ДВЗ конспекти лекций нова прог

перевертальний момент сприймають опори двигуна. Крім цього в КШМ діє відцентрова сила інерції Кr , яка діє по осі кривошипа від осі колін вала.

Рис. 7. Графіки сил, які діють у КШМ.а ,1- сила тиску газів Fг; а,2 – сумарна сила;б - сила інерції Fj; в - нормальна сила N; г – сила К; д – крутний момент Мкр ( Т ).

К = S cos ( + ) = F cos ( + )/ cos , (Н) Т = S sin( + ) = F sin( + )/ cos , (Н)

Мкр = Т r, (н м)

2.6. Сили, які діють на шийки колінчастого валу.(самостійно)

На шатунну шийку діють сила S і відцентрова сила Кr ш.к., яка виникає при обертанні маси шатуна. Сила Кr ш.к є складовою відцентрової сили Кr

Кr = (mк. + mш.к.) r 2 = mк. r 2 + mш.к r 2 = Kr .к + Кr .ш .к , (н)

Результуюча сила, яка діє на шатунну шийку, визначається , як векторна сума сил S і Кr .ш .к

Rш.ш = S + Кr .ш .к

Результуюча прикладена до корінної шийки повно опорного валу знаходять графічним складанням сил, які передаються від двох суміжних колін :

Rк.ші = 0,5( R i -1 + R i) = 0,5 ( Rш.ші 1 + Кr .ш .к ) + 0,5( Rш.ші + Кr .ш .к )

Заняття № 10. ЗРІВНОВАЖЕНІСТЬ ДВИГУНІВ

План заняття.

1.Сили і моменти, які викликають не зрівноваженість ДВЗ та їх зрівноваження. 2. Зрівноваження багатоциліндрових ДВЗ.

1.1.Сили і моменти, які викликають не зрівноваженість ДВЗ

Сили, які виникають при роботі двигуна, поділяються на внутрішні і зовнішні. Останні інколи називають вільними. До внутрішніх сил відносять ті, що зрівноважуються силами реакції у середині ДВЗ і не передаються на його опори. Це сила тиску газів та сили тертя. До зовнішніх відносять сили, які спроможні викликати коливання двигуна і сприймаються його опорами. До них відносять сили інерції, силу тяги вентилятора системи охолодження, сили реакції відпрацьованих газів, маси рідин, що рухаються, та інші. Зовнішні сили можуть бути зрівноваженими і не зрівноваженими. Зрівноваженими називаються сили, рівнодіюча яких дорівнює нулю і які у багатоциліндровому двигуні не дають як результат не зрівноваженого моменту.

Не зрівноважені сили іноді досягають великих значень. Вони передаються на корпус двигуна і через його опори - на раму автомобіля; викликають вібрацію і двигуна, і автомобіля, внаслідок чого можливі порушення кріплення агрегатів та деталей, а при появі резонансу їх поломки; спотворюють показники контрольних приладів; підвищують утомлюваність водіїв та пасажирів. Тому однією з основних вимог, яку ставлять до кожного транспортного двигуна, є забезпечення необхідної зрівноваженості. Із всіх не зрівноважених сил основним джерелом вібрації є сили інерції мас, що обертаються разом з колінчастим валом (відцентрові) KR, і мас, що рухаються зворотно-поступально Fj. Якщо ці сили залишити не зрівноваженими для окремих циліндрів, то разом вони можуть привести до появи не зрівноважених повздовжніх моментів. Моменти МR, які створюються відцентровими силами, постійні за значенням і діють у площинах, які проходять крізь геометричну вісь колінчастого вала. Інакше кажучи, ці моменти ніби обертаються разом з колінчастим валом.

Моменти від сил інерції мас, що рухаються зворотно-поступально М j, змінні за значенням, вони діють у площинах, які проходять через осі циліндрів. Крім згадуваних не зрівноважених сил і моментів, у всякому поршневому ДВЗ діє перевертальний момент Мпер , що дорівнює крутному моменту Мк і направлений протилежно йому.

