22.02.2013

| Печать |

 
ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ, ВЛИЯЮЩИЕ НА ТЕХНОЛОГИЮ ИХ РЕМОНТА

В настоящее время можно выделить несколько направлений (или школ) конструирования двигателей. По конструкции и внешнему виду двигателя довольно четко можно провести границы немецкого, американского и японского направления, хотя в последние годы, различия становятся уже не так заметны, как, например, 10 или 15 лет назад. Для двигателя немецкого производства характерна определенная основательность - достаточно высокие поршни, увеличенные диаметры шеек коленчатого вала, поршневых пальцев, стержней клапанов, качественные материалы основных деталей, обеспечивающие высокие ресурс и надежность.
Здесь нередко встречаются довольно сложные конструкции, однако и они остаются надежными из-за высокого качества исполнения и материалов. Американская школа выделяется обычно большими размерами и литражом двигателей. Пока здесь все еще господствуют низкооборотные двигатели с большим рабочим объемом и нижним расположением распределительного вала, однако в последние годы стало заметно ощущаться японское влияние. На смену тихоходам приходят двигатели с двойными распределительными валами, турбонаддувом, короткими легкими поршнями. И все-таки американский двигатель по-прежнему узнаваем - под капотом американских автомобилей места достаточно. Поэтому наружные детали двигателя часто имеют вполне свободную конфигурацию, не ограниченную соображениями экономии металла, габаритов, удобства обслуживания.
Главная черта японской школы - компактность. Строго использован каждый миллиметр высоты или ширины, каждый грамм металла. Строжайшая экономия и простота конструкции - вещи вполне совместимые. Поэтому там, где в Германии ставят два распределительных вала, в Японии для привода четырёх клапанов на цилиндр иногда вполне достаточно одного.
Минимальные габариты характерны здесь для всех деталей - от шеек коленчатого вала и поршней до стержней клапанов. Высокая прочность деталей часто достигается здесь не за счет легирования металла, а специальной технологией изготовления. Внешний вид двигателя японского происхождения также легко узнаваем из-за простых ажурных форм наружных элементов и деталей, а также большого числа трубопроводов и шлангов. Общими тенденциями для современных двигателей являются уменьшение диаметра и высоты поршня при увеличении числа цилиндров, уменьшение диаметров подшипников коленчатого вала, переход к многоклапанным головкам блока, новым, ранее не применявшимся материалам и технологиям. Огромное многообразие конструкций двигателей различных фирм далеко не всегда позволяет дать универсальные рекомендации по ремонту.
При общих для всех конструкций принципах ремонта необходимо представлять особенности конструкции отдельных узлов и деталей различных двигателей. В противном случае при ремонте могут быть допущены ошибки, которые в дальнейшем приведут в лучшем случае к повторной переборке двигателя. а в худшем - к его неремонтопригодности.

2.1. Блок цилиндров

Блок цилиндров (или блок-картер) воспринимает нагрузки от вращающихся и поступательно движущихся деталей. Наиболее распространенные рядные четырехцилиндровые двигатели обычно имеют блок, отлитый из серого легированного чугуна. При этом гильзы цилиндров отлиты за одно целое с блоком, образуя рубашку охлаждения между гильзами и наружными стенками. Блок цилиндров имеет в нижней части отверстия - т.н. постели для вкладышей подшипников коленчатого вала. Постели обрабатываются на специальном прецизионном оборудовании с высокой точностью.
Технология обработки блока предполагает: соосность отверстий всех постелей блока; одинаковый размер (диаметр) всех постелей (за исключением специальных конструкций); перпендикулярность осей постелей и цилиндров; параллельность плоскости разъема блока с головкой и оси постелей; параллельность осей постелей вспомогательных и распределительного валов (если они установлены в блоке) оси постелей коленчатого вала. Практика показывает, что все отклонения от перпендикулярности и параллельности не должны превышать половины рабочего зазора деталей. При зазоре 0,04+0,06 мм это составляет не более 0,02+0,03 мм. Постели в блоке образованы с помощью крышек коренных подшипников, болты которых перед обработкой затягиваются с определенным моментом. Форма и размер отверстий постелей после обработки обычно в той или иной степени зависит от момента затяжки болтов. Поэтому при сборке двигателя после ремонта следует придерживаться рекомендаций завода- изготовителя. Крышки подшипников обычно стягиваются болтами диаметром 10+12 мм, редко - больше.
Момент затяжки болтов зависит от конструкции, в среднем для резьбы М10 он составляет 65+80 Нм, для М12 — 90+110 Нм. Момент затяжки болтов коренных крышек у некоторых двигателей влияет на геометрию (деформацию) цилиндров, особенно, нижней их части. Крышки коренных подшипников обязательно центрируются на блоке, чем обеспечивается необходимая форма постели после затяжки болтов (отсутствие перекосов, овальности и конусности). Это достигается различными способами. Наиболее распространено центрирование по боковым поверхностям, как наиболее простое в производстве, хотя этот способ не обеспечивает идеальной геометрии постели. Довольно часто встречается и более точное, но сложное центрирование с помощью втулок, установленных в отверстиях блока и крышек. Редко применяется центрирование крышки двумя штифтами (вариант г).
Резьбовые отверстия в блоке обязательно имеют поднутрение, в противном случае при затягивании болтов возможна деформация плоскости стыка с крышкой, из-за чего постель будет иметь неправильную форму. Крышки коренных подшипников ставятся на блок согласно номерам, выбитым на них в порядке возрастания обычно в сторону коробки передач.
Однако на некоторых двигателях (ряд моделей NISSAN, HONDA и др.) крышки изготовлены (отпиты) как одна деталь. При этом крышки связаны друг с другом перемычками. Такая конструкция повышает жесткость блока. На некоторых двигателях NISSAN крышки коренных подшипников устанавливаются отдельно, после чего связываются специальной рамой, закрепляемой теми же болтами. Повышают жесткость и дополнительные болты, стягивающие боковые стенки картера с крышками, причем встречаются различные варианты таких конструкций (AUDI, BMW). Жесткость является весьма важной характеристикой блока, которая определяет упругие деформации блока под действием различных сил. При работе двигателя коленчатый вал испытывает изгибающие нагрузки от сил давления газов и сил инерции, передаваемых через шатуны от поршней. От коленчатого вала нагрузки передаются на коренные опоры коленчатого вала и изгибают блок. При его недостаточной жесткости это может привести к ускоренному износу подшипников и выходу двигателя из строя. Жесткость блока на изгиб обычно увеличивается при увеличении расстояния от плоскости разъема коренных подшипников до нижней плоскости разъема блока и поддона картера, а также с увеличением ширины блока, толщины стенок. Особенно это важно для рядных многоцилиндровых двигателей (с числом цилиндров 5-6).
Жесткость и прочность конструкции увеличивают также питые поддоны, выполняемые, как правило, из алюминиевых сплавов (MERCEDES-BENZ, BMW, VOLKSWAGEN и др.) с различными ребрами жесткости и усилителями. Иногда питые поддоны снабжаются внешним оребрением для охлаждения масла. Недостатком таких конструкций по сравнению со стальными штампованными поддонами (а) является опасность их разрушения при наезде автомобиля на препятствие и последующая сложность ремонта. Сочетание преимуществ двух вариантов возможно в комбинированных конструкциях (MERCEDES-BENZ), в которых основная алюминиевая часть снизу имеет небольшой штампованный поддон, обладающий возможностью деформации. Исключительная жесткость блока и его опор достигнута на некоторых двигателях AUDI-VOLKSWAGEN, PORSCHE, TOYOTA и последних VOLVO и RENAULT. Здесь нижняя часть алюминиевого блока отлита как одно целое с крышками и является также как бы верхней частью поддона, а сам поддон имеет весьма небольшую высоту. На некоторых дизельных двигателях (ALFA-ROMEO, ROVER) разъема блока по коренным опорам нет. Разъемными сделаны сами опоры, имеющие наружный диаметр больше, чем диаметр противовесов коленчатого вала. Сборка вала с опорами производится в направлении вдоль его оси.
Несмотря на большую жесткость, данная конструкция (так называемый «туннельный» блок) не получила распространения из-за сложности и увеличенной массы. Следует отметить, что чем больше упругие деформации деталей, тем выше, как правило, их износ. Деформация блока или вала приводит к искривлению осей постелей и шеек коленчатого вала. В этом случае появляется износ, неравномерный по ширине шейки. Более того, нагрузка, передаваемая от вкладышей к постели, при периодическом искривлении осей приводит к износу поверхностей самих постелей. Такая ситуация характерна, например, для шатунных подшипников длинных валов с малым количеством опор (например, четырехопорный вал рядного шестицилиндрового двигателя). В верхней части блока цилиндров находятся гильзы цилиндров, отлитые за одно целое со всем блоком.
В большинстве конструкций сверху и снизу они связаны с наружной рубашкой блока верхней плоскостью и верхним сводом картера; толщина стенки гильзы чугунного блока составляет в среднем 5+7 мм. Встречаются блоки со стенками 10+12 мм (некоторые бензиновые и большинство дизельных двигателей). Вокруг каждого цилиндра выполнены резьбовые отверстия для болтов крепления головки блока. Резьбовые отверстия не связываются напрямую с гильзой, что уменьшает деформацию гильзы при затяжке болтов головки. Небольшая деформация гильз при затяжке все равно проявляется, но обычно не превышает 0,010+0,015 мм, хотя может значительно увеличиться при излишнем затягивании болтов головки. Между гильзами цилиндров иногда выполняют протоки охлаждающей жидкости.
Такой блок менее чувствителен к перегреву, температурная деформация гильз при нагреве и охлаждении двигателя невелика, реже прогорает прокладка головки блока, особенно между цилиндрами. Однако габаритные размеры двигателя при этом возрастают, а жесткость уменьшается, вследствие чего подобная конструкция на современных двигателях применяется редко. Более распространена конструкция без протока между гильзами, причем на некоторых двигателях толщина перемычки между цилиндрами уменьшена до 4,5+5,0 мм. Иногда для того, чтобы уменьшить вероятность перегрева верхней части перемычки между гильзами и прогара прокладки, перемычку подрезают на некоторую глубину со стороны верхней плоскости. Для уменьшения температурных деформаций такие блоки требуют обычно более толстых стенок гильз.
Блоки данной конструкции отливаются из легированного чугуна, обеспечивающего необходимую износостойкость пар трения "гильза - поршневые кольца" и "гильза - поршень". При этом поверхности цилиндров термически или химически не обрабатываются, и на них не наносится каких-либо покрытий. В процессе длительной эксппуатации поверхности цилиндров могут несколько упрочниться вследствие воздействия повышенной температуры (сгорание, трение) и химических веществ (масло, топливо, продукты сгорания). В результате этого поверхности "закаливаются" на небольшую глубину, а износостойкость цилиндров со временем может увеличиться по сравнению с "новыми" цилиндрами. На дизельных двигателях иногда используются тонкостенные (1,5+2,0 мм) "сухие" гильзы из износостойкого чугуна или специальной стали, запрессованные в блок из менее дорогостоящего серого чугуна, хотя такая конструкция ограничивает ремонтное увеличение диаметра цилиндра. Для сопряжения с другими деталями (коленчатый вал, крышки, головка, коробка передач) применение дефицитного металла необязательно.
Кроме того, чугунный блок цилиндров, имея преимущества в технологичности с точки зрения серийного производства, обладает большой массой. Поэтому иногда находят применение другие конструкции, наиболее распространенными из которых являются алюминиевые блоки с "сухими" или "мокрыми" гильзами, а также с различными износостойкими покрытиями зеркала цилиндров. Двигатели многих моделей фирм HONDA, SUBARU, SUZUKI, а также некоторые последние двигатели VOLVO и GM имеют алюминиевый блок с залитыми в него "сухими" тонкостенными гильзами из износостойкого чугуна. При этом верхняя часть гильз часто не связывается с рубашкой блока для исключения температурных и силовых деформаций. Такая конструкция обеспечивает небольшую массу двигателя, не меняя технологии его ремонта (расточка и хонингование цилиндров в ремонтный размер).
На некоторых современных японских двигателях (TOYOTA), а также на американских, разработанных при участии японских фирм (например, SATURN) блок с "сухими" гильзами не отливают, а спекают из гранул. Это позволяет значительно увеличить легирование алюминия кремнием и уменьшить коэффициент линейного расширения материала блока, приблизив его к коэффициенту линейного расширения чугуна (методом литья получить сплав с содержанием кремния более 14% сложно). Это необходимо и для обеспечения стабильного зазора в коренных подшипниках коленчатого вала, т.к. большой коэффициент линейного расширения алюминиевого сплава при нагревании может дать нежелательное увеличение размера постели на 0,02+0,04 мм. Иногда для исключения этого явления у алюминиевых блоков крышки коренных подшипников делают из чугуна (GM, RENAULT и др.).
На двигателях, устанавливаемых на автомобили представительского класса, некоторые фирмы используют алюминиевые блоки со специальными покрытиями. Так, на V-образном 12-цилиндровом двигателе М120 автомобиля MERCEDESBENZ 600SL, двигателе М70 BMW 750/850, PORSCHE 928 V8, а также AUDI V8 и некоторых других при отливке блока по специальной технологии достигается направленная кристаллизация кремния у поверхности зеркала цилиндров. Последующим травлением поверхности с нее удаляется алюминий, и после окончательной обработки здесь остается чистый кремний.
Такие гильзы в паре с поршнем, имеющем гальваническое покрытие железом, и хромированными кольцами обладают исключительно высокой износостойкостью. Недостатками конструкции являются сложность изготовления и ремонта (требуются специальные ремонтные технологии), а также ее чувствительность к некачественной и недостаточной смазке. Еще реже встречаются алюминиевые блоки со специальным очень твердым гальваническим покрытием цилиндров типа НИКАСИЛ (никель с частицами карбида кремния). Проблемы здесь остаются те же, что и в предыдущем случае, но ремонт более сложен, т.к. из-за малой толщины покрытия возможно только незначительное увеличение диаметра цилиндра. Такая конструкция блока использована на последних двигателях V8 фирмы BMW (модели 730 и 740). На двигателях NISSAN допускается один ремонт (+0,2 мм), причем подобные блоки можно обрабатывать только хонинговальными головками с жесткой подачей абразивных брусков (см. раздел 9.2.). Существенным преимуществом алюминиевых блоков цилиндров с различными покрытиями рабочей поверхности является стабильность зазора между поршнем и цилиндром в широком диапазоне температур, чего невозможно добиться в конструкциях с чугунными блоками или гильзами цилиндров.
При близких коэффициентах линейного расширения алюминиевых сплавов поршня и гильзы цилиндра при увеличении температуры с -20°С до +100°С зазор в цилиндре неработающего двигателя изменяется в пределах 0,02+0,04 мм, в то время как у того же поршня в чугунном цилиндре — от 0,01 до 0,10 мм. Более стабильный зазор позволяет добиться и более высокого ресурса пары "цилиндр-поршень" за счет отсутствия "качания" поршня при слишком большом и "прихватывания" при чрезмерно малом зазоре в цилиндре. Несколько более распространены конструкции алюминиевых блоков с "мокрыми" чугунными гильзами. Их широко применяют, в основном, французские (PEUGEOT, RENAULT, CITROEN) и итальянские (FIAT, ALFA ROMEO) фирмы. Встречается такая конструкция и на некоторых американских автомобилях прошлых пет выпуска (CADILLAC), а также на автомобилях VOLVO с двигателями французской разработки. Здесь нижняя часть чугунной или стальной гильзы вставлена в соответствующую расточку в алюминиевом блоке, причем так, чтобы верхняя плоскость гильзы имела некоторое превышение (0,03+0,07 мм) над плоскостью рубашки блока. Обычно внизу гильза герметизируется резиновыми уплотни- тельными кольцами, а сверху уплотнение по плоскости гильзы достигается сильной деформацией прокладки.
В некоторых конструкциях дизельных двигателей (ALFA ROMEO) гильза в блоке зажата только по верхнему бурту, в то время как остальная ее часть свободна и не испытывает силовых нагрузок от затяжки головки. При этом гильза может быть сделана существенно тоньше, однако для жесткости конструкции приходится увеличивать толщину наружныхстенок рубашки блока и, особенно, его верхней части. Из-за этого подобные конструкции не получили распространения. Для того, чтобы в процессе нагрева или охлаждения двигателя не происходила разгерметизация стыка гильзы и головки блока, резьбовые отверстия у алюминиевых блоков приходится опускать значительно ниже верхней плоскости. Это связано с различными коэффициентами расширения материалов гильзы и блока. Так, конструкция крепления головки алюминиевого блока с "мокрыми" чугунными гильзами, выполненная аналогично традиционным чугунным блокам, при нагреве дает увеличение усилия стягивания головки с блоком при ослаблении сжатия гильзы. В то же время длинные болты или шпильки незначительно уменьшают усилие сжатия гильзы при нагреве.
На некоторых двигателях (VOLVO, RENAULT и др.) используются длинные, так называемые анкерные, болты, стягивающие одновременно головку блока, блок с "мокрыми" гильзами и крышки коренных подшипников коленчатого вала. Такие болты обычно делаются сравнительно небольшого диаметра из материала, имеющего высокую прочность и упругость. При нагреве двигателя алюминиевые детали расширяются, однако усилие стяжки сильно не возрастает из-за большой упругой деформации длинных болтов. На некоторых двигателях прошлых лет выпуска иногда применялись "мокрые" гильзы в чугунном блоке (RENAULT, VOLVO, ALFA ROMEO и др.). В целом блоки с "мокрыми" гильзами, несмотря на определенные достоинства, связанные с уменьшением массы и возможностью применения специальных износостойких материалов гильз, имеют существенные недостатки с точки зрения и эксплуатации и ремонта. В частности, при перегреве двигателя возрастание усилий сжатия гильзы нередко приводит к деформации прокладки с потерей герметичности стыка при последующем охлаждении.
Уплотнение гильзы снизу также нередко со временем теряет герметичность из-за коррозии посадочных поверхностей. При ремонте двигателя растачивание и хонингование гильзы, как правило, не предусматривается вследствие больших трудностей получения правильной геометрической формы цилиндра. В ремонтный комплект поршневой группы из-за этого обычно входят и гильзы, что увеличивает стоимость ремонта, особенно, если двигатель имеет большое число цилиндров. При затяжке болтов крепления головки "мокрые" гильзы обычно деформируются несколько больше, чем гильзы, выполненные за одно целое с блоком. Это связано с большими напряжениями сжатия "мокрых" гильз и требует некоторого увеличения рабочего зазора между поршнем и цилиндром, а, значит, и более высоких и тяжелых поршней. Следует отметить, что при перетяжке болтов головки сама головка блока вследствие превышения гильз над верхней плоскостью блока также может деформироваться вплоть до появления в ней продольных трещин. Двигатели с оппозитным (противоположным) расположением цилиндров (VOLKSWAGEN, PORSCHE, SUBARU) обычно имеют разъемный картер, в котором плоскость разъема проходит через ось коленчатого вала, а при нижнем расположении распределительного вала (VOLKSWAGEN) также и через его ось.
Такие двигатели, как правило, неудобны при обслуживании и ремонте. Сейчас такая схема используется редко и, в основном только фирмами PORSCHE и SUBARU. На одной из последних моделей двигателей фирмы VOLKSWAGEN появилась так называемая схема VR, представляющая комбинацию рядного и V-образного шестицилиндрового двигателя. Если угол развала между цилиндрами мал - порядка 15-20', то при расположении цилиндров в шахматном порядке такой блок будет ненамного длиннее обычного четырехцилиндрового. В то же время в подобной конструкции, в отличие от традиционных V-образных двигателей, необходима только одна общая головка блока цилиндров и невелика ширина всего агрегата. Все это позволило использовать двигатели VR6 на переднеприводных автомобилях малого класса, где традиционным двигателям V6 и R6 не хватает места.
Разработан и 12-цилиндровый V-образный двигатель из двух блоков VR6, а также двигатель VR5. В блоке цилиндров обычно расположены каналы подвода масла к опорам коленчатого вала и к головке цилиндров. У V- образных двигателей с нижним расположением распределительного вала  имеются также каналы подвода масла к опорам распределительного вала и гидротолкателям. Нередко главные каналы выполнены в ещё сквозных отверстий вдоль блока, а с обоих концов таких каналов устанавливаются заглушки. Расположение каналов имеет важное значение в случае разрушения шатуна.
Так, у рядного двигателя низко расположенный канал может быть выбит шатуном вместе с куском стенки блока, что серьезно затруднит последующий ремонт или даже сделает его невозможным. Заглушки масляных каналов у большинства двигателей выполняются с резьбой. На некоторых двигателях (OPEL, TOYOTA) заглушки иногда делаются в виде стальных шариков, забиваемых в отверстие канала при сборке блока. Заглушки в виде пробок также имеют распространение (BMW), причем как для масляных каналов, так и для рубашки охлаждения. С точки зрения ремонта важно, чтобы была возможность при необходимости снять заглушки, когда требуется очистить каналы от частиц грязи и металла (особенно после разрушения шатунных подшипников). Это легко можно сделать при резьбовых заглушках, в то время как пробки могут быть сняты только высверливанием. Шарики же практически не вынимаются, что может привести к повреждению новых подшипников после ремонта из-за попадания в них грязи из глухих полостей масляных каналов.
В блоке могут быть расположены вспомогательные или балансирные валы со своими опорами, к которым также подводится масло (обычно от главного канала). Дополнительно масло подводится и к гидравлическому натяжителю цепи, если он присутствует в конструкции двигателя.

2.2. Кривошипно-шатунный механизм

Кривошипно-шатунный механизм двигателя, включающий коленчатый вал, подшипники и шатуны, предназначен для преобразования возвратно-поступательного движения поршней во вращательное движение коленчатого вала и сил давления газов на поршни в крутящий момент на валу.

