ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Поршни из "Двигатели внутреннего сгорания " Исследование напряженного состояния коленчатого вала в исходном состоянии (на новом дизеле) и в процессе эксплуатации проводят как расчетными, так и экспериментальными методами. Коленчатые валы тепловозных дизелей рассчитывают на прочность с учетом концентраторов напряжений, обусловленных резким изменением геометрических форм элементов вала, например на галтелях при переходе шейки в щеку. Выбор схемы расчета [7,35] по разрезной или неразрезной схеме зависит от целей расчета. На стадии проектирования расчетом рациональной схемы и основных размеров коленчатого вала, обеспечивающих решение всего комплекса вопросов динамики дизеля, может выполняться по разрезной схеме [29]. Для учета действительной картины распределения усилий по длине многоколенного вала при условии непрерывности упругой оси вала, возможного учета смещения и деформаций промежуточных опор в условиях эксплуатации необходимо применение расчета вала как многоопорной балки [35]. [c.156] Эпюра распределения напряжений и их значения по окружности галтели шатунной шейки дизеля Д49 приведены на рис. 82. [c.157] Для литых чугунных валов выходящие на поверхность галтели шатунной шейки участки пористости (в зоне наибольшей напряженности) снижают их долговечность в 3—4 раза. Внутренние дефекты отливок своевременно обнаруживаются просвечиванием гамма-лучами радиоактивного кобальта 60 с фотографированием на пленку (гам-маграфирование). [c.157] Большинство поломок коленчатых валов в эксплуатации происходит вследствие различной степени износа и возникновения ступенчатости вкладышей опор вала, что приводит к повышенным динамическим нагрузкам и, как следствие, к преждевременному усталостному разрушению. Помимо мер, устраняющих это явление, усталостную прочность коленчатых валов как при проектировании новых двигателей, так и при усовершенствовании существующих можно повысить конструктивными, а также технологическими методами. [c.157] Конструктивные мероприятия сводятся к приданию элементам вала и их сопряжениям более благоприятных геометрических форм, позволяющих уменьшить коэффициенты концентрации напряжений (увеличение радиусов галтелей, выполнение галтели двумя-тремя сопряженными радиусами, поднутрение галтелей в шейку, расположение смазывающих отверстий в ненапряженных местах и т. д., см. рис. 80, в, г). [c.157] Технологическими мероприятиями могут быть поверхностное упрочнение галтелей обкаткой роликом, а также азотирование всех поверхностей коленчатого вала. В результате обкатки галтелей роликом предел усталости при изгибе может быть повышен на 100—120%. Технологию обкатки разрабатывают с учетом обеспечения минимального биения накатанных валов. [c.157] Азотирование коленчатых валов повышает их усталостную прочность на 20—25% и износостойкость шеек в 2—3 раза. Внедрение азотирования крупногабаритных чугунных валов тормозится вследствие значительных деформаций, получающихся при этом процессе (шлифование вала на 0,15 мм с целью устранения биения частично ликвидирует эффективность азотирования), и большой длительности процесса — до 120 ч. Искривление валов устраняют горячей правкой с выдержкой при температуре 450—520° С в течение 3—5 ч. Правку приходится повторять 3—5 раз, что вызывает процесс вторичной графитцзации и снижения усталостных свойств. [c.157] Перспективными методами упрочнения являются также закалка шеек токами высокой частоты (т. в. ч.) и хромирование. Учитывая отрицательное влияние т. в. ч. и хромирования на усталостную прочность вала, следует сочетать т. в. ч. и хромирование с последующим отпуском и обкаткой галтелей роликом. При этом галтели необходимо защищать от хромирования и т. в. ч. Освоение этих процессов требует специального оборудования, но может оказаться весьма э( ективным. [c.158] Технические требования на коленчатые валы кованые или штампованные из углеродистых или легированных сталей определены ГОСТ 10158—76, а на литые из высокопрочного чугуна—ГОСТ 10167—73. Этими ГОСТами установлены требования к химическому составу материалов, механическим свойством валов, микроструктуре материала и закаленного слоя допускаемые отклонения от геометрической формы и нормальных размеров методы контрольных испытаний маркировка, упаковка, транспортировка и т. д. [c.158] Шатун передает усилия от поршня к коленчатому валу, подвергаясь при этом действию переменной нагрузки от давления газов и сил инерции. Конструкция шатуна должна обладать максимальной жесткостью при минимальной массе и обеспечивать надежную работу подшипников его верхней и нижней головок. Длина I шатуна, т. е. расстояние между осями верхней и нижней головок шатуна, задается в функции радиуса кривошипа. Для современных тепловозных дизелей отношение ЯП колеблется в широких пределах (см. табл. 8). При уменьшении длины шатуна увеличивается нормальное давление поршня на стенку цилиндровой втулки, уменьшается высота дизеля. [c.158] Стержни шатунов обычно имеют двутавровое сечение и после штамповки механически могут не обрабатываться. Средняя часть тавра утолщена для размещения масляного канала и облегчения штамповки. Конструкция поршневой головки шатуна определяется размерами поршневого пальца и способом его крепления. [c.158] В двухрядных У-образных дизелях успешно применяются три основных типа конструкций с прицепным сочленением главного и бокового шатунов (рис. 84) с центральным сочленением вильчатого и внутреннего шатунов с последовательным расположением одинаковых шатунов на одной шейке вала. [c.159] Прицепное сочленение обеспечивает наибольшую жесткость кривошипной головки, а также благоприятное отношение длины и диаметра шеек коленчатого вала. Однако в этом случае существует различная кинематика поршней в главном и боковом цилиндрах, возникают дополнительные нагрузки на стержень главного шатуна и на боковую поверхность поршня, повышаются нагрузки на палец прицепного шатуна. [c.159] При центральном сочленении (дизель 161V17/24 изготовления ВНР) в кривошипной головке вильчатого шатуна из-за недостаточной жесткости могут возникать значительные деформации. [c.159] Последовательная установка одинаковых шатунов на одну шейку вала — наиболее простое конструктивное решение, обеспечивающее однотипность всех шатунов. При этом, правда, смещаются оси цилиндров смежных рядов, возникают дополнительные моменты, изгибающее шатунную шейку вала, и увеличивается длина дизеля. [c.159] Наиболее точный расчет разъемной головки как упругого замкнутого контура переменной жесткости (по сечениям) проводят по схеме, разработанной М. А. Салтыковым, с использованием ЭЦВМ [35]. На рис. 85 кривыми 1 м 2 показаны экспериментальные (результирующие) напряжения от действия сил инерции и давления газов в цилиндре. Показанные на правой стороне проволочные тензодатчики сопротивления были расположены симметрично на обоих сторонах контура в плоскости продольной симметрии узла. [c.160] Действительная картина напряженного состояния позволяет определить усилия затяжки шатунных болтов, принять возможные меры для уменьшения концентрации напряжений. Специальные исследования по шатунам дизелей типа Д49 позволили установить, что для резкого снижения уровня дополнительных усилий при затяжке и деформации степень прилегания зубчатых поверхностей стыков (по краске) должна быть не меньше 70% геометрической поверхности контакта при проверке в свободном состоянии (при незатянутых болтах). Данное требование является также необходимым для сохранения исходной точности отверстия постели при длительной работе и периодических перезатяжках разъемного подшипника в эксплуатации [35]. Достаточная жесткость нижней головки шатуна обеспечивается также введением в правила эксплуатации и ремонта расчетнообоснованных усилий затяжки шатунных болтов. [c.160] Вернуться к основной статье