Він завжди залишається не зрівноваженим. Тому цілком зрівноважити поршневий ДВЗ неможливо, і подалі мова піде про зрівноваженість без урахування не зрівноваженості Мпер. Двигун внутрішнього згоряння вважається зрівноваженим, якщо при сталому режимі роботи він діє на свої опори з зусиллями,

незмінними за значенням і напрямком, які в окремому випадку дорівнюють нулю. Зрівноваженість ДВЗ досягається, в основному, двома способами: по-перше, вибором такої

схеми розміщення циліндрів і кривошипів колінчастого вала, при якій не зрівноважені для окремих циліндрів сили або моменти інерції взаємно зрівноважуються; по друге, застосуванням допоміжних мас - противаг, які створюють нові сили інерції, що дорівнюють не зрівноваженим і протилежно направлені цим силам або моментам від них.

1.2.Загальні умови зрівноваженості ДВЗ. Критерії зрівноваженості

Звичайно в автомобільних та тракторних двигунах внутрішнього згоряння аналізують зрівноваженість лише найбільших за значенням сил інерції (відцентрових KR та створених масами, що рухаються зворотно-поступально Fj, які умовно підрозділяють на перший та другий порядок:

FjI і FjII), а також моментів від цих сил, відповідно MR, М jI, і М jII. Тому загальні теоретичні умови зрівноваженості ДВЗ мають вигляд:

1.3. Зрівноваження одноциліндрового двигуна.

В одноциліндровому двигуні не зрівноважені сили інерції : від обертових мас - KR та від мас, що рухаються зворотно-поступально - FjI і FjII і перевертальний момент Мпер. Одноциліндровий двигун можливо зрівноважити тільки установкою противаг.

1.3.1. Зрівноваження сили інерції - KR

Для зрівноваження відцентрової сили KR потрібно на продовженні щік кривошипа колінчастого валу на відстані ρпр поставити противаги масою mпр ці маси створять сили інерції Кпр і тоді при умові

коли: 2 Кпр = KR ( умова зрівноваження сили KR) ця сила буде зрівноважена.

Розкриємо значення цих сил: 2mпр ρпрω2 = mr rω2 Задавшись відстанню ρпр знаходимо масу противаги mпр = mr r/2ρпр

Рис. 1. Схема зрівноваження одноциліндрового двигуна.

Для зрівноваження сили інерції першого порядкуFjI потрібно встановити два додаткових валу О1 та О2, які будуть обертатися з кутовою швидкістю ω назустріч один одному, причому кутові швидкості валів О і О1 будуть співпадати. На валах О1 і О2 на однаковій відстані від осі руху поршня поставимо по противазі масою mпр1 на відстані ρпр1 причому противаги будують направлені під кутом α до вертикалі протилежно одна одній. 4Маси mпр1 створять 4 сили Fпр1 Розкладемо сили Fпр1 на дві складові : Fпр1х (горизонтальні) та Fпр1y ( вертикальні) горизонтальні складові рівні по величині але протилежні по напрямку тому вони одна одну зрівноважують і ми ними нехтуємо. Вертикальні складові Fпр1y перенесемо на вісь руху поршня у вигляді вектора

4Fпр1y

направленого вниз, тоді умова зрівноваження буде наступна: 4Fпр1y = FjI розкриємо складові сил та отримаємо наступне: 4 mпр1 ρпр1 ω2cosα = mj r ω2cosα Задавшись відстанню ρпр1 знаходимо масу противаги mпр1 = mj r/4ρпр1

Для зрівноваження сили інерції другого порядку FjII що діє повздовж осі циліндра і змінюється по гармонічному закону з частотою 2ω потрібно поставити ще два додаткових вала О3 і О4 , які будуть обертатися з частотою 2ω протилежно один одному, причому напрямок валів О2 і О3