2.2.1. Коленчатый вал

Коленчатый вал - одна из наиболее ответственных, дорогостоящих, а также сложных в ремонте деталей. Основные требования к коленчатому валу современного двигателя: высокая точность всех поверхностей, сопрягаемых с другими деталями КШМ; высокая износостойкость и качество поверхностей подшипников скольжения; низкая масса, высокая усталостная прочность; уравновешенность. Коленчатые валы большинства автомобильных двигателей - литые, из высокопрочного чугуна с шаровидным графитом. На высокофорсированных двигателях иногда применяются кованые валы из высокопрочной легированной стали. Коленчатый вал состоит из колен, представляющих собой две щеки 1, соединенные шейкой 2. Поверхности шеек термообрабатываются для повышения их твердости и износостойкости (чугунные - токами высокой частоты ТВЧ, а стальные - азотируются на глубину до 0,5+0,8 мм). Щеки коленчатого вала могут быть как с противовесами, так и без них, причем конструкция вала, количество и расположение шатунных шеек и противовесов определяется конструктивной схемой двигателя.
Диаметры шатунных шеек у большинства двигателей легковых автомобилей лежат в пределах 40+55 мм, а коренных - 50+70 мм. Меньшие значения относятся, в основном, к двигателям малого рабочего объема (до 1600 см3) выпуска после 1980-1985 гг., большие - к двигателям большого объема, а также к дизелям и к двигателям прошлых лет выпуска в целом. Наименьшие размеры шеек имеют, как правило, японские и некоторые европейские двигатели. Следует отметить, что встречаются двигатели с различными размерами коренных шеек на коленчатом валу. Иногда одна или несколько шеек имеют несколько уменьшенный диаметр (обычно на 0,01+0,02 мм). Это делается для увеличения зазора в подшипниках, которые склонны к задирам и подклиниванию (из-за недостаточной прокачки масла). Встречаются также конструкции с увеличенным на 3+5 мм диаметром задней коренной шейки. Обычно это делается на дизелях, где устанавливаются массивные маховики, и задняя опора сильно нагружена (FORD, ALFA ROMEO и др.). Коленчатый вал является прецизионной (т.е. очень точной) деталью.
Диаметры шеек вала и хвостовика обычно выдерживаются с точностью до 0,015 мм. Очень большое значение для нормальной работы коренных подшипников имеет взаимное биение коренных шеек, которое у новых валов не превышает 0,005+0,008 мм. Для работоспособности шатунных подшипников наиболее важным является перекос осей шатунных и коренных шеек, который не должен превышать 0,03+0.05 мм на длине вала. Общие требования ко всем шейкам - овальность и конусность не более 0,005 мм. Для нормальной работы упорного подшипника необходимо обеспечить биение соответствующих торцевых поверхностей коленчатого вала не более 0,01 мм и заданный размер между ними с точностью до 0,015+0,025 мм. Помимо работоспособности подшипников должна быть обеспечена и герметичность сальниковых манжетных уплотнений вала.
Это достигается чистотой и точностью выполнения поверхностей под передний и задний сальники (биение не более 0,01 мм относительно коренных шеек). Если передний сальник работает на поверхности деталей, установленных на хвостовике коленчатого вала (шкив или специальное кольцо), то биение хвостовика также не должно превышать 0,01 мм относительно коренных шеек. Шероховатость поверхности под кромку сальника не должна быть больше RA 0,16 мкм. Биение хвостовика свыше 0,015+0,025 мм сокращает срок службы зубчатого ремня или цепи привода распределительного вала из-за возникновения циклических усилий в этих элементах. Задний фланец коленчатого вала и центрирующий поясок, используемые для посадки и крепления маховика, также должны иметь допуск на биение относительно коренных шеек не более 0,01 мм.
В противном случае маховик получает большой дисбаланс и становится невзаимозаменяемым с коленчатым валом, что является нетехнологичным для ремонта. Все поверхности скольжения коленчатого вала должны иметь высокую чистоту, достигаемую суперфинишной обработкой (полированием) после шлифования. Это позволяет уменьшить износ подшипников и сальников и ускорить их первоначальную приработку за счет сглаживания микронеровностей на рабочих поверхностях. Технологической базой, относительно которой ведется обработка и проверка всех поверхностей вала, является ось передней и задней центровых фасок. Поскольку вал в двигателе вращается в коренных подшипниках, то ось между крайними коренными шейками часто используется как измерительная база при проверке вала на призмах  для определения его деформации.
При работе двигателя на коленчатый вал действуют силы инерции от поступательно движущихся масс (поршень, поршневой палец и верхняя часть шатуна), центробежные силы от неуравновешенных масс и моменты от этих сил. Силы инерции и моменты от них при вращении вала с постоянной частотой изменяются как по величине, так и по направлению, в то время как центробежные силы по величине остаются постоянными. Различают силы и моменты первого порядка, изменяющиеся с частотой вращения, и второго порядка, изменяющиеся с частотой, вдвое большей частоты вращения. Силы и моменты, действующие на вал, через подшипники вала передаются на блок цилиндров и далее через опоры двигателя на кузов автомобиля. При этом двигатель считается уравновешенным, если на его опоры на постоянном режиме работы действуют неизменные сипы и моменты. Переменные усилия на опорах вызывают неуравновешенность двигателя, из-за чего возникает вибрация как двигателя, так и кузова автомобиля. Вибрации могут возникать не только от механической части двигателя (плохая уравновешенность, большая разница размеров и масс деталей и т.д.), но и от неравномерности крутящего момента двигателя из-за неисправности различных систем, когда, например, подача топлива и момент зажигания существенно различаются по цилиндрам.
Несколько снизить вибрации помогает специальная конструкция опор двигателя (например, с жидкостными демпферами). При производстве двигателя добиваются сведения к минимуму всех сил инерции и моментов от них. Это достигается уравновешиванием двигателя путем балансировки коленчатого вала, маховика, подбором масс шатунов и поршней и т.д. Однако далеко не все силы инерции и моменты могут быть полностью уравновешены. Наличие таких сил и моментов во многом определяется конструктивной схемой двигателя – в основном, количеством и расположением цилиндров. Анализ данных табл. 2.1 показывает, что некоторые схемы могут иметь такие силы и моменты. В зависимости от их величин в реальных конструкциях применяют различные способы уравновешивания. Некоторые сипы и моменты могут оставаться неуравновешенными.
Тогда они частично поглощаются опорами, а частично передаются на кузов. При этом двигатель считается частично уравновешенным. Принципиально может быть полностью уравновешен двигатель любой схемы с любым количеством цилиндров. Но это требует применения уравновешивающих механизмов (балансирных валов) и всегда существенно усложняет конструкцию, поэтому такие способы уравновешивания применяются довольно редко. При выполнении ремонта двигателя следует стремиться! сохранить его уравновешенность. Если это не удается, приходится прибегать к балансировке коленчатого вала и маховика. Рассмотрим более подробно схемы коленчатых валов двигателей, наиболее распространенных на иностранных легковых автомобилях. Двигатели классической схемы (рядные четырехцилиндровые) в подавляющем большинстве имеют пятиопорный коленчатый вал с противовесами. Конструкции с тремя опорами в настоящее время уже практически не встречаются из-за их недостаточной прочности и жесткости при высоких частотах вращения. Вал с одинарными противовесами применяется обычно при небольших диаметрах цилиндра и легких поршнях и шатунах. Тогда уравновешивание массы нижней головки шатуна может быть выполнено одним противовесом, примыкающим к соответствующей шатунной шейке.
Если масса шатуна велика, а также в случае малых габаритов двигателя, узких шейках малого диаметра и т.д., одного противовеса может оказаться недостаточно. Недостаточная масса противовесов приводит к изгибу коленчатого вала и увеличению нагрузки на подшипники, хотя действующие здесь неуравновешенные сипы и моменты как бы замыкаются внутри двигателя и не вызывают каких-либо вибраций. Тогда для снижения нагрузок на коренные подшипники применяют двойные противовесы. При рабочем объёме четырехцилиндрового рядного двигателя свыше 1,8+2,0 л неуравновешенные силы инерции второго порядка становятся достаточно большими, и, несмотря на самую сложную конструкцию опор двигателя, на кузов передаются значительные вибрации. Для полного уравновешивания рядных четырехцилиндровых двигателей с объёмом свыше 1,6 л. фирма MITSUBISHI с конца 70-х годов использует два балансирных вала, вращающихся в разные стороны с удвоенной частотой. В последние годы такой способ стали применять фирмы VOLVO, HONDA, GM и др.
Несмотря на полную уравновешенность и практическое отсутствие каких-либо вибраций рядные четырехцилиндровые двигатели с балансирными валами в эксплуатации менее надежны. Это связано с весьма высокой частотой вращения балансирных валов, нагрузками на их подшипники и элементы привода. Указанные особенности конструкции делают такие двигатели и более сложными в ремонте. У четырехцилиндрового рядного двигателя угол между парами шатунных шеек равен 180°, поэтому такой вал называется "плоским". У вала рядного шестицилиндрового двигателя пары шатунных шеек развернуты друг относительно друга на 120°. При этом так же, как и для четырехцилиндрового двигателя, коленчатый вал как бы симметричен относительно средней коренной шейки. Такие валы не имеют неуравновешенных моментов. На практике это означает, что даже при отсутствии противовесов такие валы не создают повышенных вибраций. Соответствие масс шатунов и противовесов здесь влияет только на нагрузки на коренные подшипники. Следовательно, "симметричные" валы, в отличие от валов других схем, будут уравновешены и без учета масс шатунов. Это свойство определяет существенно более простую динамическую балансировку таких валов. Другими словами, у рядных четырех- и шестицилиндровых двигателей для уравновешенности достаточно обеспечить одинаковую массу шатунов, в то время как в других схемах, помимо этого, еще и соответствие масс шатунов и противовесов. Следует отметить, что в данном случае речь идет не о всей массе шатуна, а только о массе нижней его головки, поскольку эта часть совершает вращательное движение и уравновешивается противовесом. Масса нижней головки шатуна может быть определена ее взвешиванием при шарнирной опоре на оси отверстия верхней головки.
Аналогично определяется масса шатуна, отнесенная к поршню, но при этом опора должна быть на оси отверстия нижней головки. В сумме обе массы дают массу всего шатуна. Если рядные четырехцилиндровые двигатели выпускают едва пи не все известные фирмы, то рядные шестицилиндровые двигатели встречаются реже (BMW, MERCEDES-BENZ, TOYOTA, NISSAN, VOLKSWAGEN, VOLVO, OPEL). Шестицилиндровые двигатели имеют большую длину, не позволяющую, например, скомпоновать их в автомобиле поперечно. Однако в отличие от многих других схем рядный шестицилиндровый двигатель полностью уравновешен, т.е. не имеет каких-либо неуравновешенных сил инерции и моментов от этих сил. Именно это обстоятельство определяет его использование на автомобилях высокого класса. Рядные "шестерки" в подавляющем большинстве случаев имеют семиопорные коленчатые валы, обеспечивающие жесткость конструкции при высокой частоте вращения. Четырёхопорные валы в настоящее время становятся редкостью. Такие валы испытывают обычно большие деформации при работе двигателя. Чтобы их ограничить, приходится увеличивать диаметры шеек и толщину щек, что ведет к возрастанию массы вала и всего двигателя. Иногда на коленчатом валу рядного шестицилиндрового двигателя один из противовесов получается с уменьшенным радиусом из-за необходимости компоновки вспомогательных агрегатов вблизи вала (MERCEDES-BENZ). В таких случаях может быть использован дополнительный противовес, устанавливаемый на основном противовесе меньшего радиуса с помощью заклепок.
Вместо 6-цилиндрового рядного двигателя некоторые фирмы используют 5-цилиндровый (AUDI, HONDA, MERCEDESBENZ, VOLVO). Такой двигатель занимает промежуточное положение по уравновешенности, габаритам и сложности конструкции между четырех и шестицилиндровыми двигателями. В то же время коленчатый вал пятицилиндрового рядного двигателя становится достаточно сложным, особенно с точки зрения ремонта. У пятицилиндрового двигателя шестиопорный коленчатый вал уже не имеет плоскости симметрии, а все шатунные шейки развернуты друг относительно друга на угол 72' (1/5 от 360°).
Это затрудняет выверки вала в шлифовальном станке для шлифования шатунных шеек, а также усложняет его балансировку после ремонта (если она необходима). На современных автомобилях всё более широкое распространение находят V-образные шестицилиндровые двигатели (AUDI, NISSAN, TOYOTA, MAZDA, MITSUBISHI), а некоторые фирмы (FORD, GM, CHRYSLER, VOLVO, RENAULT, FIAT, ALFA ROMEO и т.д.) традиционно в течение многих лет выпускают автомобили с такими двигателями. V-образный двигатель весьма компактен, что позволяет без труда разместить его в моторном отсеке передне-, задне- и полноприводного автомобиля. Четырехопорный коленчатый вал V-образного двигателя имеет довольно сложную конфигурацию, при которой шатунные шейки смещены друг относительно друга обычно на угол 60°. Отсутствие плоскости симметрии вала у средней коренной шейки обуславливает те же проблемы при ремонте, что и для рядного пятицилиндрового двигателя. Коленчатый вал V-образного шестицилиндрового двигателя достаточно хорошо балансируется подбором масс шатунов и противовесов.
Однако на некоторых двигателях большого рабочего объёма (свыше 3,5 л) для уменьшения неуравновешенного момента от сил инерции первого порядка применяют балансирный вал, вращающийся с частотой коленчатого вала. Обычно такой вал устанавливается в развале цилиндров (GM, FORD) и имеет два противовеса, направленных в противоположные стороны. У некоторых двигателей (GM) габариты не позволяют выполнить на коленчатом валу противовесы необходимой массы. В таких случаях недостающую массу размещают сзади на маховике и спереди на гасителе колебаний.
Подобные конструкции требуют аккуратности при ремонте, т.к. не допускают произвольной замены одной из деталей комплекта без последующей балансировки. Традиционно MERCEDES-BENZ и американские фирмы FORD, GM и CHRYSLER выпускают автомобили высокого класса с V-образными восьмицилиндровыми двигателями. В последние годы двигатели V8 стали появляться и у других фирм (AUDI, BMW, TOYOTA, NISSAN). Отличительной особенностью коленчатого вала такого двигателя является расположение двух шатунов на одной шатунной шейке, в результате чего количество шатунных шеек уменьшается до четырех, развернутых на 90°. Таким образом, коленчатый вал V-образной "восьмерки" в ремонте несколько проще, чем коленчатый вал рядного пятицилиндрового или V-образного 6-цилиндрового двигателя. Коленчатый вал V-образного восьмицилиндрового двигателя уравновешивается аналогично валу двигателя V6 - массы шатунов должны соответствовать массам противовесов. При этом двигатель V8 лучше уравновешен за счет отсутствия моментов от сил инерции второго порядка.
Кроме того, при больших рабочих объемах (более 3,2+3,5 л) переход на схему V8 позволяет существенно улучшить равномерность работы двигателя и уменьшить вибрации из-за пульсаций крутящего момента. Именно этим вызвано широкое применение двигателей V8 на автомобилях высокого класса, где, кстати, такие двигатели могут быть скомпонованы и поперечно для привода передних колес (CADILLAC). В последние годы на автомобилях высшего класса (MERCEDES- BENZ 600, BMW 750, 850), JAGUAR устанавливают V- образные 12-цилиндровые двигатели. Коленчатый вал в этом случае аналогичен рядному 6-цилиндровому двигателю, однако у V12 на каждой шатунной шейке расположено по 2 шатуна. Двигатель V12 полностью уравновешен при любом угле развала также, как и рядная "шестерка" - здесь также не возникает неуравновешенных сил и моментов, однако V12 имеет значительно более равномерный крутящий момент. Из менее распространенных схем следует отметить двигатели с оппозитным расположением цилиндров (типа BOXER как их иногда называют).
Такую схему широко используют фирмы ALFA ROMEO, PORSCHE и SUBARU. В четырехцилиндровом варианте коленчатый вал оппозитного двигателя ничем не отличается от рядного, однако существенная разница заключена в лучшей уравновешенности оппозитного варианта (сила инерции второго порядка от движущихся масс меньше, но возникают неуравновешенные моменты второго порядка). Шестицилиндровый оппозитный двигатель (PORSCHE) имеет коленчатый вал, аналогичный V-образной "шестерке", т.е. шатунные шейки расположены под углом 60°, однако он также полностью уравновешен, как и рядный шестицилиндровый двигатель. Из редко встречающихся схем следует отметить трехцилиндровые (DAIHATSU, DAEWOO и др.) и двухцилиндровые (SUBARU, FIAT, CITROEN и др.) рядные двигатели для автомобилей малых классов. Коленчатый вал трехцилиндрового двигателя имеет шатунные шейки, развернутые на 120° (как у рядной "шестерки"). При этом двигатель обладает неуравновешенными моментами от сил инерции, которые обычно уравновешиваются балансирным валом.
Двухцилиндровые рядные двигатели всегда имеют балансирные валы, а обе шатунные шейки выполняются без углового смещения. Только в этом случае удается получить приемлемую равномерность крутящего момента двухцилиндрового рядного двигателя. Коленчатый вал автомобильного двигателя работает в условиях циклического знакопеременного нагружения на изгиб и кручение, поэтому очень важное значение имеет его усталостная прочность. Наиболее опасными сечениями, по которым могут развиваться усталостные трещины, являются сечения по краю шатунной шейки, по щеке между шатунной и коренной шейками, а также по отверстию масляного канала на поверхности шатунной шейки. Для предотвращения усталостного разрушения коленчатого вала фирмы-изготовители обычно реализуют целый комплекс мер. В первую очередь это - специальная форма сопряжения шеек и щек вала, уменьшающая т.н. концентрацию напряжений. На практике это выглядит как галтель - радиус перехода на краях шеек. Наиболее распространенный вариант сопряжения - радиусная канавка глубиной 0,2+0,5 мм, однако на высокофорсированных двигателях встречается конструкция и без канавки - с переменным радиусом перехода, увеличивающимся от щеки к шейке (MERCEDES-BENZ, TOYOTA и др.).
На валах многих современных двигателей галтели упрочняются накаткой и полируются. Нередко новые концентраторы напряжений появляются при ремонте в местах сопряжения радиусов шлифовального круга и старой галтели. Такие концентраторы достаточно опасны, и об этом необходимо помнить при ремонте коленчатых валов. Смазочные отверстия в шатунных шейках стараются не располагать на вершинах шейки, а разворотом масляного канала сдвигают их в сторону. Кроме того, иногда на смазочном отверстии даже делается специальная радиусная фаска, которая затем полируется.
Обычно коленчатые валы не имеют внутренних полостей (не считая масляных каналов). Но в последние годы появились конструкции полых коленчатых валов. У такого вала шейки не сплошные, а полые, трубчатого сечения. Полости внутри шеек при этом имеют сложную конфигурацию для огибания масляных каналов. Полые коленчатые валы позволяют существенно (на 25+30%) уменьшить массу коленчатого вала, а значит снизить нагрузки на подшипники. Кроме того удается сэкономить достаточно много металла, что особенно важно для массового производства. К недостаткам таких валов следует отнести большие деформации при разрушении шатунных подшипников и необходимость использования более высокопрочных и дорогих материалов. Рассмотрим теперь некоторые особенности организации смазки коленчатого вала.
Наиболее распространенная схема - сквозные отверстия поперек коренных шеек и наклонные от шатунных до попадания в отверстия коренных. Данная схема смазки позволяет организовать непрерывный поток масла к шатунным шейкам при использовании нижних (более нагруженных) коренных вкладышей без канавок. На рядных двигателях обычно от одной коренной шейки смазывается одна шатунная. При этом одна коренная шейка остается без отверстий - на ней обычно устанавливаются упорные подшипники (полукольца), а коренные вкладыши здесь могут не иметь канавки. Менее распространена схема со сквозным отверстием от шатунной к коренной шейке. Обычно в этой схеме все коренные вкладыши выполняются с канавками, однако встречаются конструкции с нижними коренными вкладышами без канавок, отличающиеся высокой допустимой нагрузкой на коренные подшипники. В таком случае подача масла к шатунной шейке получается прерывистой. Для работоспособности и большого ресурса шатунных подшипников здесь становится важным расположение отверстий на шейках.
Оно определяет момент подачи масла, который должен быть согласован с положением коленчатого вала. Такая схема применяется на новых двигателях. Она встречается нередко и на V-образных двигателях, где от одной коренной шейки смазываются две шатунные. Значительно реже применяется схема смазки коленчатого вала со сквозными отверстиями в коренных и в шатунных шейках. Здесь требуются заглушки с одной или двух сторон отверстия, связывающего коренную и шатунную шейки. Рядом с заглушкой образуются при этом глухие непроточные полости, являющиеся идеальными грязесборниками. Раньше считалось, что дополнительная центробежная очистка масла в полостях шатунных шеек идет двигателю на пользу. Но с появлением эффективных полнопоточных фильтров тонкой очистки необходимость в «центрифугировании» отпала. Кроме того, отложения из шеек трудно извлечь и есть опасность, что оторвавшийся сгусток закупорит масляный канал. С течением времени различные твердые частицы, собранные в глухих отверстиях, могут попасть обратно в масляные каналы и повредить шатунные вкладыши и шейки. Применяются и другие схемы смазки. Так, на некоторых двигателях (HONDA) подача масла осуществляется через крышки коренных подшипников блока, выполненные как одна деталь. Здесь в направлении максимальной нагрузки приходится устанавливать коренные вкладыши с канавками (иначе не обеспечить подвод масла). На некоторых четырехцилиндровых рядных двигателях (NISSAN) масло к шатунным шейкам подается только от второй и четвертой коренных шеек.
В этом случае первая, третья и пятая коренные шейки могут иметь все вкладыши без канавок. Встречается также схема смазки коленчатого вала (на двигателях ALFA ROMEO), при которой шатунные шейки смазываются от первой, третьей и пятой коренных, а вторая и четвертая коренные - через первую и пятую шатунные. Такая схема несколько упрощает конструкцию блока, т.к. не требует подачи масла ко второй и четвертой опорам. Довольно редко (MAZDA) применяется дополнительное смазочное отверстие на каждой шатунной шейке. Несмотря на улучшение смазки, такая конструкция несколько ослабляет вал, как и вообще любые отверстия. Подача масла к коренным опорам обычно осуществляется через отверстия, соединяемые с главным масляным каналом, идущим вдоль оси блока. В отверстии постели часто выполняются канавки, увеличивающие подачу масла к шатунным шейкам  за счет параллельных потоков масла с двух сторон вкладышей. Для высокофорсированных двигателей эта мера может быть не лишней. Если двигатель уже имеет определенный износ, интенсивность его будет замедлена, т.к. повышенные зазоры в шатунных подшипниках не повлияют на давление подачи к ним масла. Иногда канавка используется для подвода масла к нижнему коренному вкладышу.
На новых двигателях схема в применяется редко, а схемы а и б практически не встречаются. Важными элементами коленчатого вала двигателя являются хвостовик и задний фланец. Хвостовик служит для установки шкива (одного или нескольких для привода вспомогательных агрегатов), демпфера крутильных колебаний, шкива или звездочки привода распределительного механизма, организации уплотнения вала, привода маслонасоса, вспомогательных, балансирных валов и т.д. На хвостовике может быть установлена одна или несколько сегментных шпонок, иногда роль шпонки выполняет внутренний выступ в отверстии шкива, входящий в паз на хвостовике. Встречаются также призматические шпонки и цилиндрические штифты. Поверхность для сальника коленчатого вала нередко образуется непосредственно на хвостовике, но может быть и в виде специального кольца (вариант а) или поверхности на шкиве. Привод маслонасоса с шестернями внутреннего зацепления, установленного в передней крышке блока, обычно выполняется поясом на хвостовике, имеющем две лейки, реже - шлицевым поясом, а также специальной втулкой с лейками. Маслонасос может также приводиться цепью со своей звездочкой, расположенной рядом со звездочкой привода распределительного вала.
В подавляющем большинстве валов набор элементов, расположенных на хвостовике, стягивается болтом с моментом затяжки свыше 150+250 Нм. Большие моменты затяжки имеют болты, стягивающие гасители крутильных колебаний, представляющие собой обычно массивное кольцо, связанное со ступицей устройства с помощью привулканизированного упругого резинового элемента. Гасители колебаний нередко имеют прессовую посадку на хвостовике, причем в некоторых конструкциях (например, на многих двигателях GM) натяг настолько велик, что болт вообще не ставится. Иногда хвостовики имеют ступенчатую форму (вариант е) - звездочка на хвостовике имеет небольшой зазор, а гаситель колебаний (шкив) - натяг, но по поверхности меньшего диаметра. Для увеличения усилия затяжки до 400+450 Нм фирмы BMW, FIAT, ALFA ROMEO используют гайку вместо болта, однако такая конструкция применяется редко. Следует отметить, что вопреки сложившемуся мнению шпонки в подавляющем большинстве конструкций являются установочными элементами, которые позволяют правильно лишь собрать детали.
При этом на передачу крутящего момента шпонки не рассчитаны - это делает натяг детали по валу и сила трения на торце при стягивании болтом. Если болт (гайка) недостаточно затянут, детали быстро повреждаются и проворачиваются друг относительно друга. Иногда вместо шпонки применяют штифт малого диаметра (MERCEDESBENZ), который обладает свойством срезаться при весьма больших моментах и предохранять от поломок заклинившие детали привода газораспределительного механизма. Коленчатые валы с длинными хвостовиками в ремонте сложнее. Дело в том, что при разрушении шатунного подшипника перегрев шейки приводит к деформации коленчатого вала. В этом случае иногда требуется специальный дополнительный комплекс работ по восстановлению поверхностей хвостовика, чтобы они после ремонта не имели недопустимых биений относительно коренных шеек.
С короткими хвостовиками, как правило, этого не происходит. Фирма VOLVO на модели 960 применила шлицевое соединение гасителя колебаний с хвостовиком. Несмотря на некоторые преимущества (жесткость крепления достигается без прессовой посадки деталей), эта конструкция также затрудняет ремонт деформированного вала, поскольку обеспечить малое биение шлицевой части хвостовика в некоторых случаях гораздо сложнее, чем простой цилиндрической. Гаситель (или демпфер) крутильных колебаний устанавливается на переднем конце коленчатого вала, поскольку именно здесь амплитуда этих колебаний максимальна. Демпфер колебаний обычно применяется на многоцилиндровых двигателях (5 и более цилиндров).
При работе двигателя крутильные колебания гасятся за счет большой упругой деформации и гистерезиса резины, что позволяет рассеивать энергию колебаний. Крутильные колебания при неисправности демпфера могут привести к поломке коленчатого вала (чаще по первой шатунной шейке). Аналогичный результат возможен при повреждении (сильный износ, перегрев, деформация) первой шатунной шейки. При этом наблюдается усталостное разрушение вала вследствие недопустимо высокой амплитуды нагрузок в ослабленном после повреждения и ремонта сечении шейки.
Задний фланец коленчатого вала в большинстве двигателей выполняется с поверхностью под задний сальник и центрирующим пояском маховика. В автомобилях с автоматической коробкой передач внутрь заднего фланца входит центрирующий выступ гидромуфты, поэтому никаких подшипников или втулок в торце коленчатого вала не ставится. Коробка передач с ручным переключением обычно требует опоры длинного первичного вала внутри коленчатого. Для этого в торце коленчатого вала устанавливают закрытый шариковый или игольчатый подшипник, который иногда закрывают от пыли специальной защитной шайбой с фетровым или резиновым кольцом. На японских двигателях нередко вместо подшипника можно увидеть бронзовую втулку. Иногда центрирующим пояском маховика является поверхность заднего сальника, реже - специальная втулка, устанавливаемая на задний торец коленчатого вала и центрируемая по поверхности заднего сальника. Еще реже применяется конструкция, в которой роль центрирующего пояска выполняет часть подшипника первичного вала коробки передач из-за сложности обеспечения соосности отверстия под подшипник с остальными рабочими поверхностями коленчатого вала. Встречаются конструкции с подшипником в отверстии маховика.
Очень редко встречается конструкция, в которой поверхность для заднего сальника образуется на втулке, одеваемой на специальный поясок на заднем торце коленчатого вала. При этом необходимо дополнительно обеспечить уплотнение между валом и втулкой, иначе масло может просачиваться из картера, минуя сальник. Конструкция заднего фланца коленчатого вала имеет определенное значение при ремонте. При необходимости исправления дефектов поверхности под задний сальник варианты не допускают обработку этой поверхности на всю длину, в противном случае маховик нельзя будет точно сцентрировать на валу. В некоторых конструкциях валов отверстия под болты маховика - глухие, однако чаще всего их делают сквозными. Тогда при сборке болты должны заворачиваться после нанесения на них герметизирующего состава или клея, иначе возможна течь масла по резьбе, минуя задний сальник коленчатого вала. Помимо указанных выше конструкций коленчатые валы двигателя некоторых фирм (например GM, CHRYSLER) могут содержать и другие элементы.
Так, для привода маслонасоса и балансирных валов, расположенных ниже коленчатого вала, одна из щек может быть выполнена в виде шестерни. Иногда у первой шатунной шейки располагают специальный диск со штифтами или пазами, предназначенный для датчика положения коленчатого вала микропроцессорного зажигания. Шестерня, расположенная на коленчатом валу, может серьезно затруднить ремонт из-за необходимости обеспечить ее соосность с остальными поверхностями вала. Даже при не слишком больших деформациях ремонт вала может оказаться вообще нецелесообразным без очень точной (до 0,01+0,02 мм) правки из-за невозможности получения правильного зацепления шестерен.

