стели опоры, благодаря этому улуч шается теплоотвод, допускается меньший зазор и обеспечивается снижение уровня шума.

На рис. 7.2 показаны вклады ши шатунного и коренного под шипников. На вкладышах выпол няют замок в виде усика шири ной 2,5–4,5 мм, отогнутого при штамповке на 0,8–1,2 мм. В мес те расположения усиков у плос кости разъема вкладыши имеют на протяжении 5–6 мм толщину стенок приблизительно меньше

на 0,005–0,010 мм по сравнению с остальной частью.

При действии растягивающей на грузки указанное уменьшение тол щины компенсирует появляющиеся поперечные деформации постели вкладыша. Следует заметить, что за мок в виде усика выполняет главным образом установочную роль, так как при нормальной работе подшипни ков вкладыши должны удерживаться от проворачивания в постелях силой трения за счет натяга при установке вкладышей. Ранее в подшипниках автомобильных и тракторных двига телей при установке толстостенных вкладышей с толщиной более 4 мм в качестве замка применялись фикси рующие штифты.

Основными параметрами вкла дыша являются распрямление 2 rп в свободном состоянии (рис. 7.3, а),

Рис. 7.3. Схемы определения параметров вкла дыша

выступание h над плоскостью (рис. 7.3, б) и форма расточки. Рас прямление 2 rп обеспечивает приле гание вкладыша к постели при сбор ке. По мере работы двигателя рас прямление уменьшается, что может препятствовать повторной установке вкладышей при переборке двигате ля. Вкладыш изготовляют с наруж ным диаметром, большим диаметра постели dп. При установке в постель вкладыш должен как можно плотнее прилегать к поверхности расточки. Для того, чтобы этого добиться, при штамповке обеспечивают изменение радиуса кривизны вкладыша в сво бодном состоянии по определенно му закону, например:

r rп (1 2& )cos &,

где & – угол по окружности вклады ша, изменяющийся от 0 до .

Выступание вкладыша h соот ветствует деформации сжатия вкладыша по полуокружности при сборке подшипника. Значение h измеряют при приложении усилия Р (рис. 7.3, б), обеспечивающего прилегание вкладыша к постели при отсутствии зазоров. Выступа ние вкладышей автомобильных быстроходных двигателей состав ляет от 0,03–0,05 до 0,06–0,08 мм при диаметре шейки вала соответ ственно от 40 до 70 мм, а в отечест венных тракторных двигателях – 0,05–0,10 мм. При выборе h сле дует избегать перегрузки вкладыша при сборке подшипника, в частно сти, появления пластических де формаций и выпучивания. Напря жение на торцах вкладышей тор и давление р0 вкладыша на расточку рассчитывают по формулам:

тор hE r&; p0 h2EF rdпl,

где Е – модуль упругости основа ния вкладыша; F – площадь попе речного сечения вкладыша; r – средний радиус вкладыша; & – ко эффициент уменьшения площади торца ввиду наличия выточек.

Давление р0 должно быть не ме нее 4,9 МПа, а напряжение тор не менее 100 МПа, но не более преде ла текучести материала вкладыша.

Зазоры в подшипниках коленча тых валов двигателей легковых авто мобилей составляют 0,03–0,08 мм. Уменьшение зазора при сборке до 0,02 мм чревато повреждением анти фрикционного слоя и снижением ресурса. В тракторных дизельных двигателях значения диаметральных зазоров между валом и вкладышем колеблются от 0,055 до 0,140 мм. За зоры в коренных подшипниках, как правило, несколько больше по срав нению с зазорами шатунных под шипников.

При работе сцепления транс портного средства, а также ввиду наличия косозубых шестеренчатых передач, инерционных воздействий

идругих факторов коленчатый вал двигателя испытывает воздействия в осевом направлении. В связи с этим один из коренных подшипни ков коленчатого вала является упор ным, удерживающим вал от осевого смещения. Упорный подшипник часто располагают на средней ко ренной опоре, хотя встречаются и иные места расположения упорного подшипника, в том числе передняя

изадняя опоры. Так, расположение упорного подшипника на задней коренной опоре разгружает колен чатый вал от осевых усилий. Наи большее распространение получили упорные подшипники в виде полу колец, снабженных выступами для фиксации колец от проворачивания

ивходящих в пазы корпуса (опоры) подшипника. Толщина полуколец

близка толщине вкладышей, на ра бочей стороне полукольца имеются по две–три канавки для смазыва ния. Иногда упорные полукольца выполняются как одно целое с вкладышем коренного подшипни ка, что упрощает сборку. Исходный зазор в упорном подшипнике на значают в пределах 0,05–0,10 мм. Упорные подшипники полукольца выполняют из бронзы или стале алюминиевыми.