будуть співпадати. На цих валах по осі руху поршня поставимо по противазі mпр2 на відстані ρпр2 причому противаги будують направлені під кутом 2α до вертикалі назустріч одна одній. 2Маси mпр2 створять 2 сили Fпр2 Розкладемо сили Fпр2 на дві складові : Fпр2х (горизонтальні) та Fпр2y

( вертикальні) горизонтальні складові рівні по величині і направлені назустріч ода одній тому вони одна одну зрівноважують і ми ними нехтуємо. Вертикальні складові Fпр2y перенесемо на вісь

руху поршня у вигляді вектора 2Fпр2y направленого вниз, тоді умова зрівноваження буде наступна:

2Fпр2y = Fj2розкриємо складові сил та отримаємо наступне: 2mпр2 ρпр2 (2ω)2cos2α = mj r ω2cos2α Задавшись відстанню ρпр2 знаходимо масу противаги mпр2 = mj r/8ρпр2

2. Зрівноваження багатоциліндрових двигунів. 2.1.Правила зрівноваження багатоциліндрових двигунів:

1.1 .В двигунах з числом циліндрів більше двох і одним колінчастим валом, в якому кути між кривошипами рівні, сума відцентрових сил Кг і сума сил інерції першого порядку FJ I дорівнює нулю.

(Σ Кг = 0; Σ FjI =0;)

1.2. При попередніх умовах, коли кривошипи вала не розташовані в одній площині то сума сил інерції другого порядку FjII також дорівнює нулю.

2.В двигунах з колінчастим валом, який має дзеркальну симетрію, сума моментів відцентрових

сил дорівнює нулю (Σ Мг = 0;) та сума моментів сил інерції першого і другого порядку дорівнює нулю

(Σ MjI= 0 і Σ МjII =0.)

3.Сума моментів сил інерції другого порядку дорівнює нулю (Σ МjII =0), коли парна кількість

кривошипів, і коли пари кривошипів розташовані на однаковій відстані від середини валу і кут між парами кривошипами валу складає 180°

2.2. Зрівноваження 4-х тактного рядного 4-х циліндрового двигуна.

Кривошипи такого валу розташовані під кутом 180° (720° / і - де і - число циліндрів двигуна.) В цьому двигуні з числом циліндрів більше двох і одним колінчастим валом, в якому кути між кривошипами рівні 180°, сума відцентрових сил Кг і сума сил інерції першого порядку Fj1дорівнює нулю. (Σ Кг = 0; Σ FjI = 0;), тому що кривошипи вала розташоані в одній площині то сума сил інерції другого порядку Fj11 не дорівнює нулю. (Σ FjII = - 4mj r λ ω 2 α ) Тому, що колінчастий вал має дзеркальну симетрію то сума моментів від сил інерції дорівнює нулю (Σ Мг = 0;Σ MjI = 0 і Σ MjII ) Даний двигун не зрівноважений, треба зрівноважити!) FjII.

Зрівноваження 4-х тактного рядного 6 -ти циліндрового двигуна.

Кривошипи такого валу розташовані під кутом 120° (720° / і - де і - число циліндрів двигуна.) В цьому двигуні з числом циліндрів більше двох і одним колінчастим валом, в якому кути між кривошипами рівні 120°, сума відцентрових сил Кг і сума сил інерції першого порядку Fji дорівнює нулю, а тому що кривошипи вала розташовані не в одній площині то сума сил інерції другого порядку Fjn також дорівнює нулю. (Σ Кг = 0; Σ FjI = 0; Σ FjII = 0; )

Тому, що колінчастий вал має дзеркальну симетрію то сума моментів від сил інерції дорівнює нулю (Σ Mr = 0; Σ Μj I = 0 і Σ МjII = 0.) Даний двигун зрівноважений даний двигун зрівноважений із за своєї конструкції і зрівноваження не потребує.

Зрівноваження 4-х тактного V- подібного 6 -ти циліндрового двигуна. Кривошипи такого валу розташовані під кутом 120° (720°/ і - де і - число циліндрів двигуна.)