2.2.2. Подшипники двигателя

 В подавляющем большинстве двигателей применяются подшипники скольжения. Как уже указывалось в разделе 1.2., в зазор между внутренней поверхностью подшипника и шейкой вага должно под давлением подаваться масло. За счет смещения вала в подшипнике в сторону действия нагрузки возникает эксцентриситет (масляный клин), удерживающий вращающийся вал от соприкосновения с поверхностью вкладыша. Чем больше ширина подшипника, вязкость и давление подачи масла, тем большую нагрузку способен держать подшипник.
Для обеспечения работоспособности и большого ресурса подшипников скольжения современных автомобильных двигателей необходимы: высокая твердость поверхности вала в сочетании с мягким материалом подшипника; высокие антифрикционные свойства материала подшипника; высокая усталостная прочность и коррозионная стойкость поверхности подшипника; высокая чистота (качество) поверхности деталей, низкий коэффициент трения, а также хороший отвод тепла от подшипника; отсутствие перекосов осей вала и подшипника, правильная геометрическая форма сопрягаемых деталей (отсутствие овальности и конусности); малый, но гарантированный зазор в подшипнике; отсутствие взаимных биений шеек вала, вызывающих вредные дополнительные нагрузки на подшипники; отсутствие посторонних твердых включений в мягкий материал подшипника; высокое давление подачи и качество фильтрации масла, имеющего соответствующую вязкость и содержащего необходимый комплекс присадок.
В настоящее время на двигателях легковых автомобилей применяют подшипники скольжения в виде тонкостенных вкладышей и втулок толщиной 1,0+2,5 мм. Коренные вкладыши коленчатых валов имеют увеличенную толщину, что связано с необходимостью получения канавок определенного сечения для подачи масла в каналы в коленчатом валу и к шатунным подшипникам. На двигателях иностранных легковых автомобилей применяются различные материалы вкладышей подшипников коленчатых валов. Используемый материал вкладыша зависит от материала коленчатого вала и его термообработки, степени форсирования двигателя и требуемого ресурса. В связи с этим материал вкладышей является в некоторой степени традицией той или иной автомобильной фирмы.
Вкладыши всегда выполняют многослойными, причем основой служит стальная лента, на которую различными способами наносят слой антифрикционного материала. В двигателях иностранных автомобилей применяют следующие основные антифрикционные материалы: 1) алюминиевые сплавы с содержанием свинца порядка 5%, а также олова и кремния. Сплав наносится на стальную основу и используется без дополнительных покрытий, т.к. является "мягким" и хорошо прирабатывается к валу; 2) алюминиевые сплавы с содержанием олова порядка 20%, также применяемые без покрытий; 3) алюминиевые сплавы с уменьшенным до 6% содержанием олова. Применяются только с оловянно-свинцовым покрытием, т.к. вследствие высокой твердости плохо прирабатываются к валу и могут вызвать повреждение подшипника; 4) алюминиевые сплавы с кадмием и никелем; 5) алюминиевые сплавы с цинком и свинцом; 6) свинцово-оловянистые бронзы, например Сu Pb22 Sn1, с покрытием оловянно-свинцовым сплавом; 7) бронзы с другим содержанием свинца и олова; 8) бронзы с покрытием.
В зависимости от материала вкладыша могут быть двух, трех, четырех или пятислойными (включая стальную основу). Так, материалы № 1 и 2 - двухслойные, в то время как другие - четырех- и пятислойные. Большое количество слоев связано с необходимостью нанесения подслоя никеля перед покрытием, а также тем, что в окончательном виде для улучшения приработки на вкладыш наносят тонкий слой олова. Обычно толщина слоев такова: стальная основа - 0,9 мм и более; основной слой - 0,25+0,50 мм; никелевый подслой - 0,001 мм; оловянно-свинцовый сплав - 0,02+0,04 мм; олово - 0,003+0,005 мм. Для подшипников различных вспомогательных валов находят применение следующие сплавы: оловянно-свинцовый сплав - так называемый баббит, например: Рb Sn1 SM4; бронзы различных марок без покрытия и с покрытием, алюминиевые сплавы.
Для упорных подшипников коленчатых валов чаще других применяют указанные выше материалы № 2 и 3, а также бронзы или другие аналогичные материалы. Также как и вкладыши коленчатых валов, упорные и прочие подшипники скольжения обязательно имеют стальную основу. Вкладыши и втулки подшипников без стальной основы в подавляющем большинстве случаев неработоспособны, т.к. антифрикционные материалы сами по себе не обладают прочностью, достаточной для длительного обеспечения натяга в постели, особенно, при повышенных температурах. Бронзы без покрытий применяются редко, в основном, на валах с пониженной частотой вращения (распределительные и вспомогательные валы). Основными характеристиками материала вкладыша является максимальная удельная нагрузка (сила на единицу площади поверхности) и максимально допустимая скорость скольжения. При этом следует отметить, что вследствие отличий в условиях работы и нагрузках шатунных и коренных подшипников их материалы у многих двигателей различаются.
Наиболее часто для всех типов подшипников используются материалы №1,2 и 6, а только для коренных подшипников - №5. Реже применяются сплав №7, еще реже - сплавы № 3, 4 и 8. Материал вкладышей имеет решающее значение для обеспечения ресурса как нового, так и отремонтированного двигателя. Установка при ремонте вкладышей из материалов, не соответствующих данному двигателю по нагрузке и скорости вращения, а также по материалу и термообработке шеек вала, довольно быстро приводит к ускоренному износу подшипников, выходу их из строя и необходимости проведения повторного ремонта. Дизельные двигатели нередко имеют материалы вкладышей, отличные от применяемых на бензиновых двигателях. Так, если у бензиновых двигателей встречаются все типы указанных выше материалов, то в дизелях наиболее распространенным является сплав №2 (с 20% олова) и свинцово-оловянистые бронзы с покрытиями (№ 6+8). Это связано с существенно более высокими нагрузками в подшипниках коленчатых валов дизелей. Общая тенденция двигателестроения - уменьшение толщины вкладышей, которая обычно составляет 1,8+2,0 мм у коренных и 1,4+1,5 мм у шатунных подшипников. Чем тоньше вкладыши, тем лучше они прилегают к постели, тем лучше теплоотвод, точнее геометрия поверхности подшипника, меньше допустимый зазор в подшипнике и шум при его работе, больше его ресурс. В свободном состоянии вкладыш должен иметь определенную (нецилиндрическую) форму наружной поверхности, чтобы был обеспечен натяг по диаметру постели или так называемое распрямление, а после установки в постель вкладыш принял бы её форму с как можно более высокой точностью. Этим условиям удовлетворяет вкладыш, наружная поверхность которого имеет переменный радиус.
Радиус наружной поверхности вкладыша совпадает с радиусом постели только по краям, а в середине радиус вкладыша выполняется больше, но так, чтобы наружный размер вкладыша в свободном состоянии был больше диаметра постели на 0,5+1,0 мм. Помимо этого, вкладыш должен иметь натяг не только по диаметру, но и по длине постели - так называемое выступание. Выступание, необходимое для обеспечения гарантированного прилегания вкладыша к постели, зависит от длины вкладыша (диаметра постели), его ширины и толщины и составляет в среднем от 0,03+0,05 мм для валов диаметром 40 мм до 0,06+0,08 мм для валов диаметром 70 мм. Натяг по длине и диаметру постели и профиль вкладыша обеспечивают прилегание вкладыша к постели и фиксацию от проворачивания сипами трения. Чем лучше прилегание, тем меньше зазор может быть сделан в подшипнике, лучше отвод тепла от вкладыша, выше сопротивление проворачиванию и больше допустимая нагрузка. Обычно вкладыш изготавливается из ленты штамповкой, в результате чего он приобретает необходимую форму. После этого обрабатываются торцы и рабочая поверхность вкладыша. Вкладыш является прецизионной деталью и точность его обработки очень высока - порядка 0,01+0,02 мм по длине (торцам) и 0,002+0,005 мм по толщине.
Кроме того, вкладыш около торцов на длине 5+6 мм обычно имеет несколько меньшую (на 0,005+0,010 мм) толщину. Это связано с возможностью деформации постели в направлении, перпендикулярном плоскости разъема. Когда в этом направлении действует растягивающая нагрузка, то размер постели у разъема несколько уменьшается, и если вкладыш имеет одинаковую по длине толщину, у его торцов возможен перегрев и повреждение рабочей поверхности из-за недостаточного зазора. На коренных вкладышах для обеспечения смазки шатунных подшипников выполняются канавки. Обычно канавки имеют глубину 1,0+1,2 мм при ширине 3,0+4,5 мм. На двигателях прошлых лет выпуска канавки часто делались на двух вкладышах одной шейки. В настоящее время существует тенденция применения нижних коренных вкладышей, расположенных в крышках коренных подшипников блока, без канавок. Это связано с их более высокой нагруженностью от сил давления газов на поршни. Поскольку максимальная нагрузка на вкладыш существенно снижается при наличии канавки, вкладыш без канавки может быть сделан с меньшей шириной, что весьма важно для уменьшения габаритов двигателя. На вкладышах обычно выполняется замок, представляющий собой усик шириной 2,5+4.5 мм, отогнутый при штамповке вкладыша на 0,8+1,2 мм.
На шатунных вкладышах замок часто делается с краю или рядом с краем, в то время как на коренных - ближе к середине. Замок всегда делается без разрыва основы вкладыша для повышения его прочности. На новых двигателях (BMW) замок иногда получают не пробивкой в направлении от центра в сторону края вкладыша, а осаживанием по касательной к краю. Встречаются также коренные вкладыши с двумя замками, однако они практически не дают преимуществ по сравнению с традиционной конструкцией. Замки на шатунных вкладышах всегда одинаковы (как на верхнем, так и на нижнем вкладыше). На коренных вкладышах нередко замки на верхних и нижних вкладышах пробиты в разных местах, а разные коренные опоры имеют разную ширину вкладышей (NISSAN, TOYOTA, GM, FIAT, ISUZU и др.). Замки, как правило, ориентируются с направлением вращения вала. Так, шатунные подшипники у подавляющего большинства двигателей имеют ориентацию верхнего замка по направлению вращения, а нижнего - против. Редко встречается обратная ситуация (V-образные двигатели GM - вариант (б) или ориентация в одну сторону (некоторые модели BMW прошлых лет выпуска - вариант (в). Аналогичную ориентацию имеют коренные вкладыши, однако схема (б) практически не применяется, а схема (в) встречается очень редко (MERCEDES-BENZ прошлых лет).
Следует отметить, что некоторые фирмы (HONDA) традиционно выпускают двигатели не с правым (по часовой стрелке, если смотреть со стороны хвостовика коленчатого вала), а с левым вращением. Ориентация замков по вращению при этом сохраняется. Это означает, что пазы для замков вкладышей на блоке и шатунах будут расположены с противоположной стороны. Несмотря на приведенные рекомендации, замок вкладыша является в первую очередь установочным элементом, позволяющим поставить вкладыш без смещения в осевом и окружном направлении. При возникновении режима масляного голодания, сопровождающегося значительным увеличением трения и температуры, вкладыши все равно обычно проворачиваются несмотря на самые прочные замки. При нормальной работе вкладыш должен удерживаться в постели за счет натяга, а замки являются лишь небольшой "страховкой" при ослаблении этого натяга. Поэтому на некоторых новых двигателях (VOLVO) замков на вкладышах нет вообще. Вкладыши в таком варианте удерживаются в постели только силой трения под действием возникшего натяга. Однако данная конструкция требует повышенной точности обработки постелей и вкладышей, а стальная основа вкладышей должна быть менее подверженной остаточной деформации или отпуску от перегрева подшипника.
На некоторых двигателях с оппозитным расположением цилиндров (VOLKSWAGEN) вкладыши устанавливаются только на средней коренной шейке трехопорного коленчатого вала. На крайних шейках подшипниками являются толстостенные (3+5 мм) втулки из алюминиевого сплава, покрытые оловянно-свинцовым сплавом. Фиксация от проворота втулок достигается с помощью штифтов или замков  и плотностью посадки втулок в разъемный картер (натяг 0,03-0,05 мм). Следует отметить, что старые, 20+30-летней давности, двигатели иногда имели толстостенные 3,5+5,0 мм коренные вкладыши, фиксировавшиеся в блоке не замками, а штифтами. В настоящее время такие конструкции на двигателях легковых автомобилей не применяются. Достаточно редко применяется втулка вместо вкладышей на передней коренной шейке коленчатого вала (PORSCHE, ROVER и др.).
При этом на втулке имеются замки, аналогичные замкам вкладышей. На некоторых двигателях (VOLKSWAGEN), где коленчатый вал не имеет фланца для заднего сальника, подобная втулка может быть установлена и на задней опоре коленчатого вала. При сборке двигателя зазор в подшипниках коленчатого вала составляет обычно 0,03+0,08 мм. Чем меньше зазор, тем меньше шум коленчатого вала при работе двигателя. Однако зазор менее 0,03 мм требует прецизионных по толщине и форме вкладышей (иначе вал не будет вращаться свободно). Зазор менее 0,020 мм даже при самом высоком качестве вкладышей опасен в процессе приработки местными под- плавлениями и повреждениями антифрикционного слоя вкладышей, влияющими на ресурс двигателя. В то же время зазор более 0,07+0,08 мм дает обычно повышенный шум двигателя и может уменьшить давление масла, а это также приводит к снижению ресурса двигателя. Для того, чтобы добиться малых зазоров в подшипниках, не удорожая производство, некоторые фирмы (BMW, AUDI, TOYOTA и др.) вводят селективную сборку подшипников.
Суть её состоит в следующем. Обычно допуски на диаметр отверстия постели +0,015 ш, на диаметр шейки вала -0,015 мм, а на толщину вкладыша- 0,005 мм. Если минимальный зазор в подшипнике 0,030 мм, то с учетом допусков максимальный зазор может стать равным 0,030 + [0,015 + 0,015 + 2((0.005)] = 0,070 мм. Для новых двигателей, в частности, автомобилей высокого класса, это может быть неприемлемым, особенно если фактические допуски на диаметры постели и вала еще больше (возможно до 0,020 мм). Селективная сборка решает эти проблемы обычно путем установки двух размерных групп вкладышей (по толщине) или коленчатых валов (по диаметру шеек). В указанном выше примере две группы вкладышей с разницей в толщине 0,010 мм позволяют вдвое (с 0,040 мм до 0,020 мм) уменьшить разброс зазоров в подшипнике. В запасные части вкладыши размерных групп поступают, в основном, только от фирм-изготовителей автомобилей (так называемые "оригинальные" детали) и только стандартного размера. Для ремонта размерная группа вкладышей не имеет принципиального значения, т.к. допустимый зазор в подшипниках (до 0,08+0,10 мм) достаточно велик по сравнению с разницей в толщине вкладышей разных размерных групп. Некоторые фирмы поставляют в запасные части вкладыши увеличенной толщины не только под уменьшенный размер вала, но и увеличенный размер постели в блоке цилиндров. Это важно для блоков, где ремонт постелей затруднен, в частности, при оппозитном расположении цилиндров.
В коренных подшипниках обычно зазор несколько больше (на 0,010+0,020 мм), чем в шатунных, что связано с большим диаметром и толщиной коренных вкладышей. Достаточно большое многообразие конструкций имеют упорные подшипники коленчатых валов. Упорные подшипники "держат" вал в осевом направлении и нагружены обычно силами нерегулярного действия - центробежными (на повороте с поперечно расположенным двигателем), инерции (ускорение и замедление автомобиля с продольно расположенным двигателем), а также силами от трансмиссии (усилие сцепления или давление гидромуфты). Упорные подшипники обычно располагают на средней (или рядом стоящей) или задней коренной опоре коленчатого вала. Второй вариант может быть в некоторых случаях (например, с обычным дисковым сцеплением) предпочтительнее, т.к. позволяет разгрузить коленчатый вал от осевых сил и уменьшить его деформацию. Наиболее распространены два типа упорных подшипников - в виде отдельных полуколец и в виде фланцев, выполненных за одно целое с коренными вкладышами.
Упорные подшипники с полукольцами имеют различную конструкцию. Обычно используют две пары полуколец, одно из каждой пары имеет выступы для фиксации от проворота, входящие в соответствующие пазы на блоке или крышке. При этом в блоке и крышке делаются проточки, предохраняющие полукольца от выпадения. Реже используются два простых по форме полукольца, устанавливаемых в опору по одному с каждой стороны. При этом торцевые проточки есть только на опоре, в крышке их нет, и фиксация полуколец от проворота осуществляется упором их торцов в крышку.
Полукольца обычно имеют толщину, близкую к толщине коренных вкладышей. На рабочей стороне полуколец (к валу) выполняются 2+3 канавки для смазки. Многие фирмы (BMW, MERCEDES-BENZ, GM, FORD, TOYOTA, MITSUBISHI, OPEL) устанавливают упорные полукольца (фланцы), изготовленные за одно целое с коренными вкладышами. Такие вкладыши имеют определенные преимущества - упрощают сборку, не требуют специальных проточек на торцах опоры блока и крышки, автоматически удерживаются от проворота и выпадения. На опоре обычно устанавливают два вкладыша с упорными фланцами, однако на последних двигателях (BMW) наметилась тенденция использовать только верхний вкладыш с упорными фланцами. Некоторые фирмы (VOLKSWAGEN) выпускают двигатели в двух вариантах конструкции упорных подшипников - с упорными полукольцами или с фланцами на коренных вкладышах. При этом вкладыши того и другого типа взаимозаменяемы. В процессе эксплуатации износ упорных подшипников идет, в основном, более интенсивно по заднему торцу коленчатого вала, особенно в случае, когда на автомобиле установлена ручная коробка передач с обычным сцеплением. Если номинальный зазор в упорном подшипнике 0,05+0,10 мм, то в изношенном - 0,20+0,30 мм и более.
Замена полуколец без ремонта изношенных торцевых поверхностей вала здесь не дает эффекта - подшипник достаточно быстро изнашивается и дальше. Поэтому при ремонте коленчатого вала обычно требуется шлифовка торцевых поверхностей с последующей установкой полуколец увеличенной (ремонтной) толщины, либо вкладышей с увеличенной шириной по упорным фланцам. Специализированные фирмы (см. раздел 5) выпускают обычно вкладыши как стандартных, так и ремонтных размеров - для валов, уменьшенных на 0,25+0,75 мм, и даже на 1,0+1,5 мм для некоторых распространенных моделей. Упорные полукольца ремонтных размеров (увеличенной толщины) обычно не входят в ремонтный комплект, но ремонтные вкладыши с упорными фланцами, как правило, имеют увеличенную ширину. Об этом необходимо помнить при ремонте коленчатого вала.
Подшипники скольжения на вспомогательных валах представляют собой втулки толщиной 1,5+1,8 мм, устанавливаемые в постель (расточку) с диаметральным натягом 0,02+0,05 мм. Края втулок иногда делают фигурными, чтобы избежать деформаций поверхности и утечек масла у стыка. Зазоры в подшипниках этих валов обычно несколько больше, чем у коленчатого - вала 0,05+0,08 мм (большие значения соответствуют высокооборотным балансирным валам). Смазка таких подшипников может осуществляться подачей масла к каждому подшипнику или только к одному, тогда к другому подшипнику вала масло подводится через отверстия, выполненные внутри вала. Во втором варианте на опорной поверхности вала делается маслораспределительная канавка.
Значительно реже встречаются конструкции с канавкой во втулке, т.к. это требует увеличенной толщины самой втулки. Следует отметить, что поверхности валов в подшипниках, имеющих канавки, всегда изнашиваются быстрее, а износ получается неравномерным (с буртиком) по ширине. Втулки подшипников, как и вкладыши, практически на всех двигателях иностранных автомобилей поставляются в запасные части полностью обработанными. Это значит, что после запрессовки в отверстие корпуса зазор по валу обеспечивается автоматически (разумеется, если размеры отверстия и вала лежат в пределах допусков, установленных заводом- изготовителем двигателя).

