Коленчатый вал Советский патент 1992 года по МПК F16C3/14 

Изобретение относится к машиностроению, в частности к конструкции коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания и компрессорных установок

Коленчатый вал является одной из самых массовых деталей в значительной степени определяющей удельные массо-габаритные показатели, ресурс, надежность и в конечном счете стоимость двигателя внутреннего сгорания, который в настоящее время является основным источником энергии. Однако несмотря на достаточность запасов прочности при расчете по общепринятым методикам, случаи поломок коленчатых валов присущи в большей или меньшей мере всем автотракторным двигателям.

Снижение напряжений в концентраторе, вызванным различным соотношением параметров кривошипа, достигается за счет создания переходов путем удаления материала, мало участвующего в работе, выбора форм, расположения и размера щек, коренных и шатунных шеек, масляных каналов в них, а также облегчающих полостей и др Например, сочетание полых шеек с широкой щекой, особенно, когда полость в шейке

имеет бочкообразную форму, приводит к повышению прочности коленчатого вала Смещение полости в шатунной шейке от оси кривошипа также увеличивает предел выносливости конструкции Однако обладает сравнительно невысокой надежностью

Целью изобретения является повышение сопротивления усталости коленчатых валов за счет оптимизации конструктивного исполнения масляных каналов

Указанная цель достигается тем, что масляные каналы в щеках предлагается выполнять в виде соосных отверстий, описываемых двумя радиусами, при этом за счет выбора величины диаметра канала в области перекрытия уменьшаются максимальные напряжения в опасных местах, а также повышается сопротивление усталости коленчатого вала, увеличивается износостойкость инструмента при его изготовлении

Следует отметить, что напряженное состояние кривошипа при наличии масляного канала определяется с одной стороны влиянием концентрации напряжений, а с другой - увеличением податливости щеки, что положительно сказывается на сопротивлении усталости конструкции При этом степень

(Л

С

х| СП

«д Јь

00

VJ

влияния масляного канала на напряженное состояние и сопротивление усталости коленчатых валов будет определяться величиной проекции отверстия на отрезок С-С, определяющий усталостные поломки конструкции.

Величина отрезка С-С

I СС I Vh2 +Ж

Проекция . на отрезок С-С определяется равенством

с - дкан.дкан. 3кан.

COSP cos(90° -a-y} stn(a-fy) Тогда

ICCI Vh2+Ai sln(«+y) SdK3H

h2+A2 ( sin « sin у + cos ОТ. cosy) с)кан

Учитывая, что у - arctg -ft получим

+ дг (sin a4-cos яh

JbFFST

TjEnELйкан

A sin g + hcosfl .

- к

икан

ИЛИ

с1кан. -

Д sfn a + h cos a

йкан. -

ki

С помощью тензометрирования моделей коленчатого вала с масляными каналами различного диаметра экспериментально установлено, что при

A sin a -f h cos о:

cos a

где a - угол наклона масляного канала в плоскости опасного сечения; h - толщина щеки; ki 4,3-4,4; щ 1,4-1,5-коэффициенты, определяемые экспериментально, наблюдается снижение максимальных напряжений. Дополнительные исследования, проведенные с помощью метода конеч- ных элементов, свидетельствуют о снижении напряжений при

йкан. -

h cos a + Л sin a 5

I

П2 h

cos a

где k2 4,3-4,4; n.2 1,1-1,6 - расчетные коэффициенты.

Поскольку наблюдается некоторый разброс границ, целесообразно ограничения выбирать как пересечение области значений соответствующих расчетных и экспериментальных величин, т.е.

Окан. -

h cos a + A sin a

,3- 4,4,

5

0

5

0

5

0

5

0

5

I

,4-1,5;

ni h cos a

На фиг, 1 показан кривошип коленчатого вала предлагаемой конструкции; на фиг. 2 - график вывода заявляемых ограничений; на фиг. 3 - график зависимости максимальных нормальных напряжений в галтели от величины диаметра канала ., полученный с помощью метода коленчатых элементов; на фиг. 4 - графики зависимости максимальных нормальных напряжений в галтелях от величины расстояния I, полученные с помощью метода конечных элементов; на фиг. 5 - графики зависимости максимальных нормальных напряжений от диаметра канала, полученные с помощью тензометрирования: 1) модель с d«aH 0,0 мм; 2) модель с йкан. 8,0 или 11,0 мм; 3) модель с йкан. 5,0 мм; на фиг. 6 - график зависимости предельного изгибающего момента от диаметра качала йкан., полученный при усталостных испытаниях моделей коленчатых валов.