В цьому двигуні з числом циліндрів більше двох і одним колінчастим валом, в якому кути між кривошипами рівні 120°, сума відцентрових сил Кг і сума сил інерції першого порядку FjI дорівнює нулю, а тому що кривошипи вала розташовані не в одній площині то сума сил інерції

другого порядку FjII також дорівнює нулю. (Σ Кг = 0; Σ FjI = 0; Σ FjII = 0; )

Тому, що колінчастий вал не має дзеркальної симетрії то сума моментів від всіх сил інерції не дорівнює нулю. Даний двигун не зрівноважений, потребує зрівноваження всіх моментів. Часткове зрівноваження моментів здійснюється шляхом постановки кінцевих противаг під кутом 30° до вертикалі.

Рис. 2. Схема постановки кінцевих противаг 4-х тактного V- подібного 6 -ти циліндрового двигуна.

Зрівноваження 4-х тактного V- подібного 8 -ми циліндрового двигуна. Куть між кривошипами колінчастого валу може бути 90° та 180°. Спочатку роздивимося плоский вал

(кут -180° )

В цьому двигуні з числом циліндрів більше двох і одним колінчастим валом, в якому кути між кривошипами рівні 180°, сума відцентрових сил Кг і сума сил інерції першого порядку Fji дорівнює нулю. (Σ Кг = 0; Σ FjI = 0;), тому що кривошипи вала розташовані в одній площині то сума сил інерції другого порядку Fjn не дорівнює нулю. (Σ FjII = - 8mj 2 α ) Тому, що колінчастий вал має дзеркальну симетрію то сума моментів від сил інерції дорівнює нулю

(Σ Mr = 0; Σ Μ ji = Ο і Σ Мщ = 0.) Даний двигун не зрівноважений, треба зрівноважити Σ Fjn.

Роздивимося хрестоподібний вал вал (кут = 90°)

В цьому двигуні з числом циліндрів більше двох і одним колінчастим валом, в якому кути між кривошипами рівні 90°, сума відцентрових сил Кг і сума сил інерції першого порядку FjI дорівнює нулю. (Σ Кг = 0; Σ FjI = 0;), тому що кривошипи вала розташовані не в одній площині то сума сил інерції другого порядку FjII також дорівнює нулю. (Σ Кг = 0; Σ FjI =0; Σ FjII = 0; )

Тому, що колінчастий вал не має дзеркальної симетрії то сума моментів від всіх сил інерції не дорівнює нулю.

Сума моментів сил інерції другого порядку дорівнює нулю Σ МjII = 0, тому що парна кількість кривошипів, і пари кривошипів розташовані на однаковій відстані від середини валу і кут між парами кривошипами валу складає 180°

Даний двигун не зрівноважений, треба зрівноважити моменти Σ Мг і Σ Μ jI

При хрестоподібному валі моменти Σ Мг і Σ Μ jI - зрівноваження моментів здійснюється шляхом постановки кінцевих противаг під кутом 18° 26 до вертикалі.

Рис. 3. Схема постановки кінцевих противаг 4-х тактного V- подібного 8 -ми циліндрового двигуна. Момент від відцентрової сили дорівнює:

Заняття №11. Кривошипно-шатунний та газорозподільний механізми План заняття

1.Вимоги до КШМ та ГРМ.

2.Умови роботи деталей КШМ і ГРМ

3.Типи ГРМ та їх порівнювальна оцінка.

4.Конструкція, матеріал виготовлення деталей КШМ і ГРМ

1.Кривошипно - шатунний механізм

1.1. Вимоги до КШМ.

1.2. Конструкція деталей і матеріал виготовлення.

1.3. Конструктивні і технологічні заходи , які направлені на підвищення надійності і довговічності деталей КШМ.