2.2.3. Шатуны

Шатун является важной деталью КШМ. соединяющей поступательно движущийся поршень с вращающимся коленчатым валом. На шатун действуют знакопеременные несимметричные циклические нагрузки, поэтому основной прочностной характеристикой шатуна является усталостная прочность. Шатун состоит из стержня, верхней (поршневой) и нижней (кривошипной) головок. Нижняя головка имеет разъем для установки на коленчатый вал, при этом крышка нижней головки шатуна стягивается болтами. Подавляющее большинство двигателей легковых автомобилей имеют шатуны традиционной конструкции, т.е. симметричной формы со стержнем двутаврового сечения, плоским прямым разъёмом крышки, плавным сопряжением головок со стержнем.
Высокая усталостная прочность шатуна достигается соответствующим материалом, конструкцией, технологией изготовления. Шатуны дизельных двигателей обычно отличаются от шатунов бензиновых двигателей увеличенным сечением стержня. Материалы для шатунов - марганцовистые, хромистые, хромоникелевые или хромомолибденовые стали с содержанием углерода 0.30+0,45%. Для массового производства важно низкое содержание легирующих элементов, поэтому большое значение придается технологии изготовления. Заготовки шатунов получают штамповкой в несколько стадий с промежуточной термообработкой, что обеспечивает упрочнение материала при небольшой его твердости, но высокой вязкости и пластичности. При разработке двигателя руководствуются следующими правилами, позволяющими уменьшить напряжения в опасных сечениях шатуна  и сделать его конструкцию более равнопрочной: радиус перехода R верхней головки шатуна к стержню должен быть как можно больше.
В идеале ширина стержня равна диаметру верхней головки; стержень должен иметь расширяющееся в сторону нижней головки поперечное сечение; подрезы у головки болта и гайки (места Б) не должны ощутимо ослаблять сечения: середина крышки нижней головки должна иметь увеличенное сечение. Для шатунных болтов применяются стали с содержанием углерода не менее 0,3%. Болты из низкоуглеродистых легированных сталей со временем вытягиваются и их затяжка ослабевает, что для шатунов недопустимо. Болты работают в режиме несимметричного циклического нагружения и требуют достаточно большого усилия предварительной затяжки при относительно небольшом диаметре. Поэтому для обеспечения высокой прочности применяют различные технические решения.
Наиболее часто встречающиеся резьбы шатунных болтов - М8х1. М9х1 и М10х1, реже применяется резьба М10х1,25, еще ре-же М8х0,75. Шаг резьбы часто обусловлен равной прочностью витков на смятие и стержня на разрыв по впадинам резьбы. Шатунные болты шлифуют по наружной поверхности, в том числе и галтели - переходы от одного диаметра к другому. Резьба, как правило, не нарезается, а накатывается с помощью резьбонакатных роликов. Болт с накатанной резьбой (без последующей термообработки) имеет прочность резьбовой части на 20+30% выше. Гайки шатунных болтов выполняются высокими, иногда с увеличенной опорной поверхностью. Гайки удерживаются от отворачивания только сипами трения в резьбе и на опорной поверхности - на современных двигателях никакой контровки шатунных гаек или болтов обычно не предусматривается.
Встречаются различные варианты соединения крышки нижней головки. Часто применяется центрирование крышки по цилиндрическим центрирующим пояскам болтов, при этом болты имеют фиксацию в шатуне с помощью гладкой посадки с небольшим натягом или накатки верхней части стержня. Головка таких болтов для первого варианта - фигурная (обычно овальная), для второго может быть круглой. Иногда встречаются соединения крышки болтами с центрированием по втулкам (VOLVO, BMW, OPEL). Очень редко применяется центрирование с помощью штифтов (FORD); такие шатуны сложнее в ремонте. Подавляющее большинство шатунов имеет прямой плоский стык крышки по шлифованным поверхностям, а габаритная ширина нижней головки шатуна позволяет ему пройти через гильзу цилиндра при сборке.
В очень редких случаях, когда цилиндры сравнительно малого диаметра, а шатунные шейки - большого (у дизелей), применяется косой стык по треугольным или прямоугольным шлицам (TOYOTA, ALFA ROMEO, MAZDA и др.). На одном из последних двигателей VOLVO, а также на некоторых дизелях (ALFA ROMEO) применен прямой стык по треугольным шлицам. Такие шатуны имеют повышенную точность отверстия нижней головки без специальных центрирующих элементов, однако после разрушения шатунного вкладыша их очень сложно ремонтировать.
На некоторых последних двигателях (FORD, BMW) применяются так называемые "колотые" шатуны, у которых поверхность разъема крышки представляет собой хрупкий излом. Преимуществом этой конструкции является обеспечение практически идеальной окружности в отверстии нижней головки (с точностью порядка 0,001+0,002 мм) без специального центрирования. Недостатком таких шатунов является то, что они не ремонтируются традиционными способами. Шатун - одна из прецизионных деталей двигателя. Основное требование к шатуну - параллельность осей отверстий верхней и нижней головок. На длине 100 мм непараллельность осей не должна превышать 0,02+0,03 мм. Больший перекос осей отверстий действует аналогично перекосу осей шатунных и коренных шеек, т.е. изнашивает края шатунных вкладышей и снижает их допустимую нагрузку.
Отверстия нижней и верхней головок шатунов у подавляющего большинства двигателей обрабатываются окончательно хонингованием с точностью порядка 0,015 мм. Шатуны в одном двигателе могут различаться по массе в среднем на 1% (от массы шатуна), что является достаточным для современных двигателей. Для поршневых пальцев, устанавливаемых в верхней головке шатуна неподвижно, в отверстии головки делается натяг 0,02+0,04 мм. В современных двигателях предпочтение отдается применению плавающих пальцев. Для них в верхнюю головку шатуна устанавливается втулка - чаще всего двухслойная сталебронзовая толщиной 1.0+1,5 мм, редко используется тонкостенная (порядка 1 мм) втулка, изготовленная из листовой бронзы. Для втулок наиболее часто используется оловянно-свинцовистая бронза. Из-за малого зазора между пальцем и втулкой как при изготовлении, так и при ремонте шатуна после запрессовки втулки в верхнюю головку требуется окончательная обработка ее отверстия. При работе двигателя поршневой палец вращается во втулке с небольшой скоростью.
При точной геометрии, высокой твердости и чистоте поверхности пальца в сочетании с "мягким" материалом втулки для работоспособности деталей, в отличие от других подшипников двигателя, не требуется подача масла под давлением. Поэтому шатуны с плавающими пальцами имеют на верхней головке отверстие для смазки втулки и пальца. Масло, снимаемое с поверхности цилиндра кольцами, через отверстия в поршне поступает внутрь поршня, откуда в виде капель попадает в отверстие верхней головки шатуна. Прессовая посадка пальца создает в верхней головке шатуна дополнительные напряжения растяжения, снижающие его прочность при высоких частотах вращения. Втулка плавающего пальца, запрессованная в верхнюю головку, не создает больших напряжений, поэтому при прочих равных условиях толщина стенки верхней головки в этом случае может быть меньше. Масса шатуна с плавающей посадкой пальца, однако получается несколько больше, т.к. за счет толщины втулки приходится несколько увеличивать диаметр головки, однако палец в этом случае может быть сделан короче и легче.
На некоторых последних конструкциях (GM) поршневой палец скользит по отверстию в шатуне без втулки. Работоспособность пары "палец - отверстие шатуна" обеспечивается сочетанием "мягкого" шатуна и "твердого" пальца. Такая конструкция имеет определенное преимущество перед шатунами со втулками, т.к. верхняя головка разгружена от натяга пальца или втулки, а это значит, что шатун можно сделать легче. Однако ремонтировать такие шатуны с изношенным отверстием под палец сложно. Не получили широкого распространения конструкции (MERCEDES- BENZ, TOYOTA) со смазкой верхней головки шатуна от нижней через отверстие в стержне шатуна. Недостатки этой конструкции - большие масса и сложность изготовления шатуна при весьма незначительном уменьшении износа пальца и втулки и снижении температуры поршня (за счет не слишком интенсивного масляного охлаждения его днища). На нижней головке шатуна у многих двигателей имеются отверстия для разбрызгивания масла на поверхность цилиндра.
Подача масла происходит в момент совпадения смазочных отверстий в шатунной шейке коленчатого вала и вкладыша. Обычно отверстия в шатуне выполняются под углом к оси шатуна параллельно его боковой поверхности, хотя встречаются и другие варианты. Смазку цилиндров через отверстия в нижней головке шатуна имеют подавляющее большинство японских двигателей и некоторые европейские. Американские фирмы такую схему смазки используют редко, а на двигателях V6 и V8 классической компоновки она практически не применяется (за исключением двигателей с наддувом).
Боковые поверхности (плоскости) нижней или верхней головки шатуна используются для ограничения осевого перемещения шатуна. Они являются технологической базой для обработки отверстий шатуна и строго им перпендикулярны (с точностью до 0,01 мм). На подавляющем большинстве двигателей в осевом направлении шатун удерживается щеками коленчатого вала  - зазор в этом соединении составляет 0,10+0,25 мм; при большем зазоре заметно возрастает шум двигателя. На некоторых двигателях (VOLVO, MERCEDES- BENZ) шатун удерживается в осевом направлении по верхней головке в бобышках поршня.
Такая конструкция имеет определенные преимущества. В традиционной конструкции при вращении коленчатого вала шатун контактирует с боковыми (торцевыми) поверхностями шатунной шейки. За счет трения возникает разворачивающий момент, увеличивающий давление поршня на стенку цилиндра.
При осевой фиксации шатуна в бобышках поршня разворачивающий момент значительно меньше, а это уменьшает давление поршня и износ его юбки и цилиндра. Поршневой палец в этом варианте не имеет провисания между головкой шатуна и бобышками поршня, поэтому он получается короче, жестче и легче, чем компенсируется некоторое увеличение массы поршня (за счет несколько большей толщины его бобышек). Ввиду этого, даже несмотря на некоторое ухудшение смазки пальца, данная конструкция на новых двигателях может получить более широкое распространение.

2.3. Поршневая группа

 К поршневой группе двигателя относятся поршень, поршневые кольца и поршневой палец. Эти детали работают при высоких нагрузках от сип инерции и давления газов, часто в условиях недостаточной смазки. Практика показывает, что надежность и ресурс деталей поршневой группы часто определяет надежность и ресурс всего двигателя в целом. На поршневую группу в эксплуатации приходится значительная часть неисправностей, а также ошибок, допускаемых при ремонте двигателей. Поэтому знание конструкции этих деталей, особенно у новых двигателей, является необходимым как для диагностики, так и для ремонта.