Конструкция была проверена на примере коленчатого вала двигателя Д-240 Минского моторного завода. Исследования проводились с помощью конечно-элементных моделей кривошипа, допускающих уточнение результатов по данным эксперимента (поляризационно-оптического метода), сравнительных усталостных испытаний моделей коленчатого вала с различными диаметрами масляных каналов, а также испытаний серийной и предлагаемой конструкции коленчатого вала в условиях стендового нагружения,

Расчет с помощью метода конечных элементов был осуществлен в плоскости действия максимальных напряжений, возникающих при изгибе кривошипа моментом так, чтобы в переходе щеки в шатун- ную шейку возникали напряжения растяжения, а в коренную - сжатия. Такое распределение напряжений соответствует наиболее характерным условиям нагружения кривошипа при работе двигателя. За базу приняты конструктивно-технологические параметры серийного коленчатого вала Д-240 Минского моторного завода, где радиус кривошипа R 62,5 мм, диаметр коренных шеек dk 75,0 мм, ширина щеки с 116,0 мм, толщина щеки h 25,0 мм, пере- крытие шеек Д 7,0 мм, материал сталь 45Х, 207-255 НВ, dKan 11.0 мм.

В ходе исследований установлено, что снижение максимальных нормальных напряжений в предлагаемой конструкции на- блюдается при йкан 4,0-5,0 мм (на 8,7% по сравнению с Ькан 8,0 мм и на 7,3% по сравнению с 0,0 мм), Дальнейшее увеличение диаметра канала приведет к значительному ослаблению опасного сече- ния, поэтому расчеты в этой области значительного практического интереса не представляют (фиг.З).

При исследовании влияния глубины сверления установлена и величина 70-75 мм, при которой влияние отверстия с большим диаметром D на напряженное состояние в галтелях не сказывается (фиг.4),

Таким образом, с помощью метода конечных элементов установлены границы па- раметров, описывающих конструктивное исполнение масляных каналов, при котором наблюдается повышение сопротивления усталости

йкан -4,8-5,2 мм

I 60 мм.

Проведенное тензометрирование моделей коленчатого вала с различными диаметрами масляных каналов экспериментально подтвердило установленную расчетную за- висимость (фиг.5).

Однако так как сопротивление усталости деталей не всегда определяется только максимальными нормальными напряжениями в концентраторах, то расчетные зависи- мости были дополнены результатами сравнительных испытаний на усталость, Испытания проводились на стендах, обеспечивающих нагружение полноразмерных моделей. Задаваемая при испытаниях на- грузка (величина изгибающего момента) устанавливалась по статическим тарировочным зависимостям перемещение рычага - нагрузка. Перемещение рычага определялось с помощью микроскопа, нагрузка - по динамометру. Экспериментальная оценка усталостной прочности коленчатых валов Д-240 осуществлялась по известным методикам. В ходе исследований были испытаны полномерные модели коленчатого вала двигателя Д-240, подвергшиеся одинаковой термической обработке. Установлено повышение предела выносливости моделей с диаметром канала Ькан 5 мм (на 10,9% по сравнению с d«3H. 8 и 11 мм, фиг. 6).

Проведены сравнительные испытания на усталость серийной и разработанной конструкции коленчатого вала. Установлено, что предельный изгибающий момент разработанной конструкции превышает предельный изгибающий момент серийного коленчатого вала двигателя Д-240 на 15,2%,

Все это позволяет Заключить, что выявлены новые возможности совершенствования конструкции коленчатых валов путем оптимального выбора параметров, определяющих геометрию масляных каналов.

Формула изобретения

Коленчатый вал, состоящий из коренных и шатунных шеек, отстоящих друг от друга на радиус кривошипа, щек, а также наклонных масляных каналов, проходящих через область перекрытия шеек, отличающийся тем, что, с целью повышения сопротивления усталости путем выбора оптимальной величины податливости конструкции, размеры масляного канала в области перекрытия шеек находятся из выражений

н A slna + h-cosg . .« .., Оканг, ,3- 4,4;

h

|

n .h

,4-1,5,

cos a

кан - диаметр масляного канала; I - глубина сверления, йкан.: h - толщина щеки; а- угол наклона масляного канала; к, n - расчетно-экспериментальные коициенты;

Д- величина перекрытия шеек.

Использование: в конструкциях коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания и компрессорных установок Сущность изобретения1 в предлагаемой конструкции диаметр масляного канала в зоне перекрытия шеек и его длина определяются в зависимости от оптимальной величины податливости конструкции. При этом уменьшаются максимальные напряжения в опасных местах и повышается сопротивление усталости конструкции 6 ил

Фиг. d

Фие.2.

МЛ ь/П-.

г, , пп

сГиг

Фиг.$

Мнзг ,t/fi

1550