1.1.Основні вимоги до корпусних деталей КШМ:

1.1.1. Жорсткість, міцність ( блоку циліндрів, головки блоку, силових шпильок, корпусів підшипників колінчастого валу).

1.1. 2. Стійкість проти спрацювання ( циліндр, поршень, підшипники).

1.1.3. Щільність матеріалу ( блоку, головки блоку) , які повинні забезпечувати відсутність втрат рідини і повітря, що рухаються по каналах.

1.1.4. Мінімальні габарити і маса. 1.1.5. Технологічність виготовлення. 1.1.6. Низька собівартість.

1.2.1. Конструкція нерухомі групи деталей кривошипно-шатунного механізму

Деталі КШМ (рис. 1) можна умовно поділити на дві групи: рухомі та нерухомі. До нерухомих відносяться блок циліндрів та головка циліндрів. Вони складають основу двигуна. У більшості автомобільних двигунів використовується блок-картер: єдиний відливок блоку і картера, який має підвищену жорсткість.

Найбільш поширеними є дві силові схеми блок-картерів (рис.1):

1)несучий блок циліндрів, коли блок циліндрів і гільзи відпиваються як одне ціле (двигуни ВАЗ, МеМЗ-245), в цьому випадку стінки блока навантажуються газовими силами;

2)несучий блок оболонки циліндрів, коли відливається блок без гільз циліндрів і використовуються вставні гільзи (3M3-53, ЗІЛ-ІЗО, КамАЗ, УМЗ-412).

Рис 1. а - з несучим блоком циліндрів; б - з несучим блоком оболонки циліндрів Матеріали блок-картера з несучим блоком циліндрів - сірий дрібнозернистий чавун, часто легований хромом, нікелем, титаном; несучий блок оболонки циліндрів виготовляється із чавуну

(3IJI-130, КамАЗ),

СЧ18; СЧ21; СЧ 24; СЧ30, або з алюмінієвих сплавів АЛ4, АЛ9(3M3-53, УМЗ-412,ЗМЗ-24). Товщина стінок і перегородок, частин картера дорівнює 4…7 мм. Блоки з алюмінієвих сплавів

мають товщу стінку на 1…2мм. При застосуванні прогресивних технологій ( лиття під тиском у металеві форми)

Дозволяє знизити товщину чавунних стінок до 3,2…3,5мм. Для карбюраторних двигунів дають перевагу блокам з алюмінієвих сплавив, які майже у 4 рази легше від чавунних. Ширина картера визначається траєкторією крайньої зовнішньої головки шатунного болта. Мінімальна

відстань від стінки картера не перевищує 10…15мм. Довжина блока залежить від кількості циліндрів і міжосьової відстані між циліндрами

Гільзи циліндрів бувають сухі та мокрі (якщо вони омиваються охолоджуючою рідиною), матеріал - сірий перлітної структури чавун; мокрі гільзи повинні мати два направляючі центруючі пояси: верхній та нижній, утримуючий буртик, а також ущільнення. Гільзи виготовляють з сірого перлітного чавуна, рідше сталь і алюмінієві сплави ( малопотужні двигуни). Для зміцнення гільз застосовують різні методи термообробки: цементацію, азотування, гартування СВЧ, пористе хромування. Материал гільз циліндрів:

СЧ15; СЧ24 (перлітної структури), стальні з присадкою алюмінію 35ХЮА; 35ХМНЮА; 38ХМЮА з наступною термообробкою для зміцнення поверхонь тертя.

Для ущільнення газового стику між блоком циліндрів і головкою застосовують прокладки, найчастіше вони металоазбестові, тобто складаються з двох листів азбестокартону, накладених на сталеву сітку або сталевий перфорований лист.