2.3.1. Поршни

 Поршень представляет собой достаточно сложную в отношении конструкции, технологии и материалов деталь двигателя, фактически определяющую его технический уровень. Основные функции, выполняемые поршнем - уплотнение внутрицилиндрового пространства с помощью днища и канавок с поршневыми кольцами и передача сил давления в цилиндре на КШМ. Боковые усилия воспринимаются направляющей частью поршня - юбкой. Эти функции должны выполняться в течение всего ресурса двигателя в широком диапазоне режимов по частоте вращения и нагрузке в условиях высокой тепловой напряженности.
Последние условия определяют степень форсирования двигателя - чем выше степень сжатия, максимальная частота вращения, лучше наполнение цилиндров, тем больше мощность, тем выше уровень тепловой напряженности поршня и требования к его конструкции, технологии производства и применяемым материалам. Рассматривая основные тенденции двигателестроения, необходимо отметить различия в конструкции поршней уже упомянутых американской, европейской и японской школ. Эти различия были наиболее существенными в начале 80-х годов, когда японская школа уже определилась, отойдя от "чужого" влияния, американские фирмы продолжали выпускать большие нижневальные "тихоходы", а европейские фирмы делали традиционно высокооборотные, но тяжелые двигатели, уже проигрывавшие "японцам" в экономичности, а нередко и в удельной мощности. Дальнейшее развитие мирового двигателестроения показало преимущество японского пути - создания легких , компактных и в то же время мощных и экономичных двигателей.
Японское влияние можно было почувствовать как в Европе, так и в Америке к концу 80-х годов, когда конструкция поршней разных фирм стала достаточно близкой. Общими тенденциями для поршней современных высокофорсированных двигателей легковых автомобилей является: уменьшение расстояния от днища до оси пальца, необходимое для снижения высоты и массы двигателя; уменьшение диаметра пальца, как внешнего, так и внутреннего; переход на плавающие пальцы малой длины с фиксацией шатуна от осевого перемещения в бобышках поршня; снижение высоты колец; уменьшение высоты юбки поршня; специальные профили и покрытия юбки и днища. Перечисленные тенденции обычно реализуются на практике внедрением новых конструкций, материалов и технологий. Этот комплекс необходимо представлять при ремонте современных двигателей, иначе трудно избежать ошибок, связанных с изменением технических требований к деталям у новых двигателей по сравнению с двигателями прошлых лет выпуска. Все двигатели серийно выпускаемых (или выпускавшихся) легковых автомобилей имеют поршни из алюминиевого сплава. На двигателях прошлых лет выпуска широко использовались т.н. эвтектические сплавы алюминия с содержанием кремния до 12+13%, а поршни получали литьем в специальную форму - кокиль.
Кремний, содержащийся в алюминиевом сплаве, снижает износ поршня в цилиндре и уменьшает коэффициент линейного расширения, что очень важно для получения малого теплового зазора поршня в цилиндре. В расплавленном состоянии кремний в данном количестве полностью растворен в алюминии. При увеличении содержания кремния возникает перенасыщение расплава, и его при охлаждении кремний выделяется в виде гранул размером до 0,5+1,0 мм, снижающих качество (прочность) отливки. Для увеличения количества кремния свыше 13% требуется повышенное легирование сплава никелем, магнием, медью и другими металлами, а также специальная технология (в основном, режим охлаждения) отливки. Сплавы с содержанием кремния свыше 13% называются заэвтектическими.
Высокий уровень форсирования современных двигателей потребовал перехода на заэвтектические сплавы, особенно для двигателей с турбонаддувом и дизелей. В настоящее время новые двигатели часто имеют поршни из заэвтектических сплавов (порядка 18% кремния и более). Это оказалось возможным благодаря внедрению новых технологий, в том числе штамповки заготовок поршней. При работе двигателя тепловой поток от газов, имеющих температуру свыше 1800+2000°С, нагревает днище поршня. При этом большое количество тепла сразу уходит в стенку цилиндра через поршневые кольца, вследствие чего температура стенки поршня в сторону юбки (вниз) уменьшается. Часть тепла передается далее вниз - в юбку и бобышки. При этом отвод тепла от бобышек поршня ограничен, в то время как юбка охлаждается сильнее, контактируя со стенками цилиндра.
В результате при работе двигателя круглый поршень становится овальным - по оси пальца (по бобышкам) он расширяется значительно больше, чем по юбке. Таким образом, для работоспособности поршня в реальных условиях неравномерного (с разных сторон) нагрева-охлаждения необходимо, чтобы в холодном состоянии более нагретые сечения имели размер (диаметр, радиус) меньше, чем более холодные. Исходя из этого условия, поршень приобретает ступенчатую, но круглую форму верхней части при овальной расширяющейся вниз юбке. Такая простейшая компенсация теплового расширения может оказаться недостаточной из-за необходимости повышенного зазора между поршнем и цилиндром, особенно для двигателей с короткими легкими поршнями. Действительно, чем меньше зазор в цилиндре, тем короче можно сделать юбку поршня, снизив его массу. При использовании заэвтектических материалов и надлежащей конструкции зазор в цилиндре может быть сделан 0,01+0,02 мм даже при диаметре более 95 мм. Это равносильно применению в 1,5 раза более длинного поршня упрощенной конструкции с обычным зазором 0,03+0,05 мм из традиционного материала (10+12% кремния). Одним из эффективных мероприятий по уменьшению теплового расширения поршня является создание термического сопротивления между юбкой и остальной частью поршня. Если в юбке прорезать пазы (обычно их выполняют в маслосъёмной канавке или ниже), то тепловой поток от днища пойдет в бобышки и только затем в юбку.
Тем самым расширение поршня по бобышкам увеличивается, а в перпендикулярном направлении уменьшается в соответствии с перераспределением тепловых потоков и изменением температуры. Недостатком этого способа является ослабление конструкции на 25+40%. что не позволяет использовать его, например, на высоконагруженных двигателях. Другим, более распространенным и наиболее эффективным способом является заливка в поршень стальных терморегулирующих вставок. Вставки, расположенные внутри юбки, при нагреве работают как биметалл на разнице коэффициентов расширения стали и алюминия, создавая изгибающий момент, препятствующий большому расширению юбки поршня. Большинство европейских и американских двигателей 80-х годов выпуска имеют поршни с терморегулирующими вставками. Очень редко встречаются поршни одновременно и со вставками и с пазами (GM, MERCEDES-BENZ прошлых лет). Японские двигатели, напротив чаще имеют поршни без вставок. Это объясняется определенным недостатком поршней со вставками - увеличенной массой.
Чем больше масса поршня, тем больше масса шатуна, коленчатого вала и блока, а это не соответствует японской концепции легких высокооборотных двигателей. В то же время большинство дизельных двигателей различных фирм имеют терморегулирующие вставки. Поршни с терморегулирующими вставками лучше переносят перегрев двигателя, менее склонны при этом к деформации (сжатию по юбке) и обеспечивают наименьший зазор в цилиндре. На расширение поршня также влияют ребра, получающиеся у бобышек в результате подреза их снаружи  - так называемые "холодильники". Тепловой поток распространяется от бобышек в направлениях, перпендикулярных оси пальца, по "ребрам". Это вызывает увеличение расширения поршня по сравнению с конструкцией без «холодильников».
К преимуществам поршней с "холодильниками" нужно отнести их повышенную жесткость и прочность, что весьма важно для современных высокооборотных двигателей, особенно с турбонаддувом. В последние годы наблюдается определенная тенденция отказа от терморегулирующих вставок, причем не только на бензиновых (MERCEDES-BENZ, PEUGEOT и др.), но и на дизельных двигателях (BMW, TOYOTA и др.). Это оказалось возможным благодаря внедрению штамповки заготовок, в том числе "жидкой", выполняемой при высокой температуре в вакууме вместо традиционного литья, использования заэвтектических материалов, точной обработки и доводки профиля юбки, а также применения специальных покрытий. Штампованный поршень внешне существенно отличается от литого более простой внутренней конфигурацией и отсутствием терморегулирующих вставок. Кроме того, на штампованных поршнях дизелей отсутствует чугунная вставка в уплотнительном поясе, в которой в традиционных конструкциях прорезается канавка под верхнее поршневое кольцо.
Чугунная вставка обеспечивает большую износостойкость верхней канавки при высоких давлениях, однако у новых дизелей это достигнуто применением более прочных и износостойких алюминиевых сплавов в сочетании со специальным покрытием верхней канавки. Износостойкое покрытие обычно наносится на днище и верхнюю канавку до середины перемычки между верхней и средней канавками. Покрытие представляет собой так называемое "твердое" анодирование - преобразование тонкого поверхностного слоя алюминия в керамику AI2O3. Толщина покрытия обычно составляет 0,008+0,012 мм - при большей толщине возможно ухудшение отвода тепла от верхнего кольца и перегрев поршня, поскольку окись алюминия является тепловым изолятором. Анодирование упрочняет огневое днище поршня - оно становится меньше подверженным перегреву и прогоранию.
Аналогичные покрытия имеют поршни современных двигателей с наддувом (MITSUBISHI, GM, FORD и др.). Штампованные поршни требуют несколько увеличенного зазора в цилиндре. Так, у бензиновых двигателей MERCEDES- BENZ 80-х годов литые поршни традиционной конструкции имеют зазор порядка 0,02 мм, в то время как на последних моделях 90-х годов без терморегулирующих вставок зазор увеличен до 0,04+0,05 мм. При этом за счет специальных материалов, профиля и покрытия юбки шум двигателя уменьшен, а ресурс поршневой группы увеличен.
Дальнейшим развитием способа компенсации теплового расширения с помощью разреза юбки являются так называемые Х-образные поршни. В такой конструкции (BMW) отсутствует средняя часть юбки, за счет чего существенно ограничивается нагрев нижней ее части. Основным преимуществом таких поршней является их низкая масса (на 15+25% ниже, чем у традиционных конструкций). Как показывает анализ размеров поршней большого числа двигателей легковых автомобилей, выпущенных за последние 15 лет, форма наружной поверхности поршня мало зависит от его конструкции и условий работы. Подавляющее большинство поршней имеют цилиндрический «огневой» пояс с зазором в цилиндре 0,50 мм (до 0,55+0,60 мм при диаметре более 95 мм). Перемычка между верхним и средним кольцами имеют зазор в цилиндре порядка 0,40 мм, а нижняя перемычка - от 0,35 до 0,80 мм в зависимости от конструкции поршня (см. ниже). Эллипсность юбки большинства поршней составляет в среднем 0,40+0,50 мм (при малых диаметрах поршня может быть уменьшена до 0,25+0,30 мм).
В верхней части юбки на 1/3 + 1/2 её длины находится коническая часть. На длинных поршнях занижение размера поршня на конусе составляет 0,10+0,15 мм, на коротких - 0,03+0,08 мм, а некоторые фирмы (GM) предпочитают поршни практически без конической части. В целом юбка поршня имеет очень сложную форму (не классический эллипс и не прямолинейный конус), которая определяется в результате длительной доводки двигателя. На современных двигателях нижнюю часть юбки примерно на 0,1 части её длины стали делать с небольшим обратным конусом, в результате чего профиль юбки стал бочкообразным.
Такой профиль позволяет несколько снизить стук поршня при перекладке в мертвых точках. Чем точнее форма юбки при рабочей температуре в цилиндре соответствует цилиндру, тем больше поверхность опоры, меньше удельное давление поршня на цилиндр и износ деталей. В то же время слишком большая поверхность опасна при перегреве двигателя заклиниванием поршня у бобышек, где расширение максимально. Поршни дизельных двигателей сохраняют практически те же соотношения, но другие наружные габариты - большую высоту, особенно уплотнительного пояса колец, увеличенный диаметр пальца, а также более толстые стенки. Следует также отметить, что поршень, нагреваемый отдельно от цилиндра, практически не будет иметь компенсации теплового расширения и будет расширяться как по юбке, так и по оси пальца.
Поэтому даже при небольшом его нагреве до 50+70°С размер по юбке может стать больше диаметра цилиндра. В то же время поршень в цилиндре при работе всегда имеет зазор за счет неравномерного нагрева и охлаждения. Это следует учитывать при ремонте и проводить измерение зазора в цилиндре при одинаковой температуре деталей (порядка 20°С). Требования к правильной геометрической форме нагретого поршня и хорошей его смазке взаимосвязаны. Так, отклонения формы могут вызвать значительные давления на поверхность цилиндра и задиры при самой обильной смазке. И наоборот, даже самое точное соответствие формы поршня цилиндру не предохраняет от задиров при недостаточной смазке. Поэтому поршни современных двигателей часто имеют специальные элементы конструкции и конфигурацию, улучшающие смазку.
В некоторых конструкциях перемычка между средней и нижней канавками имеет уменьшенный диаметр или ступенчатую форму в виде "кармана". Эти мероприятия особенно важны для наборных маслосъёмных колец, когда высокая эффективность съема масла может привести к нарушению смазки и задирам верхних колец. В канавке маслосъёмного кольца делаются дренажные отверстия для сброса внутрь поршня масла, снимаемого со стенок цилиндров (обычно их 4+6). На нижней кромке маслосъёмной канавки обычно делается фаска, а отверстия для сброса масла нередко смещают вниз на фаску. Это позволяет несколько сократить расход масла, в том числе и на изношенных маслосъёмных кольцах, за счет сброса части масла из- под кольца. На некоторых современных двигателях с турбонаддувом (MITSUBISHI, MAZDA, FORD) масло из маслосъемной канавки сбрасывается не внутрь поршня, а в "холодильник", для чего между маслосъемной канавкой и "холодильником" сделаны пазы, а в нижней части "холодильника" - паз для свободного выхода масла на поверхность цилиндра.
У поршней с масляным охлаждением днища находит применение подача масла на юбку через отверстия из полости масляного охлаждения. Такие конструкции позволяют значительно улучшить смазку цилиндра и поршня при высоких нагрузках. Для быстрой приработки юбки поршень часто покрывают тонким (0,003+0,005 мм) слоем олова, свинца или оловянно- свинцового сплава. Преимуществом этого покрытия является быстрое сглаживание неточностей профиля юбки и предотвращение наволакивания алюминия на чугун цилиндра при подклинивании (схватывании) поршня от перегрева. Кроме того, покрытие снижает трение и износ деталей. С этой же цепью на большинстве двигателей на юбке создается специальный профиль поверхности - микроканавки глубиной около 0,010- 0,015 мм, шагом 0,2- 0.4 мм и углом впадин порядка 170".
Канавки хорошо удерживают масло и при движении поршня создают гидродинамическую сипу, предохраняющую поршень от непосредственного контакта с цилиндром на больших частотах и нагрузках, особенно на непрогретом двигателе. Наибольшей эффективностью для снижения трения и износа обладают покрытия, включающие графит. Такие покрытия постепенно получают распространение на современных двигателях (AUDI, MERCEDES-BENZ, RENAULT и др.). Покрытие и микрорельеф поверхности позволяют добиться износа поршня менее 0,02+0,03 мм после пробега автомобиля 200+220 тыс. км На двигателях с цельнолитым алюминиевым блоком цилиндров основным покрытием поршня является железо (слой порядка 0,03 мм), поверх которого кладется тонкий спой олова. Попытка использовать здесь обычные поршни без железного покрытия приводит к таким глубоким задирам поверхности цилиндров, что делает последующий ремонт блока очень трудоемким (приходится устанавливать ремонтные гильзы).
В то же время для алюминиевых блоков с твердыми покрытиями цилиндров требуются те же покрытия поршней, что и для традиционных чугунных блоков. Рассмотрим теперь некоторые другие особенности конструкции поршней. Днище поршня воспринимает основную тепловую нагрузку, поэтому имеет достаточно большую толщину. Чем толще днище, тем меньше его температура, но больше масса поршня. Обычная толщина - 8+9 мм, но при сравнительно малых диаметрах поршня (до 80 мм) может быть и 7 мм. Двигатели с турбонаддувом имеют толщину днища до 10+11 мм, некоторые японские двигатели (HONDA) - около 5,5+6,0 мм, а дизели - 10+16 мм. Для снижения температуры днища важен радиус перехода от днища к уплотнительному поясу - он не может быть очень мал, иначе возникнет "тепловое сопротивление" от днища к кольцам.
По той же причине уплотнительный пояс с канавками колец должен иметь увеличенную толщину стенок, конфигурация днища у бензиновых двигателей очень сильно различается и зависит во многом от традиций фирм в проектировании камер сгорания. Современные тенденции - размещение части камеры сгорания в поршне, вследствие чего в днище делается неглубокая плавная выемка. Возможны также выемки (цековки) под тарелки клапанов. В таких поршнях толщина днища (в тонком месте по выемке) может быть несколько меньше указанных выше, но не менее 5 мм. Глубоких выемок и впадин, как и больших выступов, обычно не делают, т.к. они увеличивают массу поршня. Поршни дизелей имеют специфическую форму днища, что связано с особенностями организации рабочего процесса. На высокофорсированных дизелях с турбонаддувом (MERCEDES- BENZ, BMW, NISSAN и др.) в днище иногда располагают кольцевую полость с отверстиями, используемую для масляного охлаждения поршня. Форсунка, установленная ниже гильз цилиндров, непрерывно подает снизу под давлением масло в одно из отверстий в днище, охлаждая поршень. Это позволяет снизить температуру днища на 15+25°С. Масляное охлаждение не только "полых", но и обычных поршней применяется, в основном, на двигателях с турбонаддувом.
Форсунка подачи масла обычно представляет собой тонкую трубку, соединяемую с помощью штуцера с главным масляным каналом блока цилиндров и подающую масло примерно в центр днища поршня. В некоторых двигателях (FORD) специальные форсунки не ставятся, а делаются отверстия в сторону днища поршней от канавок коренных опор. Это упрощает конструкцию и снижает количество деталей, но несколько ухудшает эффективность охлаждения. Высота «жарового» пояса у двигателей с искровым зажиганием колеблется от 5 мм (MAZDA, HONDA) до 20 мм (старые модели MERCEDES-BENZ), однако в среднем составляет 7+9 мм. У старых дизелей эта величина примерно в 2 раза больше (порядка 15+18 мм), а у современных -10+14 мм. На подавляющем большинстве двигателей легковых автомобилей поршни имеют три кольца - два компрессионных (среднее - с маслосъёмным действием) и одно маслосъёмное. Большее число колец имели некоторые дизели прошлых лет. Очень большое значение для работоспособности и ресурса деталей имеет торцевой зазор кольца в канавке поршня.
Для верхней канавки он обычно равен 0,045+0,070 мм, средней - 0,035+0,060 мм, маслосъёмной - 0,025+0,050 мм. Увеличенный зазор в верхней канавке необходим, чтобы исключить пригорание кольца. У дизелей зазор в канавке верхнего кольца обычно еще больше. Однако чрезмерный зазор в канавках колец (свыше 0,10+0,12 мм) недопустим из-за повышенного расхода масла, а также быстрого износа торцов колец и разбивания канавок вследствие дополнительных динамических нагрузок при изменении направления движения поршня. На некоторых дизелях для исключения коксования колец в канавках устанавливают верхние кольца не с прямым, а трапецеидальным профилем. Для таких колец необходимо строгое соответствие профиля канавки и кольца, причем зазор в канавке не должен быть мал, иначе кольцо заклинит в канавке при нагреве поршня.
Между внутренней поверхностью кольца и канавки должен быть и радиальный зазор - 0,2+0,3 мм. Малый зазор здесь опасен заклиниванием кольца в цилиндре при тепловом расширении поршня. Однако и большой зазор тоже нежелателен. Так, у дизелей увеличение радиального зазора приводит к увеличению температуры кольца и поршня, а это опасно перегревом и прогаром поршня. Аналогично влияет зазор между огневым поясом и цилиндром. У бензиновых двигателей влияние радиальных зазоров несущественно, хотя для двигателей с наддувом оно все же имеет значение.
Для обеспечения прочности поршня важна высота перемычек между кольцами. Перемычка между верхним и средним кольцами всегда больше (2,5 мм и более), т.к. давление верхнего кольца на нее достаточно велико. Нижняя перемычка может быть довольно тонкой, и у некоторых двигателей (MAZDA, TOYOTA, NISSAN, OPEL) с короткими поршнями её высота - около 2 мм. Очень тонкие перемычки делают поршень чувствительным к детонации. Практика показала, что эксплуатация двигателя на низкооктановом топливе становится очень опасной при высоте перемычек меньше 4,0 и 3,0 мм соответственно, однако увеличить перемычки без существенного увеличения высоты поршня нельзя. Канавки для колец выполняются строго перпендикулярно оси поршня. Перекосы осей канавок и юбки свыше 0,02-0,03 мм на диаметре приводят здесь к увеличению времени приработки колец, повышенному износу и их недостаточным компрессионным и маслосъёмным свойствам. Отверстие под палец обрабатывается в бобышках поршня с высокой точностью и чистотой поверхности строго перпендикулярно оси поршня. Перекос оси отверстия пальца в вертикальной плоскости не должен превышать 0,01+0,02 мм на диаметре поршня, в противном случае возможен повышенный износ юбки и шатунного подшипника.
Здесь также действует правило - все неточности изготовления должны лежать в пределах половины рабочего зазора - в данном случае между поршнем и цилиндром. Зазор между пальцем и отверстиями в бобышках для конструкции с запрессованным в шатун пальцем составляет 0,008+0,012 мм. Меньший зазор опасен "прихватом" пальца на холодном двигателе, особенно в условиях низких температур при резком увеличении час юты вращения. Суть явления заключена в очень быстром местном разогреве от трения поверхности отверстия бобышки без прогрева всего материала. При этом размер отверстия не увеличивается, а уменьшается, и палец заклинивает в отверстии с наволакиванием алюминия на стальную поверхность пальца. Опасность заклинивания при холодном запуске сохраняется многие десятки тысяч километров, т.к. износ пальца и поверхности отверстия в бобышках поршня мал. Следует отметить, что минимально допустимый зазор зависит от материала поршня и диаметра пальца. Использование заэвтектических сплавов при изготовлении поршня и малые диаметры пальца позволяют уменьшить минимальный зазор в отверстиях бобышек до 0,005+0,008 мм. Поэтому зазор в соединении поршня с пальцем при t = 20 свыше 0.012:0.015 мм нежелателен из-за повышенной шумности двигателя и снижения ресурса деталей. Плавающие пальцы обычно устанавливаются в поршень более "плотно" - с зазором 0+0,004 мм или даже с небольшим натягом. После нагрева в соединении появляется зазор 0,01+0,015 мм и палец может свободно вращаться.
Такая конструкция дает снижение шума двигателя и больший ресурс сопряженных деталей. Смазка пальца осуществляется различными способами. Часто для этого используются сквозные вертикальные отверстия в бобышках, через которые масло подается из подпоршневого пространства. Встречаются конструкции с подачей масла из маслосъемной канавки  и с наружной поверхности поршня около бобышек, а также с использованием маслосборной канавки. Однако сейчас всё более широкое распространение находит способ смазки с помощью продольных пазов на поверхности отверстия под палец. Пальцы, запрессованные в шатун, всегда смазываются одним из перечисленных способов. Для плавающих пальцев на поршнях некоторых двигателей какие-либо смазочные отверстия или канавки могут отсутствовать.
У большинства двигателей, особенно с плавающими пальцами, пара "стальной палец - отверстие алюминиевого поршня" обеспечивает достаточно высокую долговечность соединения. Однако на последних моделях дизелей (VOLKSWAGEN) появились конструкции поршней с тонкостенными бронзовыми втулками, запрессованными в бобышки поршня. Такое решение существенно увеличивает износостойкость деталей и ресурс двигателя в целом. Плавающие пальцы фиксируются в бобышках пружинными стопорными кольцами, устанавливаемыми в канавки. Наиболее часто применяются простые стопорные кольца круглого сечения толщиной 1,2+1,6 мм. Для них требуется небольшой паз от наружной поверхности поршня до канавки, иначе кольцо не снять. Редко используются стопорные кольца с 'Усами"  для облегчения монтажа и демонтажа, а кольца с проушинами (вариант в) применяются, в основном, на дизелях. Стопорные кольца должны надежно сидеть в канавках, иначе при выпадании кольца поршневой палец быстро сдвигается в сторону и повреждает цилиндр настолько сильно, что не всегда удается использовать традиционные методы ремонта. Надежность посадки стопорных колец обычно обеспечивается глубиной канавки - больше половины толщины кольца, натягом по диаметру кольца - 2,0+3,0 мм, небольшой фаской на пальце, а также расположением замка. Стенки бобышек поршней двигателей с искровым зажиганием имеют толщину не менее 3,5+5,0 мм, сверху между днищем и бобышками делаются специальные усилители в виде ребер жесткости.
На современных двигателях с короткими поршнями бобышки могут переходить в днище без поднутрений. У высокофорсированных дизельных двигателей стенки бобышек достигают толщины 7+9 мм. Иногда для уменьшения удельной нагрузки на палец у дизелей бобышки делают со скосом. Ответный скос выполняется на верхней головке шатуна. При работе двигателя вследствие изгиба пальца под действием сил давления и инерции на краях отверстий бобышек внутри поршня возникают большие напряжения, которые могут привести к возникновению трещин и разрушению поршня. Для снижения напряжений на некоторых двигателях отверстия в бобышках под палец делают внутри с небольшим обратным конусом. Кроме того, продольные пазы в отверстии под палец не только улучшают смазку, но и несколько уменьшают напряжения в бобышке.

2.3.2. Поршневые кольца

Поршневые кольца в составе поршневой группы выполняют одновременно несколько функций: газовое уплотнение камеры сгорания (надпоршневого пространства); отвод тепла от поршня в стенку цилиндра; «Управление маслом", т.е. обеспечение смазки колец и цилиндра при ограничении поступления масла из картера в камеру сгорания. На поршнях современных двигателей легковых автомобилей - как с искровым зажиганием, так и дизельных, устанавливается комплект из трех колец (трёхколенная система). Верхнее (первое) компрессионное кольцо является наиболее нагруженным в тепловом отношении (его температура достигает 200+250°С), оно испытывает действие больших переменных давлений газа, работает в условиях ограниченной смазки. Это определяет существенные отличия конструкции верхнего кольца.
Повышенные рабочие температуры и большие циклические нагрузки требуют применения здесь высокопрочных износостойких материалов. Подавляющее большинство двигателей имеет верхние кольца из легированных никелем, хромом, молибденом и другими металлами высокопрочных чугунов с шаровидным графитом. Предел прочности этих материалов обычно не ниже 1100:1300 МПа (110+130 кг/мм2), а это соответствует уровню легированной конструкционной стали. В отличие от других типов чугунов высокопрочный чугун и внешне напоминает сталь - кольцо из такого чугуна пластически деформируется, но не ломается. Это свойство очень важно с точки зрения надежности работы двигателя, т.к. кольцо не должно сломаться даже при самых высоких ударных нагрузках (детонация, "жесткое" сгорание, большой зазор в изношенной канавке поршня и т.д.).
Высокопрочный чугун хорошо работает на износ в паре с алюминиевым сплавом в канавке поршня, однако в паре с гильзой цилиндра его износостойкость недостаточна. Из-за режима полусухого трения в верхней мертвой точке при сгорании верхнее кольцо без покрытия интенсивно изнашивается. Его ресурс ограничен обычно несколькими десятками тысяч километров пробега. Кроме того, продукты износа (твердые частицы), попадая между кольцом и цилиндром, работают как абразив, интенсивно изнашивая и поверхность цилиндра. На высокофорсированных дизельных двигателях иногда применяют верхние кольца из хромистой (13+18% Сr) высокоуглеродистой стали, имеющей предел прочности выше 1400+1500 МПа, а некоторые японские фирмы применяют верхние стальные кольца и для двигателей с искровым зажиганием. Для снижения износа (и трения) на верхние кольца в обязательном порядке наносят износостойкие покрытия. Наиболее распространено электролитическое хромирование - покрытие слоем твердого хрома толщиной 0,10+0,15 мм.
В настоящее время широко известное в прошлом пористое хромирование применяется редко. Суть пористого хромирования - в создании на поверхности хрома пор глубиной 0,01-0,02 мм. Поверхность кольца при этом имеет неоптимальную форму (обычно прямую с фасками), однако рыхлая пористая структура способствует быстрой приработке кольца к цилиндру. Сейчас все более широкое распространение находит твердое хромирование с приданием наружной поверхности специального бочкообразного профиля. Как уже указывалось, бочкообразный профиль верхнего кольца, приобретаемый в процессе длительной эксплуатации, является следствием закручивания его в канавке под действием сил давления и трения. На серийные двигатели при сборке чаще устанавливают верхние кольца с симметричной "бочкой", которые в процессе приработки достаточно быстро приобретают несимметричную форму. В запасные части многие фирмы поставляют кольца уже несимметричного профиля. Например, фирма GOETZE выпускает такие кольца в рамках системы NORM-FORM.
Несимметричная бочкообразная поверхность на практике достигается двумя способами - специальной обработкой наружней поверхности прямого кольца или фаской на внутренней поверхности кольца с симметричной "бочкой". Во втором способе несимметричность возникает при закручивании сечения сжатого кольца. Следует отметить, что установка новых колец несимметричного бочкообразного профиля в изношенные цилиндры не приводит к увеличению интенсивности износа и относительно быстрому возрастанию расхода масла, что наблюдается у колец с симметричным профилем и в очень сильной степени - у колец с прямым профилем. На бензиновых двигателях некоторых фирм (MERCEDESBENZ, GM, FORD, MAZDA и др.), а также на дизелях нередко вместо хрома используют покрытие молибденом. Молибден - более тугоплавкое и износостойкое покрытие, чем хром, имеет лучшие противозадирные свойства, особенно в период первоначальной приработки, однако более дорогое. На американских (GM) и некоторых европейских двигателях (MERCEDESBENZ) прошлых лет выпуска молибден наносился в специальную канавку на наружной поверхности кольца, что препятствовало сколам и отслаиванию покрытия. В настоящее время такая конструкция применяется редко.
Поскольку покрытие колец всегда работает в паре с подобранным к нему материалом гильзы, то замена колец с одним покрытием (молибден) на другое (хром) иногда приводит к ускоренному износу гильзы. Это следует иметь в виду при ремонте двигателя. Очень важное значение имеет упругость кольца и характер прилегания его к цилиндру - отсутствие "просветов" между кольцом и цилиндром, эпюра распределения давления кольца на стенку цилиндра, приспособляемость кольца, т.е. способность принимать форму цилиндра при его деформации или неравномерном износе.
Упругость кольца определяется несколькими способами, один из которых заключается в измерении сипы, необходимой для сжатия замка. Это так называемая диаметральная упругость. Чем больше упругость, тем лучше уплотняющие свойства кольца, приспособляемость, быстрее его приработка. Однако при этом быстрее идет износ зеркала цилиндра, канавки поршня, самого кольца, больше потери мощности на трение в двигателе. С другой стороны, минимальная сила упругости ограничена необходимостью обеспечить надежное уплотняющее действие кольца при разрежении в цилиндре (на впуске), когда силы давления стремятся сжать кольцо, а также отсутствие колебаний кольца в канавке. Сила упругости колец обязательно регламентируется при их производстве и зависит от их высоты и диаметра.
Для верхних колец высотой 1,5 мм диаметральная упругость обычно лежит в пределах 20+35 Н в диапазоне наиболее распространенных диаметров 75+95 мм. Необходимую силу упругости колец можно получить различными способами, изменяя замок, радиальную ширину или материал (модуль упругости) кольца. Например, при одинаковой высоте узкие кольца с большим замком могут иметь одинаковую упругость с широкими кольцами, обладающими малым замком. Современная тенденция - уменьшение радиальной ширины верхнего кольца.
В этом случае кольцо становится податливым, лучше приспосабливается к возможным отклонениям формы цилиндра из-за деформации или износа. В то же время узкое кольцо имеет меньшую опорную поверхность на торце и сильнее закручивается под действием сил трения и давления, что может спровоцировать ускоренный износ кольца и канавки поршня. Вследствие этих причин ширина кольца является компромиссным решением. Современные двигатели имеют тенденцию к уменьшению высоты колец. Если в 70-х - начале 80-х годов высота верхнего кольца у двигателей с принудительным зажиганием состав- пяла обычно 1,75+2,0 мм, то к концу 80-х - началу 90-х годов - 1,2+1,5 мм и даже 1,0 мм. Кольца меньшей высоты имеют существенно меньшие силы трения в цилиндре, меньший износ на высоких частотах вращения, а также менее склонны к задирам и прижогам, особенно в процессе приработки. Дизельные двигатели вследствие значительно более высоких давлений и тепловых потоков требуют колец увеличенной высоты. Сейчас наиболее распространенная высота верхнего кольца дизелей - 2,0 мм, хотя достаточно распространены кольца высотой 2,5+3,0 мм, а на малых диаметрах цилиндра встречаются кольца высотой 1,75 мм и даже 1,5 мм (ТО ЮТА). На высокофорсированных дизелях нередко применяются кольца с трапецеидальным профилем, с одной или двумя коническими поверхностями и углами конусов 6°, 7°, 10" и 14". При высоких температурах они меньше склонны к закоксовыванию в канавке и обеспечивают меньший износ канавки при высоких давлениях, однако сложнее и дороже в производстве.
Наиболее важное значение для работоспособности и ресурса верхнего кольца имеет распределение его давления на стенки цилиндра. В свободном состоянии поршневое кольцо характеризуется некруглой формой, при этом радиус его наружной поверхности у замка равен радиусу цилиндра. С увеличением расстояния от замка радиус кольца увеличивается, и на стороне, противоположной замку, он максимален. У поршневых колец современных двигателей при установке в круглый цилиндр не допускается просветов между цилиндром и наружной поверхностью кольца. Следовательно, в каждой точке окружности кольцо давит на стенку с определенной силой. Расчеты и эксперименты с различными типами и размерами колец показывают, что по мере износа кольца давление на стенку падает прежде и быстрее всего у замка. Износ кольца в этом случае у замка максимален и тем сильнее, чем выше рабочее давление в цилиндре. Через определенное время работы у кольца в цилиндре появляются просветы на участках вблизи замка.
И хотя такое кольцо еще может некоторое время работать, потеря контакта со стенкой условно определяет его ресурс. У таких колец наблюдается повышенный прорыв газов, что существенно затрудняет запуск двигателя, а также перегрев у замка, что может вызвать прогар поршня из-за ухудшения отвода от него тепла. Очевидно, для увеличения ресурса необходимо изначально у нового кольца иметь у замка повышенное давление. Именно такие эпюры - грушевидные или каплевидные имеют поршневые кольца современных двигателей. Однако вопрос о том, насколько максимальное давление у замка должно быть больше среднего по окружности, достаточно сложен, т.к. определяется типом двигателя и условиями его эксплуатации. Анализ кривых износа показывает, что кольцо с малым, но большим единицы, отношением давления у замка к среднему, меньше изнашивается при небольших давлениях в цилиндре. И наоборот, кольцо с высоким давлением у замка лучше работает при высоких давлениях в цилиндре. При малых давлениях такое кольцо изнашивается неравномерно, несмотря на достаточно равномерный вид эпюры давления на стенки. Очевидно, для обеспечения высокого ресурса у такого кольца необходимо иметь большую толщину покрытия. Кольцо с изначально равномерным давлением, несмотря на небольшой износ, обладает меньшим ресурсом как при больших, так и малых рабочих давлениях в цилиндре. В рассматриваемом случае при одинаковом времени работы  только оно имеет просвет у замка. Этим объясняется тот факт, что кольца с равномерным, а, тем более, с пониженным давлением у замка в четырехтактных автомобильных двигателях не применяются. Практика показывает, что для бензиновых двигателей наибольший ресурс достигается тогда, когда давление кольца на стенку примерно в 1,5 раза больше среднего.
В то же время для дизелей целесообразно иметь отношение давлений порядка 1,8+2,5. Таким образом, у бензиновых двигателей и дизелей кольца различны, даже если они имеют одинаковые размеры (высота, диаметр и т.д.). Их этого следует важный для ремонта вывод о том, что произвольная замена поршневых колец без учета типа двигателя может привести к существенному снижению его ресурса. Изготовление колец с заданной эпюрой давления требует достаточно сложных технологий, включающих обработку поверхностей по специальным копирам.
В настоящее время изготовление колец высокого качества, обеспечивающих высокий ресурс двигателя, возможно только в условиях массового производства на специализированных фирмах. Средние кольца двигателей работают в гораздо более "мягких" условиях по давлению, температуре и смазке, поэтому они обычно не требуют высокопрочных материалов. Наиболее часто для них используется серый легированный чугун с пластинчатым графитом, обладающий хорошей износостойкостью и без специальных покрытий (хотя покрытия и средних колец, в основном, хромом, также не редкость). Одно из важных свойств среднего кольца - "управление маслом", т.е. снятие масла со стенок цилиндра при ходе поршня вниз и пропуск некоторого количества масла к маслосъемному кольцу при ходе вверх.
Для этого среднему кольцу придается определенный профиль. На современных двигателях в качестве средних широко применяются так называемые "минутные" кольца, имеющие наклон образующей к поверхности цилиндра в пределах 0"60'+0°80'. Наклон может быть выполнен не только конической наружной поверхностью кольца, но и закручиванием прямого кольца с помощью фаски на внутренней поверхности. Наиболее часто применяются более простые кольца с закручиванием и «минутные». Широко распространенные на двигателях прошлых лет скребковые кольца сейчас применяются реже, поскольку при уменьшении высоты кольца скребок ослабляет его сечение. Средние кольца с конической наружной поверхностью требуют аккуратности при сборке двигателя. Ошибочная установка кольца на поршень наоборот, т.е. верхним торцом вниз, обычно приводит к значительному (в несколько раз) возрастанию расхода масла. Средние кольца современных двигателей с искровым зажиганием имеют высоту 1,50+1,75 мм (в прошлом - 2,0+2,5 мм).
У многих двигателей тонкие верхние и средние кольца одинаковой высоты (1,5 мм). Такие конструкции впервые начали применять японские фирмы NISSAN, TOYOTA, MAZDA, MITSUBISHI еще в начале 80-х годов. Средние кольца дизелей обычно делаются высотой 2,0+2,5 мм, т.е. равной или меньшей высоты верхнего кольца. Они редко имеют трапецеидальное сечение, даже если верхнее кольцо такой конструкции. На некоторых бензиновых двигателях автомобилей представительского класса, а также нередко на высокофорсированных дизелях средние кольца также имеют износостойкие покрытия. На новых двигателях это, как правило, хром, на более старых иногда применялось молибденирование (MERCEDES-BENZ). Применение конкретного покрытия иногда диктуется материалом гильзы, в которой кольцо без покрытия быстро изнашивается.
Средние кольца, как правило, имеют увеличенную радиальную ширину и нередко большую упругость при сохранении повышенного давления у замка. Требования к эпюре здесь менее строгие, поскольку силы давления газов существенно ниже. Маслосъёмные кольца обеспечивают съём масла с поверхности цилиндра и сброс его в картер через отверстия (пазы) в канавке маслосъёмного кольца. Специфические задачи и условия работы кольца диктуют конструкции и материалы, отличные от среднего и верхнего колец. Наиболее важным для маслосъёмного кольца является хорошая приспособляемость к форме цилиндра и высокое давление на стенки, необходимые для эффективного съёма масла. При этом, несмотря на то, что удельное (на единицу поверхности) давление здесь достаточно высоко, больших износов не наблюдается из-за обильной смазки.
На современных двигателях применяются два основных типа колец - коробчатое кольцо с эспандерной пружиной и наборное кольцо, состоящее из двух дисков и двухфункционального расширителя. Коробчатое кольцо  является скорее маслоуправляющим, чем маслосъёмным, в то время как наборное - чисто маслосъёмным. Отличие в терминологии характеризует принцип действия колец. Коробчатое кольцо дает несколько больший расход масла, но обеспечивает смазку цилиндра и поршня за счет пропуска части масла вблизи мертвых точек. Одной из причин этого может быть "перекладка" поршня, в результате чего один из "гребней" кольца может отрываться от поверхности цилиндра. Этого практически не наблюдается у наборного кольца, диски которого не связаны жестко друг с другом. Поскольку в наборном кольце используются тонкие диски (их толщина обычно 0,50 или 0,63 мм) они хорошо "приспосабливаются" к поверхности цилиндра, гораздо лучше коробчатого кольца. Это обеспечивает практически полный съём масла с поверхности цилиндра, однако может ухудшить смазку колец и поршня в цилиндре и привести к задирам. Во избежание этого иногда приходится изменять конструкцию поршня, чтобы удерживать определенное количество масла у среднего кольца, достаточное для смазки цилиндра и компрессионных колец.
В дизельных двигателях, где нагрузки существенно больше и требования к смазке деталей поршневой группы повышены, используются, как правило, коробчатые маслосъемные кольца. В двигателях с искровым зажиганием японские и американские фирмы в подавляющем большинстве случаев устанавливают наборные кольца, а европейские фирмы, напротив, чаще используют коробчатые кольца. При прочих равных условиях оба типа колец имеют примерно одинаковый ресурс. Так, при большом износе коробчатого кольца значительно уменьшается высота гребешков и увеличивается зазор в замке, что ведет к резкому увеличению расхода масла. У наборного кольца этого, как правило, не происходит, пока диски остаются выше расширителя. При этом увеличенный зазор в замке одного из дисков "перекрывается" другим диском, замок которого расположен в другом месте. Однако даже при небольшом износе дисков резко падает сила упругости расширителя, что также вызывает увеличение расхода масла из-за уменьшения удельного давления дисков на поверхность цилиндра.
Большинство двигателей выпуска 80-х годов имели высоту маслосъемных колец ряда 2,8; 3,0; 3,5 и 4,0 мм, а также 4,75 мм для некоторых американских моделей, причем преимущественно применялись более высокие кольца. С начала 90-х годов можно заметить тенденцию уменьшения высоты маслосъёмных колец (у некоторых последних двигателей - до 2,5 и даже до 2,0 мм). Уменьшение высоты маслосъёмных колец имеет большое значение, т.к. позволяет снизить высоту и массу поршней и всего двигателя в цепом. Коробчатые кольца обычно изготавливают из серого легированного чугуна, способного длительное время работать в паре с чугунной гильзой и без специальных покрытий. Многие двигатели имеют хромированные коробчатые кольца, причем хромироваться могут только рабочие "гребешки" кольца или вся его наружная поверхность.
Некоторые дизельные японские двигатели (TOYOTA) имеют стальные хромированные коробчатые кольца, изготавливаемые методом проката из стальной калиброванной ленты. Встречаются коробчатые маслосъемные кольца с хромированной и полированной поверхностью канавки эспандерной пружины. Это позволяет уменьшить трение пружины в канавке и улучшить равномерность давления кольца на стенку цилиндра. С этой точки зрения определенные требования предъявляются и к эспандерным пружинам. Иногда пружины снаружи шлифуются для увеличения опорной поверхности и снижения трения. Встречаются хромированные и полированные пружины, а также пружины с переменным шагом. Эти мероприятия также позволяют сделать износ кольца более равномерным.
Диски наборных маслосъёмных колец изготавливаются из углеродистой стальной калиброванной ленты. Наружная поверхность диска хромируется (спой хрома 0,08+0,12 мм) и имеет полукруглый (бочкообразный) профиль для улучшения приработки. Двухфункциональные расширители наборных колец имеют большое разнообразие конструкции. Задача двухфункционального расширителя - держать диски в канавке на определенном расстоянии и прижимать их к поверхности цилиндра. Наиболее часто применяются расширители из нержавеющей (15+20% Сr, 5+10% Ni) стальной калиброванной ленты, которая в процессе изготовления нагартовывается, приобретает пружинные свойства и практически не теряет их в эксплуатации. Реже используются расширители из углеродистой стали. Следует отметить, что некоторые конструкции расширителей при установке в цилиндр обеспечивают дополнительное давление дисков на стенки канавки поршня, что улучшает съём масла с поверхности цилиндра.