Подшипники скольжения совре менных тепловозных двигателей име ют тонкостенные вкладыши толщи ной (0,025–0,050) наружного диа метра. При применении подвесного коленчатого вала конструкция разъ емного подшипникового узла с тон костенными вкладышами обеспечи вает их взаимозаменяемость, про стоту обработки и сборки подшип ника, а также экономию дорогостоя щих цветных металлов. При этом по сравнению с толстостенными вкла дышами улучшается контактирова ние с постелью, а следовательно, те плоотвод с рабочей поверхности вкладыша. Разъемные подшипники с тонкостенными вкладышами име ют два замыкаемых стыка вклады шей и постели при общем разъеме. Поэтому затяжка подшипника при сборке должна быть такой, чтобы обеспечить как упругое обжатие вкладышей, так и замыкание стыков постели с полной замкнутостью контактирующих поверхностей при действии рабочей нагрузки на под шипник. Надежность работы под шипников тепловозных двигателей зависит от свойств материалов вкла дышей, условий циркуляции и каче ства масла, зазоров и шероховатости трущихся поверхностей, жесткости коленчатого вала и постелей под вкладыши, а также нагрузки на под шипники. Большое значение имеет соосность расточки постелей под

навки, покрываемые защитным сло ем никеля, в которые заливается ан тифрикционный сплав, после чего производится прецизионная расточ ка. Благодаря чередованию более мягкого и твердого слоев повышается срок службы подшипника при сохра нении его трибологических свойств. Хорошие служебные свойства вкла дышей обеспечивает ионно плазмен ный способ напыления многокомпо нентного антифрикционного слоя. Такая технология считается перспек тивной для изготовления подшипни ков СОД.

7.1.2. Материалы подшипников скольжения

Антифрикционные свойства трущихся пар подшипников сколь жения во многом определяются ха рактеристиками материалов вала, вкладышей и смазывающего масла. Срок службы коленчатого вала, ко торый является одной из наиболее дорогостоящих деталей двигателя, должен превосходить срок службы вкладышей коренных и шатунных подшипников. Вкладыши имеют существенно меньшую твердость рабочей поверхности и характери зуются более интенсивным изна шиванием по сравнению с шейка ми коленчатого вала.

Материал подшипников скольже ния должен быть таким, чтобы при работе обеспечивались низкий коэф фициент трения с шейкой вала, не обходимая износостойкость, доста точный предел выносливости. Кроме того, материал должен обладать вы сокой теплопроводностью, малым коэффициентом линейного расши рения и относительно невысоким модулем упругости, хорошо прираба тываться, смачиваться маслом, а так же быть коррозионно стойким. Кро ме того, материал вкладышей должен

быть таким, чтобы он мог вбирать в себя инородные твердые частицы, попадающие в сопряжение вкладыш шейка вала.

В подшипниках поршневых дви гателей применяют в основном ме таллические материалы. К наиболее распространенным традиционным металлическим материалам можно отнести баббиты – подшипниковые сплавы на основе олова или свинца. Например, следует отметить высо кооловянистый баббит Б83, выдер живающий максимальную нагрузку 18–20 МПа и температуру нагрева до 110 С, свинцовистый баббит БК2, имеющий большую долговечность и меньшую стоимость по сравнению с Б83, а также баббиты Б88Д и БН.

Высокими антифрикционными свойствами обладают алюминиевые подшипниковые сплавы. Среди них следует отметить алюминиево оло вянистые антифрикционные спла вы, в частности, сплав АО20–1 (со держание олова 20 %, меди и никеля 1 %, алюминия 78 %). Эти сплавы в режиме масляного голодания могут образовывать на поверхности шейки вала защитную пленку из олова. Не достатком алюминиевых подшипни ков является их повышенная твер дость (НВ 70–80), что ухудшает при рабатываемость и увеличивает изна шивание коленчатого вала.

Вкладыши подшипников ди зельных двигателей, работающие при повышенных нагрузках, вы полняют из бронзы. Универсальны ми антифрикционными свойствами обладают оловянистые и оловяни сто цинково свинцовистые бронзы. При высоких скоростях и давлени ях, а также переменных нагрузках используют свинцовистую бронзу БрС 30 (содержание свинца 30 % и меди 70 %). Свинцовистые бронзы имеют более высокий по сравне нию с баббитами предел выносли

вости, допускают нагрузки до 30 МПа (БрС 30) и 35 МПа (Бр0С1 22) при скорости до 12 м/с, но вызывают большее изнашива ние шеек вала.

Подшипники из свинцовистой бронзы хуже прирабатываются, пло хо поглощают твердые частицы и подвержены коррозии. В связи с этим в смазочное масло добавляют специальные присадки, а на рабо чую поверхность вкладыша наносят слои свинца с оловом (индием или кадмием) толщиной 0,015–0,04 мм. Свинцовистую бронзу наносят на ленту, из которой штампуют вкла дыши, возможна также заливка ан тифрикционного сплава во вклады ши. Материалом основы вкладышей является сталь 10, в некоторых слу чаях – бронза ОЦС3 12 5, дюралю миний и другие материалы. При этом следует учитывать возникнове ние в антифрикционном слое оста точных растягивающих напряжений вследствие различия коэффициен тов линейного расширения материа лов антифрикционного слоя и осно вы вкладыша. При стальной основе эти напряжения во вкладышах теп ловозных двигателей составляют около 40 МПа и более. В табл. 7.2

приведены некоторые свойства ма териалов подшипников скольжения поршневых двигателей.