Головка циліндрів забезпечує герметизацію верхньої частини блока циліндрів. Спільно з днищами поршнів головка циліндрів утворює камеру згоряння. Залежно від напрямку руху робочої суміші на впуску і відпрацьованих газів на випуску застосовуються дві основні форми головок циліндрів:

головка циліндрів з одностороннім розміщенням газових каналів. Впускні та випускні канали розміщені з однієї сторони головки. Розміщення клапанів однорядне. Така головка раціональна в автомобілях з поперечним розміщенням двигуна;

головка циліндрів з розміщенням каналів з різних сторін. Це забезпечує рух потоку газів на впуску і випуску по діагоналі. Розміщення клапанів дворядне.

Головки блока циліндрів виконують суцільними для всього блока циліндрів або індивідуальними для кожного циліндра.

На двигунах вантажних автомобілів часто застосовують окремі головки для кожного циліндра. В них рівномірніше розподіляються навантаження, полегшується герметизація камери згоряння.

Рис. 2. Нерухомі деталі кривошипно-шатунного механізму:

1- передня кришка; 2-прокладка головки циліндрів; 3-камера згоряння; 4-головка циліндрів; 5- гільза; 6-прокладка; 7-блок циліндрів; 8-прокладка головки циліндра; 9-індивідуальна головка циліндра; 10-прокладка; 11-кришка головки циліндра; 12-болт; 13-болт кріплення головки; 14випускний патрубок; 15-болт; 16-кришка корінного підшипника; 17-болт;

На двигунах легкових автомобілів і вантажних автомобілів малої вантажопідйомності зазвичай встановлюється одна спільна головка для всіх циліндрів.

Конструкція головки значною мірою залежить від типу двигуна (дизелі, чи двигун з іскровим запалюванням), типу системи охолодження, типу та форми камери згоряння, розташування клапанів і т.д.

До елементів корпусу двигуна належать також корінні підшипники; їх кришки закріплюються болтами або шпильками. Для алюмінієвих картерів застосовують тільки шпильки, а для чавунних -

як болти, так і шпильки. Вкладиші корінних підшипників встановлюють у розточку картера та кришки з натягом. Від провертання та осьових переміщень вкладиші фіксуються відігнутими вусиками.

Розрахунок нерухомих деталей Циліндри блочної конструкції розраховують на розтяг по твірній циліндра (рис. 9.4), МПа: σρ

=

Рис. 3. Розрахункова схема циліндра

де Рz -максимальний розрахунковий тиск газів в циліндрі, МПа; D - діаметр циліндра, м;

δ ц - товщина стінки циліндра, м.

Допускається приймати [σρ], МПа: для чавунних гільз - 40…60 МПа; для стальних гільз –

80…120 МПа;

для чавунних циліндрів без гільз -20…40 МПа Шпильки кріплення головки блока розраховують на розрив у небезпечному перерізі під дією

сили, що виникає при затяжці гайок. Сила попередньої затяжки шпильки, МН:

Рз= /1,25...1,5/ Рz Fr,

Рz - максимальний тиск при згоранні, МПа; Frплоща обмежена краєм прокладки навкруги камери згорання, м2: при верхньому розміщенні клапанів - Fr = /1,1... 1,3/ Fn.

Сумарна розрахункова сила, що діє на шпильки, МН:

Рр=Р3 + Pz Fr.

Сумарна сила, яка приходиться на одну шпильку МН: Рр1 = Рр/z ;. z – число шпильок на одному циліндрі (z = 4…6).

Напруження розтягу в шпильці, МПа σρ = Рр1/ F0

де F0 - площа мінімального поперечного перерізу по внутрішньому діаметру різьби, м2; σρ< [ σρ] = 100... 150 - для вуглецевих сталей; σρ< [ σρ] = 250...300 - для легованих сталей,

МПа.

Матеріал силових шпильок повинен мати якомога більшу межу пружності, виготовляють їх у більшості випадків з легованих сталей (40Х, 18 ХНВА та інших).

1.2.2. Конструкція рухомої групи деталей кривошипно-шатунного механізма.