2.3.3. Поршневые пальцы

Поршневой палец является весьма ответственной деталью двигателя, передающей нагрузки от поршня к шатуну. Палец обычно работает в паре с мягкими материалами - алюминием (поршень) и бронзой (втулка верхней головки шатуна). Вследствие этого рабочая поверхность пальца должна иметь высокую твердость. С другой стороны, палец работает в условиях высоких циклических нагрузок, что требует применения вязких материалов, обладающих высокой усталостной прочностью. Эти требованиям удовлетворяют легированные никелем и хромом стали с низким содержанием углерода, наружная поверхность которых цементирована или азотирована при сохранении вязкой основы (сердцевины). Наружная поверхность пальца из условия обеспечения высокого ресурса должна быть обработана с весьма высокой точностью (овальность и конусность не более 2+3 мкм) и иметь шероховатость не более 0,2 мкм, что достигается суперфинишной обработкой. Внутренняя поверхность из условия повышения усталостной прочности не должна иметь шероховатость более 5+10 мкм.
Следы грубой обработки (риски, царапины и т.д.) являются крайне нежелательными концентраторами напряжений. Большинство бензиновых двигателей имеют поршневые пальцы диаметром 20+23 мм с цилиндрическим внутренним отверстием. Пальцы диаметром 17+19 мм имеют двигатели малого рабочего объёма (до 1600+1700 см3), в том числе многие японские двигатели. Пальцы диаметром более 23 мм на современных бензиновых двигателях применяются редко. Во время работы двигателя палец испытывает большие изгибающие нагрузки. Изгиб пальца приводит к его овализации, т.е., чем больше деформация изгиба, тем более овальным становится поперечное сечение пальца. Явление овализации нежелательно с точки зрения износа пальца и сопрягаемых деталей. Поэтому в современных высокофорсированных двигателях имеется тенденция увеличения толщины стенок пальцев и уменьшения их длины. Особенно эффективно здесь использование способа фиксации шатуна от осевого перемещения в бобышках поршня.
Повышение прочности пальца за счет увеличения толщины его стенок при прочих равных условиях приводит к возрастанию его массы и, соответственно, инерционных нагрузок на другие детали двигателя (шатун, коленчатый вал и т.д.). Поэтому нередко встречаются конструкции пальцев с нецилиндрическим отверстием, в том числе с коническим, или с усилением сечения в центре. Недостатком таких конструкций является их более высокая стоимость. Поршневые пальцы дизелей легковых автомобилей вследствие значительно более высоких нагрузок обычно имеют диаметры в пределах 24+30 мм. Увеличение диаметра пальца позволяет в этом случае сохранить невысокий уровень удельных нагрузок на поверхности. В то же время пальцы дизельных двигателей имеют примерно в 1,5+2 раза более толстые стенки для обеспечения их жесткости и прочности.

2.4. Головка блока цилиндров, газораспределительный механизм и его привод

2.4.1. Конструкция головок блока цилиндров и камеры сгорания двигателей

На всех рядных бензиновых двигателях и подавляющем большинстве дизелей легковых автомобилей применяются исключительно головки блочной конструкции, т.е. одна головка на все цилиндры (на весь блок цилиндров). Одно из наиболее важных требований к головке блока - хорошее охлаждение стенок камеры сгорания и выпускного канала. Это, с одной стороны, означает интенсивный отвод тепла от стенок в охлаждающую жидкость, т.е. эффективное охлаждение созданием в головке потоков определенного направления. Иногда с этим связаны различные размеры отверстий или вообще их отсутствие на прокладке головки блока в местах, где каналы рубашки охлаждения блока цилиндров совпадают с каналами охлаждения головки. С другой стороны, в стенках головки не должно возникать больших перепадов температур. Обычно это наблюдается при значительном изменении толщины стенок камеры сгорания и различной интенсивности их охлаждения. Такая картина характерна для перемычек между седлами клапанов и между седлом и стенкой (крышкой) форкамеры дизелей, особенно при их близком расположении друг к другу. Недостаточное охлаждение стенки камеры сгорания у некоторых двигателей при определенных условиях приводит к перегреву, короблению, появлению и развитию трещин в указанных сечениях.
В головке размещается распределительный механизм, включающий впускные и выпускные клапаны, разделяющие каналы впуска и выпуска соответственно, с камерой сгорания. С помощью различного типа устройств (рычаги, коромысла, толкатели, штанги) клапаны связаны с кулачками распределительного вала. Распределительный вал, в свою очередь, кинематически связан с коленчатым валом элементами привода (зубчатый ремень со шкивами или цепь со звездочками). Распределительный вал может быть расположен в головке блока цилиндров (двигатели ОНС - с верхним распределительным валом) или вне головки - в блоке цилиндров (двигатели OHV - с нижним распределительным валом). На современных двигателях нередко применяется схема DOHC - с двумя верхними распределительными валами в головке блока.
Головки американских двигателей прошлых лет выпуска (GM, FORD, CHRYSLER), в том числе двигатели классических схем V6 и V8 с нижним расположением распределительного вала, изготавливались из чугуна. Чугунные головки применялись в прошлом и на рядных двигателях с верхним расположением распределительного вала (FORD, OPEL). Преимуществом чугуна является низкий коэффициент температурного расширения и большая жаропрочность и износостойкость, что позволяло нередко обходиться без вставных седел и направляющих втулок клапанов.
Однако чугунные головки резко увеличивают массу двигателя, а из-за своей низкой пластичности чугун чувствителен к местным (локальным) перегревам, ведущим к появлению трещин, особенно вблизи седел выпускных клапанов. Вследствие этого чугун сейчас практически полностью вытеснен силуминами - алюминиевыми сплавами с содержанием кремния около 6+10%. На последних японских двигателях (TOYOTA) встречаются головки из спеченных порошковых материалов на основе алюминия, содержащих 14+18% кремния при сохранении высоких механических свойств материала. Это дает возможность значительно снизить коэффициент линейного расширения и, следовательно, делает более стабильными тепловые зазоры в клапанном механизме, зазоры в опорных подшипниках распределительного вала, а также уменьшает чувствительность двигателя к перегреву. На некоторых дизелях (ROVER, ALFA ROMEO) каждый цилиндр блока имеет свою отдельную (индивидуальную) головку. Такая конструкция менее чувствительна к перегреву, т.к. все деформации локализуются на небольшой длине каждой головки. Однако индивидуальные головки уменьшают продольную жесткость конструкции двигателя, вследствие чего требуют более прочного и тяжелого блока цилиндров.
Поэтому такие конструкции не получили распространения на легковых автомобилях. Головка блока цилиндров крепится на блоке болтами или шпильками с гайками. Если блок цилиндров чугунный, то в большинстве случаев применяются болты. Болты крепления головки блока изготавливаются из высокопрочных материалов (легированные стали). Болты головки при небольшом диаметре - обычно 10+12 мм, обеспечивают значительные моменты затяжки - 70+150 Н-м. Большие моменты затяжки необходимы для обеспечения герметичности стыка головки и блока в широком диапазоне рабочих температур. В 80-х годах наряду с традиционной конструкцией болтов для головок блока, крышек коренных подшипников и шатунов получили распространение болты, работающие на пределе текучести.
Для таких болтов регламентируется не максимальный момент затяжки, а угол, на который надо довернуть болт, затянутый предварительным моментом (обычно около половины максимального). Преимуществом этих болтов является более равномерное и стабильное по времени эксплуатации усилие затяжки (например, при перегреве двигателя усилие затяжки остается неизменным), однако повторное их использование проблематично. Так, при ремонте далеко не всегда удается повторно завернуть болты с рекомендуемыми моментами и углами доворота во избежание их поломки. Поэтому болты традиционной конструкции для ремонта более предпочтительны. У двигателей с алюминиевыми блоками цилиндров вместо болтов нередко используются шпильки (ALFA ROMEO, FIAT, PORSCHE), что связано с возможностью повреждения резьбы в мягком материале при многократной их затяжке. На некоторых двигателях (HONDA) применяется комбинированный вариант: и шпильки и болты, причем шпильки по краям блока. Обычно головка и прокладка головки центрируются на блоке с помощью двух центрирующих втулок, расположенных на крайних болтах. Центрирование важно для обеспечения параллельности осей коленчатого и распределительного валов, а также для совпадения отверстий в прокладке, блоке и головке цилиндров.
Без втулок в некоторых двигателях возможен сдвиг края прокладки через край цилиндра. В таком случае даже небольшое выступание днища поршня над плоскостью блока в ВМТ может привести к стукам, повреждению поршня и прокладки, а также быстрому ее прогоранию. Головки цилиндров двигателей прошлых лет выпуска имели, в основном, два клапана на один цилиндр - один впускной и один выпускной. С середины 80-х годов наметился переход на многоклапанные конструкции - трехклапанные (два впускных и один выпускной) и четырехклапанные (по два впускных и выпускных клапана). В четырёхклапанных головках, как правило, применяются два верхних распределительных вала, однако существуют конструкции и с одним распределительным валом (HONDA, MITSUBISHI, NISSAN).
Головки с тремя клапанами на цилиндр имеют обычно один распределительный вал. Поверхность головки блока совместно с поверхностями днища поршней образуют камеры сгорания. Конструкция головки блока зависит, в основном, от формы камеры сгорания и количества клапанов на один цилиндр. Рассмотрим вначале широко распространенные в прошлом двухклапанные головки. Здесь можно выделить схемы продольного, поперечного и косого расположения клапанов по отношению к оси двигателя, а также различные способы их привода - коромыслами, рычагами или толкателями.
Полусферические и шатровые камеры сгорания предполагают поперечное или косое расположение клапанов, причем под углом друг к другу. Наиболее часто здесь используется привод с помощью коромысел. На некоторых двигателях при такой схеме применяются два распределительных вала, что позволяет использовать в приводе рычаги (MERCEDES-BENZ, OPEL) или толкатели (TOYOTA, ALFA ROMEO, FIAT), однако такие конструкции для данных схем двухклапанных головок встречаются реже. Продольное расположение клапанов характерно для полуклиновых, овальных и цилиндрических камер сгорания. Для этих схем широко используют все способы привода клапанов - коромыслами, рычагами и толкателями. В отличие от полусферических и шатровых камер с поперечным и косым расположением клапанов, где впускные и выпускные каналы выходят на разные стороны головки, у полуклиновых камер с продольным расположением клапанов каналы чаще направлены в одну сторону. Конструкция головки при этом несколько упрощается, т.к. клапаны расположены параллельно и лежат в одной плоскости. Полуклиновые камеры сгорания позволяют увеличить площадь вытеснительных поверхностей и интенсивность перемешивания (турбулентность) топливо-воздушной смеси при воспламенении.
Поэтому двигатели с такими камерами нередко менее склонны к детонации. Однако подобная конструкция ограничивает размеры клапанов и, соответственно, проходные сечения каналов, что несколько снижает удельную (литровую) мощность двигателя. Головки с поперечным или косым расположением клапанов имеют существенное преимущество перед конструкциями с продольно расположенными клапанами. Депо в том, что поперечно расположенные клапаны могут стоять под углом и с малым расстоянием между тарелками.. Кроме того, при продольном расположении клапанов их не удается разместить близко друг к другу, т.к. иначе стенка между ними окажется очень тонкой. В случае поперечного расположения тарелки клапанов могут быть приближены, поскольку каналы впуска и выпуска всегда идут по разные стороны головки. Вышесказанное объясняет тот факт, что двигатели с поперечно расположенными клапанами имеют, как правило, более высокую литровую мощность. Необходимость перехода на многоклапанные конструкции головок обусловлена стремлением получить большую литровую мощность двигателя.
Так, если в начале 80-х годов двигатель объёмом 1500 см3 с двухклапанной головкой обычно имел максимальную мощность порядка 75+80 л.с. (50+55 кВт), то в конце 80-х при том же объёме, но с 4-клапанной головкой - уже порядка 100 л.с. (75 кВт). Такое существенное повышения мощности объясняется увеличением проходных сечений каналов впуска и выпуска, т.е. ростом коэффициента наполнения. Это можно пояснить на следующем простом примере. Если допустить, что все клапаны одинаковы, то из очевидных геометрических соотношений для 4-клапанной головки нетрудно получить отношение диаметра клапанов, вписанных в окружность цилиндра, к диаметру этого цилиндра. Таким образом, переход на четырёхклапанную головку, согласно такому приближенному расчету увеличивает проходные сечения каналов на 30%.
Если же сравнивать двух- клапанную головку с продольным расположением клапанов и четырёхклапанную, в которой впускные и выпускные клапана расположены под углом, то разница может быть еще больше. Многоклапанные головки имеют, как правило, иные, нежели двухклапанные, формы камер сгорания. Четырёхклапанные конструкции наиболее часто встречаются с шатровой камерой сгорания, имеющей небольшие вытеснитепьные поверхности. У трёхклапанных головок, имевших определенное распространение во второй половине 80-х годов, камера сгорания обычно более сложная. Так, некоторые двигатели (HONDA, MITSUBISHI) имеют помимо основных клапанов (1+2 впускных и 1 выпускной) дополнительный клапан малого диаметра, открывающий подачу обогащенной смеси из карбюратора в форкамеру.
При этом через основной впускной клапан подается обедненная смесь, поджигаемая факелом изфоркамеры. Фирма HONDA в конце 70-х годов первой реализовала на серийном автомобиле такой процесс, названный CVCC. Следует отметить, что подобные системы дают снижение расхода топлива и токсичности, но достаточно капризны при неисправностях системы питания и нагарообразовании в камерах сгорания, связанных с эксплуатацией двигателя на топливе и масле низкого качества. Камеры сгорания дизелей были рассмотрены выше. Подавляющее большинство дизелей имеют двухклапанные головки с продольным расположением клапанов и только некоторые - косое. Наиболее часто здесь используется привод клапанов коромыслами и толкателями, реже - рычагами.
Продольное расположение клапанов у дизелей обусловлено необходимостью обеспечить малый объем камеры сгорания (высокую степень сжатия) и размещение форкамеры или вихревой камеры. В последние годы на легковых дизелях появились конструкции с четырехклапанными головками, однако пока они не получили широкого распространения из-за сложности. Вихревая камера у дизелей представляет собой полость внутри головки, которая закрыта крышкой заподлицо с плоскостью головки. Крышка вихревой камеры запрессовывается в соответствующее гнездо головки обычно с натягом 0,05+0,08 мм. При работе двигателя крышка испытывает высокие тепловые нагрузки - циклы нагрева (при сгорании) и охлаждения (при впуске). Для ее изготовления используются жаропрочные стали с содержанием хрома более 13+15%.
Дополнительным требованием к материалу является низкий коэффициент линейного расширения (чтобы исключить растрескивание), поэтому содержание никеля в этих материалах обычно не превышает 1,0+1,5%. Некоторые фирмы (MERCEDES-BENZ) используют вместо вихревых камер вставные предкамеры, зажимаемые при затягивании форсунки. Требования к материалам предкамер аналогичны. Для нормальной работы дизеля необходимо обеспечить защиту распылителя форсунки от воздействия высокой температуры, вызывающей коксование топлива. С этой цепью форсунку уплотняют по торцу распылителя с помощью "мягкой" медной шайбы, дающей хороший тепловой контакт и отвод теп- па от распылителя в головку. Кроме того, применяются различные противопригарные шайбы, экранирующие распылитель от горячих газов в камере сгорания. Затягивание форсунок всегда выполняется определенным моментом (в среднем 50+70 Н-м, в противном случае возможно нарушение теплового контакта между деталями и их повреждение.
В головке блока располагаются каналы подачи масла ко всем узлам трения - опорам и кулачкам распределительного вала, элементам привода клапанов (коромыслам, толкателям).
В большинстве конструкций вдоль головки выполнено отверстие - масляный канал, с помощью которого масло распределяется по длине головки. Масло в этот канал поступает через вертикальный масляный канал блока и головки. Вертикальный канал может быть расположен в средней части или на краях головки.
В некоторых конструкциях встречаются два подающих канала - в передней и задней части головки. Заглушки масляных каналов гоповки аналогичны заглушкам, применяемым на блоках цилиндров. В глухих частях каналов у заглушек, также как и на блоке, возможно скапливание частиц износа и загрязнений, с трудом удаляемых при ремонте. У двигателей с нижним расположением распределительного вала (OHV) и гидротолкателями подача масла в головку осуществляется обычно через полые штанги привода клапанов, откуда через отверстия в коромыслах масло поступает к опорам (осям) коромысел. У двигателей OHV с ручной регулировкой зазоров в клапанном механизме чаще используется подача масла через специальный канал к оси коромысел. Масло, поступающее в головку, после смазки пар трения стекает в каналы слива.
На некоторых двигателях конфигурация верхней части головки блока такова, что при движении масла образуются застойные зоны, где собираются частицы загрязнений и износа (различные углубления и карманы). Это следует учитывать при ремонте, т.к. иногда эти зоны трудно поддаются промывке. Некачественная промывка в таких случаях приводит к последующему попаданию твердых частиц в систему смазки и повреждению деталей (в первую очередь, вкладышей коленчатого вала). Расположение каналов слива масла имеет достаточно важное значение для надежной работы системы смазки. Обычно слив выполняется в передней и задней части головки с одной или разных сторон. У двигателей с цепным приводом распределительного вала слив в передней части образуется автоматически в зоне привода, при других схемах делается специальный канал.
Встречаются также конструкции со сливным каналом в средней части. Расположение каналов слива согласуется также с наклоном двигателя. При движении автомобиля возникают продольные и боковые ускорения, при которых масло может задерживаться в головке при неудачном расположении каналов слива.
Если уровень масла в картере недостаточен, это может стать причиной "масляного голодания" и выхода двигателя из строя, особенно в случае затяжного действия ускорений (прохождение поворотов на большой скорости, быстрые разгоны, рельеф дороги). Распределительный механизм у подавляющего большинства двигателей сверху закрыт крышкой. Применяются как стальные штампованные, так и литые алюминиевые крышки. На современных двигателях имеется тенденция устанавливать преимущественно алюминиевые крышки, лучше заглушающие шум.
Учитывая, что многие современные двигатели, особенно, с четырехклапанными головками, оснащаются гидротолкателями, необходимость в периодическом снятии крышки головки отпадает, т.к. не нужна регулировка зазоров в приводе клапанов. Вследствие этого на некоторых последних конструкциях (VOLVO) крышка является одновременно верхней половиной корпуса подшипников распределительного вала, т.е. отпита как одна деталь с крышками подшипников.