7.1.3. Расчет подшипников скольжения

При расчете подшипника сколь жения предполагают, что слой мас ла должен воспринимать всю на грузку, действующую на шейку ва ла, а толщина слоя должна превос ходить суммарную высоту неровно стей обработки поверхностей вкла дыша и шейки вала и прогиб вала по длине шейки.

Существует многоступенчатая система математических моделей расчета подшипников скольжения. Простейшим является расчет по допускаемым давлениям [p] в под шипнике. Давление p в подшипни ке определяют по нагрузке, отне сенной к проекции цапфы,

где P – суммарная сила, действую щая в сопряжении вкладыш–шей ка вала, определяемая при динами ческом расчете двигателя.

Среднее за рабочий цикл двига теля давление pср = Pср/dl.

Антифрикционный алюминие вый сплав АО20 1 допускает мак симальные давления 27,5 МПа, а бронза БрС30 – 23,5–25,5 МПа. Вкладыши, выпускаемые ведущи ми специализированными фирма ми, сохраняют работоспособность до давлений 50–60 МПа. Среднее давление рср для автомобильных и тракторных двигателей с прину дительным воспламенением ори ентировочно 4–12 МПа, а для ди зелей 6–16 МПа. Значения макси мальных давлений рmax составляют 7–20 МПа для рядных, 18– 28 МПа для V образных двигате лей с принудительным воспламе нением и 20–42 МПа для дизелей. Для шатунных вкладышей форси рованных дизелей специального назначения рср и рmax соответствен но достигают 11 и 26 МПа. В теп ловозных дизелях среднее давле ние на подшипники составляет 10–11 МПа, а максимальное – 28–30 МПа.

К простейшим расчетам отно сится определение произведения давления в подшипнике на ско рость скольжения:

От p/ зависят тепловой режим и износ подшипника. В подшипни ках автомобильных двигателей p/ = = 25–35 МПа3(м/с).

Более высокий уровень мате матических моделей предусмат ривает выполнение гидродинами ческого и теплового расчета под шипника. При этом в зависимо сти от полноты учета различных факторов, влияющих на работу подшипника, модели могут суще ственно различаться.

В первом приближении при расчете используют среднее за рабочий цикл давление масла pср,

среднее давление масла pср( в диа пазоне максимальных нагрузок на векторной диаграмме сил, действующих на подшипник (см. рис. 3.16), и максимальное давле ние масла pmax за рабочий цикл. Среднее давление используют при определении теплового состояния подшипника. По значению pср( оп ределяют минимальную толщину слоя смазочного материала, а по значению pmax подбирают анти фрикционный материал с требуе мым пределом выносливости. Схе ма подшипника для гидродинами ческого расчета подшипника по казана на рис. 7.7. Для расчета приняты следующие параметры подшипника:

– диаметральный зазор, рав ный разности диаметров вкладыша

dв и шейки вала d: = dв d;

, – радиальный зазор: , = 0,5 ; Τ – относительный диаметраль

ный зазор: Τ = /d;

Рис. 7.7. Расчетная схема подшипника

l/d – относительная длина под шипника;

e – эксцентриситет;

Λ – относительный эксцентриси тет: Λ = e/,;

hmin – минимальная толщина мас

ляного слоя: hmin = ,(1 Λ);

hmax – максимальная толщина масляного слоя: hmax = ,(1 + Λ).

Гидродинамический расчет под шипника скольжения основан на применении уравнения Рейнольдса,

где − – динамическая вязкость мас ла; – угловая скорость; & – теку щий угол; &0 – угол сечения, в кото ром давление масла максимально.

Текущее давление p& масла оп ределяется интегрированием по ду ге от начального угла &1 несущего слоя масла

&а – угол положения линии центров подшипника и вала; &1 и &2 – углы границ несущего масляного слоя.

Функцию Ф, характеризующую положение шейки вала в подшипни ке, называют коэффициентом на груженности подшипника. Значение Ф зависит от угла обхвата &2–&1. По опытным данным для цилиндриче ских подшипников ориентировочно принимают &1 60 и &2 180 . На рис. 7.8 приведены зависимости от носительного эксцентриситета Λ и функции Ф. По найденным значе ниям Ф и Λ определяют минималь ную толщину слоя масла hmin.

Для определения коэффициента нагруженности требуется опреде лить вязкость масла, которая зави сит от температуры масляного слоя. Для этого производят тепло вой расчет подшипника, который, помимо определения вязкости мас ла, необходим для оценки количе ства прокачиваемого через подшип ник масла, обеспечивающего тре буемый температурный режим при работе подшипника.

Тепловой расчет основан на со ставлении теплового баланса под шипника

где Qтр – количество теплоты, вы деляемое при работе подшипника; Qм – количество теплоты, отводи мое от подшипника при работе с вытекающим маслом; Qст – количе ство теплоты, отводимое через кор пус подшипника.

Среднее количество теплоты при расчете подшипника Qтр определяют по следующей формуле:

где Мтр – момент трения на шейке вала.