До рухомих деталей належать поршні, поршневі кільця, шатуни, колінчастий вал. Поршень забезпечує передачу зусиль на шатун, герметизує камеру згоряння та відводить

тепло в систему охолодження. Вимоги до поршнів суперечливі. Поршні мають бути легкими для зменшення сил інерції і в той же час достатньо міцними. Так як вони працюють в умовах високих температур та перемінних за значенням і напрямком сил тиску газів і сил інерції, які за характером близькі до ударних.

Поршні мають форму перевернутої склянки і конструктивно складаються з головки і юбки. Крім того, за функціональними ознаками можна виділити:

-жаровий пояс - відстань від торця днища поршня до канавки під перше компресійне кільце;

-ущільнюючий пояс, який охоплює зону поршневих кілець і забезпечує герметизацію камери згоряння;

-направляючий пояс по довжині юбки, який забезпечує положення поршня, співвісне до осі циліндра;

- бобишки або вузол з'єднання поршня з шатуном.

Верхня площина поршня - днище може бути плоским, випуклим або ввігнутим. В дизелів з нерозділеними камерами згоряння форма днища поршня наближається до форми факела розпилюваного палива. Бокова сила N, що діє на поршень, навантажує тільки частину бокової поверхні юбки з кутом при вершині β > 80 ... 100°. Неробоча частина юбки під час роботи завдяки нагріву деформується таким чином, що її розміри в напрямку осі пальця зростають.

Рис. 4. Рухомі деталі КШМ:

1 - шків; 2 - храповик; З - шестерня; 4 - шайба; 5 - біметалеві шайби; 6 - вкладиш корінного підшипника; 7 - шатунна шийка; 8 - корінна шийка; 9 - щока; 10 - масляний канал; (і - шатун; 12 - поршень; 13 - дренажна канавка; 14 - маслоскидний гребінь; 15 - маслозгінна канавка; 16 - зубчастий вінець; 17 - набивка; 18 - підшипник; 19 - фланець; 20 - болт; 21 - маховик; 22 - прокладка; 23 - набивка; 24 - кришка корінного підшипника; 25 - масляний канал; 26 - заглушка; 27 - вусик; 28 - антифрикційний шар; 29 - противага

Для того, щоб уникнути заїдання поршня в циліндрі його юбці надають в поперечному перерізі еліптичну або овальну форму.

У бензинових двигунах можуть застосовуватись поршні таких конструкцій:

-монометалеві поршні без прорізів;

-монометалеві поршні з поперечними та повздовжніми прорізами П - подібної або Τ - подібної форми на юбці для зменшення нагрівання юбки при роботі та підвищення її пружності;

-біметалеві поршні з терморегулючими (інварними) вставками в направляючому поясі; інвар

-нікелевий сплав з 36% Ni та 64% Fe. При нагріванні поршнів стальні або інварні пластини, які мають менший коефіцієнт лінійного розширення (в 10 раз) перешкоджають тепловому розширенню направляючого пояса. За рахунок цього такі поршні допускають менші монтажні зазори.

Поршні дизелів працюють в більш важких умовах, їх виготовляють з потовщеними стінками, прорізи на юбці не роблять.

Матеріали для виготовлення поршнів - алюмінієві сплави з додатками міді, кремнію, нікелю, магнію, титану. (АЛ-1; АК-2; АК-4)

Поршневі кільця за призначенням розділяються на компресійні та маслознімні. Компресійні кільця працюють у важких умовах, особливо верхнє. Для надійного ущільнення бажано, щоб кільце притискувалось до стінки циліндра з рівномірним тиском протягом всього строку служби. Для цього їх виготовляють з початковим нерівномірним тиском по колу в більшості випадків з сірого чавуну. Найбільш просту форму мають кільця прямокутного перерізу, кільця конічного перерізу (рис. 9.6, поз. 2 і 6) краще приробляються, а трапецієвидні кільця менш схильні до пригоряння. Маслознімні кільця призначені для регулювання кількості масла на стінках гільзи циліндрів. їх виготовляють суцільнометалевими з прорізями (рис. 9.6, поз. 8) або набірними з декількох кілець.