2.4.2. Клапаны газораспределения

Клапаны работают в условиях ударных нагрузок при высоких температурах. Ударные нагрузки возникают в момент открытия (сжатие) и закрытия (растяжение) и являются знакопеременными, т.е. опасными с точки зрения усталостной прочности. Температура тарелки выпускного клапана достигает 800+900°С, в то время как конца его стержня - 150н-200°С. Для того, чтобы обеспечить работоспособность клапана в таких условиях, необходимо иметь определенную конструкцию деталей клапанного механизма и надлежащие материалы. Рассмотрим более подробно клапан, установленный в головке блока цилиндров.
Все конструкции с алюминиевыми головками и большинство - с чугунными имеют вставные седла и направляющие втулки. Тарелка клапана 1 опирается на седло 2, запрессованное в соответствующее гнездо головки, а стержень 4 расположен в направляющей втулке 3, также запрессованной в отверстие головки. На конце стержня клапана имеется проточка для установки сухарей 8, фиксирующих тарелку 7 и пружины 5 и 6. На втулку сверху одевается маслоотражательный колпачок 9, препятствующий попаданию масла через зазор между стержнем и втулкой в камеру сгорания или выпускной канал.
При работе двигателя тарелка клапана нагревается от горячих газов. Выпускной клапан большую часть времени цикла находится в потоке продуктов сгорания, в то время как впускной клапан периодически охлаждается холодным воздухом или топливо- воздушной смесью, и его температура существенно ниже (порядка 450+500°С). Большая часть тепла от нагретой тарелки сбрасывается в седло, а меньшая - распространяется выше по стержню и уходит через направляющую втулку. Для обеспечения работоспособности клапана его тарелка должна хорошо контактировать с седлом, причем по определенной площади. Большинство неисправностей, связанных с клапанным механизмом, возникает из-за неплотной посадки клапана на седло вследствие износа седла, фаски и стержня клапана, направляющей втулки. Так, износ фасок клапана и седла приводит к постепенному "утопанию" клапана в головке, уменьшению зазора в механизме привода, ухудшению контакта тарелки с седлом. Сильно нагретый клапан в процессе работы двигателя расширяется сильнее, чем головка блока.
Если зазор в его приводе, например, в холодном состоянии будет недостаточным, то при работе горячий клапан "зависнет", а это приведет к его перегреву и прогару. Неплотная посадка клапана возможна также вследствие износа стержня и направляющей втулки (обычно, в направлении, перпендикулярном оси распределительного вала, т.е. в направлении действия боковых нагрузок на клапан). В этом случае может происходить неравномерный износ седла, а клапан контактирует тогда с седлом только на небольших участках окружности тарелки. Негерметичность клапана приводит не только к ухудшению теплоотдачи в седло, но и дополнительному нагреву клапана за счет прохода горячих газов через просветы между седлом и клапаном. Тогда процесс разрушения клапана может происходить лавинообразно - чем больше образуется щель в седле, тем больше перегрев и быстрее разрушение тарелки. При сильном нагреве выпускного клапана возможен также перегрев седла и ослабление его посадки в головке. В некоторых случаях это может привести к выпаданию седла и весьма серьезным разрушениям в двигателе. В процессе эксплуатации втулка и стержень клапана по длине также изнашиваются неравномерно - в нижней части вблизи канала обычно сильнее. Особенно это характерно для выпускных клапанов.
Износ стержня выпускного клапана внизу нередко связан с высокой его температурой. Так, стержень, нагреваясь внизу, несколько расширяется (на 0,015+0,030 мм) и постепенно изнашивает втулку, которая приобретает коническую форму, близкую к форме нагретого стержня. Вследствие тяжелых условий работы для клапанов используют специальные жаропрочные материалы - стали и сплавы с большим содержанием хрома (10% и более), никеля, молибдена или вольфрама. Иногда для выпускных клапанов используют разнородные материалы, соединяемые диффузионной сваркой: для тарелки - жаропрочные сплавы, а для стержня - сталь. Стержни клапанов некоторых двигателей (MERCEDESBENZ, BMW, VOLKSWAGEN, GM и др.) хромируются для повышения их износостойкости, особенно когда направляющая втулка выполнена из мягкого материала (бронза). Иногда фаска выпускных клапанов покрывается споем твердого сплава - стеллита, а торец стального стержня закаливается токами высокой частоты (ТВЧ). Особенно высокие требования предъявляются к выпускным клапанам двигателей с наддувом и дизелей, где используются наиболее жаропрочные и износостойкие материалы. На некоторых двигателях (MERCEDES-BENZ) применяются полые выпускные клапаны, в которых во внутренней полости находится натрий.
Такой охлаждаемый клапан позволяет значительно увеличить отвод тепла через стержень во втулку. Натрий заполняет внутреннюю полость клапана частично и при возвратно-поступательном движении клапана двигается вверх-вниз, играя роль жидкого теплоносителя. В результате поток тепла во втулку с 10+15% от общего количества тепла, проходящего через клапан, возрастает до 25+30%, а температура тарелки падает. Недостатками охлаждаемых клапанов является более толстый стержень, большая масса и высокая стоимость, поэтому они не получили широкого распространения. Общей тенденцией для двигателестроения является уменьшение диаметра стержня клапана. Если двигатели прошлых лет имели диаметр стержня обычно 8+9 мм (некоторые даже 10+11 мм), то сейчас с переходом на многоклапанные конструкции диаметр стержня уменьшился до 7 мм, а на некоторых двигателях до 6,0 мм и даже до 5,5 мм. Большинство клапанов автомобильных двигателей имеет фаску 44+45° шириной 1,5+2,5 мм, однако встречаются конструкции с фаской 30е (ALFA ROMEO).
Профили седел выполняются ступенчатыми, т.е., помимо уплотнительной фаски, на седле создаются примыкающие фаски. Подобная конфигурация седла уменьшает сопротивление потоку газов при течении через клапан. Уплотнительная фаска седла имеет обычно несколько меньшую ширину, чем фаска клапана. Седла запрессовываются в алюминиевую головку с натягом 0,10+0,12 мм. Такой натяг необходим, чтобы исключить выпадение седла при нагреве, когда, например, головка из алюминиевого сплава расширяется больше, чем чугунное седло. С этой же целью на седлах нередко делают канавки или фаски с последующей завальцовкой материала головки на фаску. В чугунных головках натяг седла может быть уменьшен до 0,08+0,10 мм. Седла клапанов, особенно выпускных, работают в тяжелых условиях ударных нагрузок, высокой температуры и агрессивной среды (отработавшие газы). Поэтому требования к материалу здесь достаточно высоки. Обычно применяют высокопрочные и жаропрочные чугуны или, реже, легированные стали, однако в последние годы появились специальные спеченные порошковые материалы. На последних моделях дизелей применяются также седла из специальной бронзы, обеспечивающей улучшение отвода тепла от тарелок клапанов. Направляющая втулка клапана работает в паре со стержнем и должна обладать высокой износостойкостью в условиях повышенных температур и недостаточной смазки. Наиболее распространены втулки из чугуна, бронзы и спеченных материалов (металлокерамики).
Выбор того или иного материала втулки всегда согласован с материалом стержня клапана для получения высокой долговечности деталей. В этой связи следует отметить, что произвольная замена материалов пары при ремонте может существенно сократить ресурс этих деталей. Недостаточная смазка пары "стержень — втулка" является следствием уплотнения стержня с помощью маслосъемного (маслоотражательного) колпачка. Поэтому различные уплотнения стержня не должны быть абсолютно герметичны, т.е. необходимо дозировать масло таким образом, чтобы небольшое его количество попадало во втулку. Иногда для удержания масла внутри втулки делают небольшие канавки (резьбу) с шагом 2+3 мм. Применяются различные варианты втулок клапанов. Натяг в отверстии головки для посадки втулок зависит от материалов, точнее, от их коэффициентов линейного расширения. Так, для бронзовых втулок в алюминиевых головках и для чугунных или стальных втулок в чугунных головках большого натяга не требуется - в среднем он составляет 0,04+0,05 мм.
В то же время для стальных и чугунных втулок в алюминиевых головках натяг больше - до 0,06+0,08 мм. Плотная посадка втулки необходима не столько для предотвращения ее смещения в отверстии, сколько для хорошего теплового контакта с головкой и обеспечения отвода тепла от стержня клапана. Пружина клапана предназначена для возврата клапана на седло после его открытия, удержания клапана в закрытом положении и исключает разрыв кинематической связи между кулачком распределительного вала и клапаном. В большинстве конструкций пружина упирается в тарелку, которая фиксируется на конце стержня клапана двумя сухарями. Пружины клапанов должны обеспечивать отслеживание профиля кулачка элементами привода (рычаги, коромысла, толкатели) на максимальных частотах вращения.
Поэтому чем больше масса клапана, тарелки и элементов его привода, тем жестче должна быть пружина. Нередко на одном клапане ставят две концентрических пружины, что улучшает компактность конструкции и увеличивает её надежность. На современных двигателях для фиксирования тарелки пружины на стержне клапана используются сухари. Сухари встречаются, как правило, двух видов - с одним или тремя внутренними поясами. Сухари с одним поясом жестко фиксируют клапан с тарелкой, при этом между двумя сухарями остается зазор по окружности клапана.
Сухари с тремя поясами обычно сходятся по окружности, при этом допускают достаточно свободное вращение клапана при частоте вращения 1500+2000 мин- 1 , в то время как в конструкции с сухарями, имеющими один пояс, поворот клапана возможен при частоте вращения более 3000+3500 мин- 1 .Поворот клапана при работе двигателя необходим для равномерного износа седла, фаски, стержня и торца клапана. Поэтому иногда между торцом пружины и головкой блока ставят опорный роликовый подшипник. Подшипник в тарелке клапана применяется редко, поскольку это увеличивает силы инерции и требует более жесткой пружины.
Подшипники используются обычно только на выпускных клапанах, т.к. впускной клапан работает в значительно более "мягких" условиях. На некоторых дизелях прошлых лет выпуска применялись специальная колпачковая гайка и резьба на конце стержня клапана  вместо сухарей и канавки на стержне.
Подобные конструкции не используются на современных дизелях из-за увеличенной массы деталей и больших сил инерции. Для уменьшения износа торца клапана нередко используется промежуточный толкатель в виде шайбы. Шайба имеет очень высокую твердость (HRC > 58), гораздо большую, чем можно достичь на торце клапана. Это предохраняет торец от износа при поперечном перемещении конца рычага или коромысла при работе клапана.

2.4.3. Распределительные валы, их подшипники и опоры

Распределительный вал управляет процессом открытия и закрытия клапанов. Это достигается с помощью кулачков, выполненных на валу. Профиль кулачков у конкретного двигателя строго определенный и зависит от конструкции элементов привода клапанов, максимальной частоты вращения, степени форсирования двигателя и т.д. Элемент конструкции, работающий по кулачку распределительного вала (толкатель), испытывает ускорения и замедления. Чем больше частота вращения, тем больше эти ускорения, а значит, и нагрузки на детали, работающие с этими ускорениями, в том числе клапан. Ускорения толкателя не могут быть произвольными, в частности, слишком большими. При этом клапан перестанет отслеживать движение толкателя или профиля кулачка, из-за чего могут возникнуть удары, приводящие к поломкам деталей механизма или их ускоренным износам.
Профиль кулачка, помимо ускорения, определяет и скорость движения клапана. Особенно важна скорость клапана в момент посадки на седло - чем она меньше, тем меньше износ фаски и седла клапана. Ужесточение требований к двигателям привело к разработке профилей кулачков и конструкций привода клапанов, обеспечивающих повышение мощности, долговечности и снижение шума двигателя. Повышение мощности двигателя связано в данном случае с увеличением наполнения цилиндров. При прочих равных условиях, в том числе, при одинаковой длительности, например, фазы впуска, наполнение цилиндра улучшится, если клапан будет быстрее открываться и закрываться. Однако характерные для этого ускорения вызывают большие нагрузки на детали, что приводит к шумности работы механизма и снижению его долговечности.
Таким образом, конструкция механизма должна удовлетворять противоречивым требованиям. Кроме того, на высоких частотах вращения, характерных для современных двигателей, на усилия в деталях распределительного механизма влияют упругие деформации этих деталей. Все это учитываются при профилировании кулачков распределительного вала. На современных двигателях легковых автомобилей получили наибольшее распространение безударные профили, обеспечивающие плавное изменение ускорений при открытии клапана. Встречаются также распределительные валы с несимметричными кулачками, позволяющими предотвратить отрыв толкателя от кулачка при высоких частотах вращения на нисходящей стороне кулачка (за счет уменьшения ускорения толкателя и клапана). Чтобы получить на конкретном двигателе безударную работу механизма, необходима высокая точность обработки кулачков. Поскольку в эксплуатации нередки случаи износа кулачков распределительного вала, с учетом вышесказанного ремонт кулачков, т.е. восстановление их профиля, оказывается очень сложной задачей. На поверхности кулачка при нажатии на толкатель возникают большие удельные нагрузки (давления). Чтобы обеспечить необходимую долговечность, кулачки должны быть сделаны из соответствующего материала и иметь определенную поверхностную твердость. Большинство двигателей иностранных автомобилей имеют распределительные валы из высокопрочного чугуна, легированного хромом, никелем и молибденом.
Применяются различные способы создания поверхностной твердости. Наиболее распространенным является так называемый "отбел" - значительное увеличение твердости легированного чугуна при быстром охлаждении (закалке). "Отбеленные" распределительные валы приобретают хрупкость, что может приводить к их поломке даже при не слишком больших ударных нагрузках (например, при обрыве зубчатого ремня и ударе поршня по клапану). Поэтому широко распространены и другие методы поверхностного упрочнения кулачка, в том числе закалка токами высокой частоты (ТВЧ), обеспечивающая сохранение сердцевины вала более пластичной. Для обеспечения подобных противоречивых требований на некоторых двигателях применяются составные распределительные валы, у которых кулачки из специального твердого сплава напрессованы на соответствующие шлице- вые пояса более "мягкого" вала (FORD), однако подобные конструкции не получили распространения из-за сложности и увеличенных габаритов. Материал вала и поверхностная твердость кулачка должны быть "согласованы" с материалом толкателя, иначе не удается обеспечить надежности и долговечности механизма. Очень важное значение имеет смазка кулачков и толкателей. Нарушение или отсутствие подачи масла ведет к задирам и/или ускоренному износу их рабочих поверхностей. Обычно применяют две основные схемы смазки кулачков - принудительной подачей масла на каждый кулачок с помощью специального коллектора - трубки с отверстиями (это может быть ось коромысел), или разбрызгиванием, т.е. касанием кулачками поверхности масла в масляной ванне, образованной стенками головки под распределительным валом. Иногда масло к кулачкам попадает, стекая с толкателей, если они расположены выше вала.
Применяется также схема смазки подачей масла под давлением через полый распределительный вал и отверстия в кулачках. Распределительный вал вращается в опорах - подшипниках скольжения. Наиболее распространена конструкция с разъёмными крышками подшипников. Плоскость разъёма крышек обычно является при этом верхней плоскостью головки блока. Крышки могут быть выполнены как отдельно, так и вместе с элементами крепления, например, осей коромысел. Данный вариант применяется для всех типов механизмов привода клапанов, при этом диаметры опорных шеек распределительного вала обычно одинаковы и невелики, меньше, чем диаметр цилиндрической части кулачков. Наиболее часто эта конструкция встречается в алюминиевых головках, когда парой подшипников опор является сочетание относительно мягкого силумина (отверстие) и твердого чугуна (распределительный вал). На некоторых дизельных двигателях с чугунными головками (TOYOTA) крышки могут быть алюминиевыми, а со стороны головки устанавливаются специальные вкладыши. Конструкция с крышками обладает на практике весьма высокой надежностью. Жесткость опор здесь высока, особенно, если привод клапанов осуществляется коромыслами, нагружающими опоры в направлении сверху вниз
Тогда крышки могут быть выполнены с достаточно тонкими стенками. Для других схем привода клапанов требуются крышки с более толстым сечением. Конструкции с разъемными крышками также более удобны при ремонте (растачивании) опор, поскольку можно обеспечить при необходимости, если это позволяет механизм привода клапанов, сохранение номинального диаметра постелей после расточки. Кроме того, в эксплуатации всегда можно быстро и легко снять распределительный вал, например, для замены его сальников или маслоотражательных колпачков. Недостаток этого варианта - склонность крышек опор к поломке при перегреве в режиме масляного голодания, особенно в конструкциях с коромыслами и относительно тонкими крышками (TOYOTA). Другая часто встречающаяся конструкция - опоры распределительного вала образованы внутри головки и не имеют разъёмов. В этом случае чаще применяется привод клапанов коромыслами, поскольку для других схем привода сложно обеспечить сборку и разборку головки. Встречаются два варианта - с одинаковыми и различными диаметрами опор. В обоих вариантах вал обычно устанавливается в головку в одном направлении (например, спереди- назад), а его опоры имеют радиусы, несколько большие, чем радиус вершин кулачков, за исключением, может быть, последней опоры.
Если опоры вала имеют различный диаметр, это упрощает его установку в головку, однако усложняет конструкцию и, особенно, ремонт подшипников. Кроме того, при необходимости замены вала нередко его сложно вынуть из головки, не сняв её предварительно, т.к. вал может упираться в стенки моторного отсека автомобиля (BMW). Если головка блока чугунная, то опоры имеют вкладыши - втулки, запрессованные в отверстия опор, причем диаметры опор, как правило, одинаковы (OPEL). Кстати, аналогичную конструкцию имеют расположенные в блоке цилиндров распределительные валы двигателей OHV (V-об- разные двигатели GM, FORD, CHRYSLER). На рядных двигателях FORD прошлых лет выпуска опоры вала находятся на стойках, выполненных за одно целое с чугунной головкой, и сильно приподняты над верхней плоскостью головки.
Привод клапанов здесь осуществляется рычагами, поскольку их можно установить или снять, завернув регулировочные болты (опоры) рычагов. На двигателях VOLKSWAGEN с оппозитным расположением цилиндров и на некоторых рядных двигателях (MAZDA FORD и др.) применяются тонкостенные вкладыши подшипников распределительного вала. Конструкции со вкладышами или втулками подшипников значительно технологичнее в ремонте, т.к. при износе или повреждении подшипников с большинстве случаев достаточно заменить вкладыши (втулки).
Встречаются конструкции, где опоры вала выполнены отдельно от головки и устанавливаются на нее вместе с валом. На некоторых двигателях MERCEDES-BENZ и NISSAN алюминиевые опоры вала крепятся на базовые плоскости головки сверху, и в целом вся конструкция мало отличается от предыдущей (FORD), за исключением отсутствия вкладышей (втулок) распределительного вала. Для привода клапанов в таких конструкциях обычно используют рычаги. Возможностей для ремонта здесь больше, т.к. вал может быть демонтирован вместе с опорами. Опоры могут быть связаны между собой в корпус подшипников вала. В таком варианте конструкции возможны как отверстия опор в корпусе одинакового (OPEL) или разного (MERCEDES-BENZ) диаметра, так и разъёмные опоры с крышками (TOYOTA). Преимущества предыдущего варианта здесь сохраняются. При износе подшипников корпус может быть заменен на новый при сохранении старой головки блока. Иногда это экономически более целесообразно, чем ремонт.
Очевидно, при расположении опор в самой головке блока выгоднее ремонт, поскольку цена новой головки достаточно высока, однако ремонт сопряжен с определенными трудностями. В большинстве алюминиевых головок зазор в подшипниках распределительного вала составляет 0,06+0,08 мм. Уменьшение зазора опасно заклиниванием вала при запуске в условиях низких температур, что ведет к поломкам вала или его привода. Если привод вала осуществляется зубчатым ремнем, то малый зазор в подшипниках обычно сопровождается срезанием зубьев или обрывом ремня. Большой зазор в подшипниках увеличивает шумность двигателя и снижает ресурс подшипников и других деталей газораспределительного механизма. В чугунных головках или блоках цилиндров зазор в подшипниках может быть уменьшен, поскольку он практически не зависит от температуры. Опоры вала, если они выполнены отдельно от головки, крепятся к ней болтами или гайками со шпильками. Нередко болты головки одновременно стягивают опоры и головку с блоком цилиндров.
Такая конструкция неудобна для ремонта, т.к. при демонтаже распределительного вала ослабляется крепление головки (OPEL). Это может привести к её отрыву от блока и повреждению прокладки головки. Чтобы избежать этого, применяют болты, стягивающие головку с блоком, минуя опоры вала (MERCEDES-BENZ, TOYOTA). Следует отметить, что в некоторых конструкциях при затяжке болтов головки опоры могут несколько деформироваться. В таких случаях в подшипниках вала возможны повреждения, особенно при запуске холодного двигателя, когда отверстия опор алюминиевой головки имеют наименьший размер. Для исключения таких неисправностей следует избегать превышения моментов затяжки болтов. С этой же целью иногда на средних опорах зазор в подшипниках несколько увеличен, особенно если головка блока достаточно тонкая, а вал короткий и жесткий (NISSAN). В подавляющем большинстве двигателей распределительный вал имеет упорные подшипники, исключающие его перемещение вдоль оси. Осевой зазор (ход) вала свыше 0,4+0,5 мм может привести к стукам и постороннему шуму при работе двигателя. Осевая фиксация распределительного вала может быть обеспечена различными способами. Неразъёмные опоры обычно предполагают наличие у распределительного вала фланца, упирающегося в торец опоры.
Ограничение хода вала в противоположном направлении обеспечивается пластмассовым упором в стальную крышку (OPEL). Иногда упор делают подпружиненным. Такая конструкция увеличивает износ опорных поверхностей, однако он компенсируется пружиной (GM). На некоторых двигателях GM упора в крышку нет, но вал все равно остается прижатым фланцем к опоре осевой силой от шестерни привода распределителя зажигания и маслонасоса. Иногда осевая фиксация распределительного вала осуществляется с помощью специальной скобы, устанавливаемой на плоскость опоры (TOYOTA, MAZDA) или в паз, выполненный в опоре (BMW). У двигателей с приводом вала зубчатым ремнем вместо скобы может быть использована крышка с сальником вала  или опора вала, если вал имеет два упорных фланца.
Иногда упорные подшипники разносят на крайние опоры. Для конструкций с разъёмными крышками опор и приводом распределительного вала цепью (NISSAN, TOYOTA, MITSUBISHI. ISUZU и т.д.) фиксация нередко выполняется с одной стороны фланцем вала, а с другой - торцом звездочки привода. Применяются и другие варианты конструкций. От распределительного вала во многих конструкциях приводится распределитель зажигания. Наиболее простой по конструкции вариант - ось распределителя совпадает с осью вала (BMW, MERCEDES-BENZ, OPEL, MAZDA, NISSAN, SAAB и т.д.). Часто на валу располагается шестерня для привода распределителя, если его ось направлена под углом (TOYOTA, GM, FORD, VOLVO и др.). Встречаются варианты привода от распределительного вала других агрегатов, например, маслонасоса (HONDA).
В двигателях с нижним расположением распределительного вала такой вариант является основным. К каждой опоре вала подается масло из системы смазки. В большинстве конструкций в опорах имеются смазочные от-верстия, а опорные шейки распределительного вала гладкие, т.е. без канавок и отверстий. Реже встречаются конструкции с подачей масла только к одной опоре. В этом случае вал делается полым, а опорные шейки вала имеют смазочные отверстия, соединяющие внутренний центральный канал вала с каждой шейкой. Иногда подача масла от одной шейки к другой выполняется через оси коромысел, если привод клапанов осуществляется коромыслами. Для таких конструкций обычно требуется кольцевая канавка на той шейке вала, от которой масло подводится к другим шейкам. Канавки на шейках увеличивают удельную нагрузку и износ (который, кстати, получается неравномерным), поэтому на некоторых двигателях (NISSAN) канавка делается только на 0,500,75 длины окружности. Смазка подшипников вала становится при этом прерывистой, однако на долговечность, как показывает практика, это влияния не оказывает. На некоторых двигателях (SAAB) подача масла к опорам осуществляется с помощью специальных трубок малого диаметра, соединяющих опоры между собой и с главным масляным каналом.
В подобных конструкциях существует опасность засорения трубок, поэтому в ремонте они требуют повышенного внимания. Среди других особенностей конструкций распределительного механизма двигателей иностранных автомобилей следует отметить устройства для регулирования фаз газораспределения. Устройство устанавливается на переднем конце распределительного вала, управляющего впускными клапанами. При низких частотах вращения обеспечивается позднее открытие впускных клапанов и минимальное перекрытие клапанов, что позволяет добиться минимально возможного обратного выброса газов во впускной канал, увеличения крутящего момента и снижения расхода топлива. На высоких частотах по команде системы управления двигателем включается электромагнит, сердечник которого открывает клапан.
Масло из центрального отверстия распределительного вала поступает под поршень, имеющий внутренние и наружные косые шлицы. Ответные шлицы имеет конец вала и ступица звездочки цепи. Двигаясь в направлении "назад", поршень за счет шлицев обеспечивает сдвиг звездочки в окружном направлении относительно вала на 12+15° в сторону более раннего впуска. Это позволяет увеличить крутящий момент двигателя на высоких частотах вращения. Встречаются и другие схемы механизмов регулирования фаз газораспределения. Подобные механизмы устанавливаются на новых двигателях (MERCEDES-BENZ, ALFA ROMEO и др.) с двумя верхними распределительными валами. Их использование дает более плавное изменение крутящего момента по частоте вращения и улучшение эксплуатационных характеристик двигателей, поэтому в будущем следует ожидать их более широкого распространения. Если максимальная частота вращения превышает 6500+7000 мин , то на уравновешенность двигателя начинает влиять дисбаланс распределительного вала из-за эксцентриситета массы кулачков. Уменьшение дисбаланса достигается смещением оси стержня вала на его краях от оси вращения (TOYOTA).