Рис. 5. Форми поршневих кілець: а - дизелі; б - двигуни з іскровим запалюванням; 1 - трапецієвидне; 2 - з конічною поверхнею; 3 - з конічною поверхнею і підрізом; 4 - маслознімне з розширювачем; 5 - бочкоподібної форми; 6 - з конічною поверхнею зі скосом; 7 - з підрізом; 8 - маслознімне з дренажними отворами і вузькою перемичкою; 9 - маслознімне набірне.

Поршневі пальці. Поршневий палець під час роботи зазнає дії високих механічних навантажень, змінних за величиною і напрямком. Під дією ударних навантажень у поршневому пальці виникають напруги згинання, стиснення і зрізу. Крім того, палець спрацьовується по зовнішній робочій поверхні.

Отже, поршневий палець повинен бути міцним, оскільки він передає великі зусилля на шатун; жорстким, щоб прогинання його не досягало значної величини, бо це призводить до швидкого спрацювання опорних поверхонь; легким, оскільки він бере участь у зворотнопоступальному русі поршня і велика маса його збільшуватиме сили інерції поступально рухомих мас.

Конструкція поршневого пальця залежить від типу з'єднання пальця з поршнем і шатуном. За видом з'єднань пальця з шатуном і поршнем розрізняють два основні способи кріплення пальця:

-палець нерухомо закріплений в головці шатуна і може повертатися в бобишках поршня;

-палець вільно повертається в головці шатуна і в бобишках поршня (плаваючий палець), але

зпоршня не висовується.

Палець, закріплений у головці шатуна, затягують болтом, який потім шплінтують. Верхня, головка шатуна при такому способі кріплення на спрацювання не впливає; тому її довжину зменшують, а це веде до зменшення маси шатуна і скорочення розрахункової довжини пальця, а отже, його прогинання. Збільшення опорної поверхні бобишок за рахунок зменшення довжини головки, пов'язані із зменшенням відстані між опорами пальця, визначають порівняно малий ступінь спрацювання тертьової поверхні пальця.

Плаваючий палець не закріплений ні в поршні, ні в шатуні, а вільно повертається як в бобишках поршня, так і у верхній головці шатуна. Внаслідок цього плаваючий палець спрацьовується менше, причому рівномірно по всій зовнішній поверхні, що є основною перевагою цієї конструкції порівняно з описаною вище. Плаваючий палець зручний при монтажі; для нього менш можливе заїдання.

Обмежують осьове переміщення плаваючого пальця пружинними кільцями, встановленими в проточках бобишок поршня, або заглушками з м'якого металу (алюмінію чи латуні).

Пружинні замки виконують у вигляді кілець круглого або прямокутного перерізу (рис. 120, а). Найбільш простими у виготовленні є пальці з циліндричною поверхнею. Для зменшення ваги

внутрішні поверхні пальців роблять конічними.

Матеріал для виготовлення пальців повинен мати високу міцність і в'язкість. Ці вимоги задовольняють сталі 20, 15Х, 15ХА, 15ХМА,

20Г та ін. Пальці для форсованих двигунів (наприклад, Д-12А) виконують з високолегованих сталей І2Х2Н4А, 12XH3A і 18ХНМА.

Для одержання твёрдого зносостійкого поверхневого шару та досить міцної і в'язкої, серцевини поршневі пальці цементують на глибину 0,8—1,7 мм з подальшим загартуванням та відпуском.

Для пальців карбюраторних двигунів використовують сталі 45, 45ХА. Зовнішню поверхню таких пальців загартовують за допомогою струмів високої частоти на глибину 1—1,5 мм. Після термообробки твердість зовнішньої циліндричної поверхні пальця повинна становити HRC = 55 —

65.

Для підвищення втомної міцності зовнішню циліндричну поверхню пальця шліфують і полірують. Чистота обробки поверхні повинна відповідати приблизно 10-му класу.