2.4.4. Привод клапанов

Рассмотрим основные механизмы привода клапанов. Привод с помощью коромысел (двуплечих рычагов) получил очень широкое распространение в 70+80-х годах на двигателях многих фирм. В этой схеме на головке закреплены одна или две оси, на которых установлены коромысла. Одной стороной коромысло опирается на кулачок распределительного вала, другой — на торец стержня клапана. При этом нагрузка на ось направлена снизу вверх, вследствие чего ось, отверстие коромысел и постели распределительного вала изнашиваются снизу — со стороны действия нагрузки.
На больших частотах вращения сторона коромысла, контактирующая с кулачком, из-за инерции может не обеспечивать отслеживание профиля кулачка. Это приводит к запаздыванию закрытия клапанов, ударным нагрузкам в деталях, а также опасности удара поршня по выпускному клапану в ВМТ. Для исключения таких нежелательных явлений коромысла стараются делать легкими и короткими, т.е. приближают вал и клапаны друг к другу. На двигателях прошлых лет выпуска применялись коромысла из высокопрочного чугуна или стали. Преимуществом чугуна является хорошая износостойкость в отверстии, работающем по стальной оси (NISSAN). Стальное коромысло требует обычно установки бронзовой втулки. Встречаются два варианта упрочнения поверхности коромысел, контактирующей с кулачком распределительного вала.
Возможна местная или полная (целиком всё коромысло) термохимическая обработка, например, цементация или азотирование. Реже применяется закалка токами высокой частоты, т.к. обычно такой способ не дает большой твердости и износостойкости поверхности. На некоторых двигателях (MERCEDESBENZ) на рабочую поверхность стальных коромысел наносится тонкий слой (около 0,4+0,5 мм) твердого износостойкого сплава. С 80-х годов получили широкое распространение силуминовые коромысла. Они оснащены специальными пластинками из твердых и износостойких материалов или роликами для работы по кулачку распределительного вала. Хорошие антифрикционные свойства силумина обычно позволяют отказаться от втулки (ISUZU, NISSAN, TOYOTA), однако на некоторых двигателях (BMW) она сохраняется.
Отсутствие втулки в конструкции существенно усложняет ремонт, и при износе отверстия часто ведет к замене коромысла. Оси коромысел обычно изготавливают из стальных труб с точно обработанной наружной поверхностью. Отверстие в коромысле также обрабатывается с высокой точностью, а зазор в соединении коромысла с осью выдерживается обычно в пределах 0,01+0,03 мм. Для силуминовых коромысел без втулок зазор менее 0,01 мм может грозить опасным заклиниванием при запуске в условиях низких температур.
Повышенные зазоры в этом соединении (более 0,03+0,05 мм) приводят к шумности механизма, нестабильности зазоров и трудностях в их регулировке. Оси коромысел устанавливаются сверху на головке блока цилиндров. В большинстве конструкций оси закрепляются на крышках подшипников распределительного вала с помощью болтов крепления крышек (TOYOTA, ISUZU) или специальных болтов (NISSAN, TOYOTA). Варианты наиболее удобны для ремонта, поскольку позволяют снять ось в сборе с коромыслами, не снимая головки блока. Это практически не удается в конструкциях (BMW), где оси вставлены в отверстия головки (вариант ж). Демонтаж коромысел, например, для замены маслоотражательных колпачков, возможен только после снятия головки. Конструкции, где оси зафиксированы с помощью болтов головки, неудобны в любом случае, поскольку при ослаблении болтов возможны повреждение прокладки и течь охлаждающей жидкости. Смазка коромысел на осях осуществляется подачей масла под давлением обычно от одной из опор распределительного вала. Оси имеют на концах заглушки.
Очень редко применяется смазка коромысел без давления разбрызгиванием. При этом масло попадает в отверстия коромысел сверху и далее поступает в зазор между осью и втулкой. По сравнению с традиционной схемой смазки такая схема может привести к повышенному износу при недостаточной подаче масла или его загрязнении. Коромысла фиксируются от сдвига вдоль оси в одном или двух направлениях различными стопорными пластинами, шайбами и пружинами. Нарушение фиксации может привести к поломке деталей механизма. На многих двигателях с нижним расположением распределительного вала, в том числе, дизелях, встречаются аналогичные конструкции коромысел и осей. Различия в механизме в данном случае определяются наличием штанги и толкателя, работающего по кулачку вала.
У некоторых двигателей (GM, FORD) коромысло выполнено штампованным и установлено под короткую опору, закрепляемую на шпильке. Здесь нет оси как таковой, а коромысло смазывается на опоре маслом, вытекающим из штанги (толкателя). Этот вариант конструкции, несмотря на свою простоту, не получил широкого распространения вследствие увеличенных габаритов коромысла и необходимости применения гидротолкателей для исключения повышенного шума коромысел.Недостатком схемы с коромыслами, кроме увеличенной массы, является наличие бокового усилия на стержне клапана, увеличивающего износ стержня, направляющей втулки и седла клапана. При нажатии коромысла на клапан возникает поперечное движение наконечника коромысла относительно торца клапана. Если коромысло имеет сферический наконечник (наиболее распространенная конструкция), то вследствие большого удельного давления наконечника на торец клапана в сочетании с поперечным движением возможен ускоренный износ торца клапана и наконечника.
Уменьшить износ или несколько снизить требования к твердости поверхностей можно с помощью шарнирной опоры наконечника, контактирующей с торцом клапана по всей его поверхности. Регулирование зазора в приводе клапанов коромыслами, как правило, очень просто - винт с контргайкой, реже встречаются более сложные конструкции, например, с эксцентриком (BMW). С точки зрения ремонта конструкция с эксцентриком неудобна, т.к. ограничивает возможность регулировки зазоров. В некоторых двигателях (GM, VOLKSWAGEN, OPEL) регулировка зазора осуществляется гайкой с тугой резьбой, притягивающей опору коромысла.
Если в приводе использованы гидротолкатели (см. далее), то регулировочная гайка служит для предварительного натяга толкателей. Обычно гайка подтягивается на 1,5+2 оборота от момента выбирания зазора в механизме привода. В конструкциях с коромыслами иногда используются промежуточные толкатели между кулачками вала и коромыслами. Подобная конструкция (OPEL) является аналогом нижневальных американских двигателей, но без толкающих штанг, поскольку распределительный вал расположен в головке. Кроме того, здесь также легко установить гидротолкатели, как и в нижневальных двигателях. Схема привода клапанов рычагами, как и коромыслами, предполагает наличие опоры рычага, однако эта опора находится не вблизи середины, а на краю рычага, что изменяет направление действия сил.
Рычаг с одной стороны опирается на торец клапана или на промежуточную шайбу, а с другой - имеет сферическое углубление для шарнира опоры. Вблизи середины рычага ближе к клапану расположена площадка, работающая по кулачку распределительного вала. Опора рычага часто выполняется в виде болта, с помощью которого регулируется зазор в приводе. При этом резьба может быть обычной, тогда используется контргайка (NISSAN, OPEL и т.д.), или 'тугой'' без контргайки (MERCEDES-BENZ). В большинстве конструкций рычаг делается стальным со специальной термообработкой для придания высокой твердости и износостойкости рабочим поверхностям. Во многих конструкциях для снижения износа торца клапана и предотвращения соскакивания рычага с клапана сверху на торец клапана устанавливают специальную промежуточную стальную шайбу-толкатель  с высокой поверхностной твердостью. Дополнительно для предотвращения соскакивания рычага с торца клапана или с опоры при высокой частоте вращения применяют специальные фигурные пружины, прижимающие рычаг к опоре или клапану. В некоторых двигателях (MERCEDES-BENZ) рычаг расположен на оси и выполняет роль толкателя, воспринимая боковую нагрузку от кулачка и передавая на клапан, в основном, только вертикальную силу.
Подобные конструкции не получили широкого распространения из-за сложности регулирования зазора в таком механизме. Рассмотренная схема привода клапанов рычагами характеризуется наличием боковой нагрузки на клапан в направлении, перпендикулярном оси распределительного вала, что снижает ресурс деталей и требует применения более износостойких материалов. Рычаги и коромысла при прочих равных условиях дают близкие инерционные нагрузки. Чем больше силы инерции коромысла и рычага, тем больше необходимо усилие пружины клапана, чтобы обеспечить отслеживание клапаном профиля кулачка без отрывов и ударов на данной частоте вращения. А чем больше усилие, тем больше износ деталей. Учитывая, что на современных двигателях максимальная частота вращения может превышать 7000 мин"1, снижение массы (момента инерции) движущихся деталей при увеличении их ресурса является актуальной задачей. Один из способов - переход к цилиндрическим толкателям в приводе клапанов. Цилиндрический толкатель  представляет собой стальной стакан, установленный между кулачком вала и торцом стержня клапана. При этом толкатель устанавливается в соответствующем отверстии головки блока с зазором 0,02+0,04 мм, чем достигается направляющее действие толкателя.
Это значит, что действие боковой нагрузки от кулачка распределительного вала практически не передается на стержень клапана. Однако практика показывает, что износ направляющей втулки и стержня клапана больше определяется материалами, чем конструкцией привода. Так, износ пары "бронзовая втулка - хромированный стержень" в конструкции с толкателем обычно существенно больше, чем пары "металлокерамическая (или чугунная втулка) - стальной стержень" в конструкции с коромыслами. Это следует учитывать при ремонте. Применяют два основных варианта конструкции толкателей. В первом варианте на верхнем торце толкателя устанавливается регулировочная шайба (толщиной 3+4 мм), по которой работает кулачок распределительного вала. Конструкция часто применяется фирмами VOLVO, VOLKSWAGEN, TOYOTA, MAZDA и др.
Во втором варианте кулачок вала работает непосредственно по верхней торцевой поверхности топка- теля (ALFAROMEO, FIAT, SAAB, NISSAN, VOLKSWAGEN и др.), а масса толкателя минимальна. Регулировочная шайба устанавливается под толкателем на торец стержня клапана. В варианте с гидротолкателем регулировочная шайба отсутствует. Конструкции, где кулачок вала работает непосредственно по поверхности толкателя, в эксплуатации менее удачны. При больших зазорах возникают ударные нагрузки, вызывающие ускоренный износ не только кулачка, но и соответствующей поверхности толкателя.
Нередко степень износа толкателя оказывается такова, что восстановить его становится невозможно. В то же время изношенная регулировочная шайба достаточно просто меняется на новую, а ее цена существенно ниже, чем всего толкателя. Кроме того, регулировать зазоры в механизме, если регулировочная шайба установлена сверху на толкателе, проще. Из-за того, что усилие от кулачка передается непосредственно на клапан, конструкция с толкателями часто требует в эксплуатации повышенного внимания, особенно, если привод распределительного вала осуществляется зубчатым ремнем.
При контакте поршня с тарелкой клапана, например, при обрыве ремня или превышении максимальной частоты вращения, нередко помимо повреждений самого клапана наблюдается повреждение (деформация) или поломка толкателя (его гнезда в головке цилиндров), распределительного вала и крышек его подшипников. Наиболее серьезные повреждения деталей наблюдаются у дизелей, где клапаны при положении поршня в ВМТ имеют достаточно малый ход. С этой точки зрения конструкции с толкателями для эксплуатации и ремонта являются наименее удачными. Если цилиндрические толкатели имеют небольшое смещение оси относительно середины кулачка, то происходит непрерывное вращение толкателя. При этом изнашивание верхней плоскости толкателя становится равномерным, однако возможно увеличение износа боковой поверхности толкателя и отверстия в головке. Вращение толкателя может быть также обеспечено боковым подрезом тыльной стороны кулачка или небольшой (доли градуса) ее конусностью.
Последний вариант применяется очень редко из-за сложности изготовления и повышенного износа боковой поверхности толкателя. Толкатели не требуют такой высокой твердости торца стержня клапана, как в конструкции с коромыслами или рычагами без промежуточных шайб, что связано с большой площадью контакта толкателя и торца клапана, а значит, с низкой удельной нагрузкой. Это удешевляет технологию изготовления и материалы клапанов. Конструкция головки с цилиндрическими толкателями обычно несколько сложнее, чем с другими схемами привода клапанов. Для смазки кулачков наиболее часто здесь применяется схема с масляной ванной. Следует отметить, что конструкция с толкателями, также как и с рычагами, увеличивает высоту головки по сравнению с конструкцией с коромыслами. В многоклапанных головках применяются все три варианта конструкции привода клапанов, но чаще всего - толкателями, как более простой. При этом только коромысла позволяют установить один распределительный вал в многоклапанной головке (HONDA, NISSAN, MAZDA, MITSUBISHI).
Для остальных схем требуется большая ширина кулачков, поэтому при четырех клапанах на цилиндр необходимы два распределительных вала. В эксплуатации нередко проявляется еще один недостаток схемы с цилиндрическими толкателями - износ отверстий в головке, особенно характерный для работы двигателя на "грязном" масле. Изношенные отверстия толкателей в алюминиевой головке очень сложно ремонтировать - нередко экономически более целесообразна оказывается замена головки. Кроме этого, из-за разницы в коэффициентах линейного расширения силуминовой гоповки и стальных толкателей с прогревом зазор в отверстиях увеличивается Это может вызвать повышенный шум работы механизма и его ускоренный износ, особенно, если зазоры в сопряжении достаточно велики.
На всех без исключения двигателях с нижним расположением распределительного вала американского производства (GM, CHRYSLER, JEEP, АМС) в конструкции привода клапанов применяются гидротолкатепи. Эти устройства автоматически выбирают зазор в приводе клапана, обеспечивая безударную и бесшумную работу газораспределительного механизма. Существенным преимуществом гидротолкателя в эксплуатации является отсутствие каких-либо регулировок за весь срок службы двигателя. Однако гидротолкатели очень чувствительны к качеству масла и его очистке, поскольку содержат прецизионные детали, установленные с малыми зазорами. Коксование масла, грязные фильтры, частицы износившихся и разрушившихся деталей могут привести к заклиниванию гидротолкатепей.
В таком случае возникают ударные нагрузки, на которые механизм не рассчитан. Они быстро приводят к поломкам или к таким износам деталей (толкатели, кулачки распределительного вала), при которых дальнейшая их эксплуатация невозможна. В настоящее время гидротолкатепи могут быть установлены на всех типах механизмов привода клапанов двигателей с верхним расположением распределительного вала - в схемах с коромыслами, рычагами и толкателями. Гидротопкателями еще недавно оснащались, в основном, двигатели автомобилей высокого класса. Однако с внедрением многоклапанных головок гидротолкатели все более широко применяются на автомобилях среднего и малого классов. Принцип работы любого гидротолкателя  заключается в следующем. При отсутствии внешней сжимающей нагрузки (это означает, что кулачок распределительного вала контактирует с толкателем тыльной стороной) масло из системы смазки двигателя через открытый клапан заполняет полость высокого давления, раздвигая плунжер и втулку и выбирая тем самым зазоры в механизме.
При набегании кулачка на толкатель сжимающая внешняя нагрузка резко повышает давление под плунжером, клапан закрывается, и толкатель работает уже как "жесткий" элемент, имеющий практически неизменную длину. За счет зазора между плунжерами и втулкой (около 5+8 мкм) небольшая часть масла выдавливается через этот зазор, а толкатель под нагрузкой "проседает" (сжимается) на величину 0,01+0,05 мм. При последующем сходе кулачка с толкателя этот зазор убирается поступлением новой небольшой порции масла под плунжер.
При ремонте важно иметь в виду, что гидротолкатели очень чувствительны к качеству поверхности тыльной стороны кулачка. Износ кулачка или некачественный ремонт распределительного вала приводят нередко к провалам на этой поверхности. Если провал больше просадки плунжера, гидротолкатель начинает работать, как элемент, "следящий" за профилем тыльной стороны кулачка. При этом клапан будет закрыт только там, где толкатель контактирует с кулачком по минимальному радиусу. Поворот кулачка и переход на чуть больший радиус приводят к приоткрытию клапана и выключению цилиндра на режимах холостого хода, малых нагрузок и частот вращения.
В отличие от обычных схем с ручной регулировкой зазора гидротолкатепи обеспечивают непрерывный контакт с кулачком. С одной стороны, это снижает нагрузки и шум, а с другой - способствует износу толкателя. Контакт толкателя по тыльной стороне кулачка происходит по узкой линии. Усилие контакта, определяемое пружиной плунжера и давлением масла, невелико, однако за счет очень малой площади контакта удельное давление оказывается довольно высоким. В результате износа на поверхности толкателя достаточно быстро появляется характерная канавка. Уменьшение износа в этом месте дают конструкции, где контакт с кулачком идет через ролик.
Ролики не допускают больших ударных нагрузок, поэтому в обычных конструкциях, т.е. без гидротолкателей, как правило, не применяются. Ролики установлены на рычагах привода клапанов на новых двигателях MITSUBISHI и FORD, а также на гидротолкателях последних модификаций двигателя V8 GM (распределительные валы модификаций с традиционными и роликовыми толкателями невзаимозаменяемы). Не исключено, что конструкции с роликовыми толкателями получат в будущем более широкое распространение. Поскольку при увеличении частоты вращения время, в течение которого кулачок нажимает на толкатель, уменьшается, снижаются и утечки масла из-под плунжера гидротолкателя. Вследствие этого с повышением частоты уменьшается "просадка" плунжера, а, значит, происходит некоторое расширение фаз впуска и выпуска.
Таким образом, двигатель с гидротолкателями будет иметь улучшенные эксплуатационные характеристики. Некоторые фирмы выпускают модификации двигателей с гидротолкателями и без них. Распределительные валы этих модификаций невзаимозаменяемы. Вал, работающий с гидротолкателями, имеет более "узкие" кулачки, и при работе с "простыми" толкателями двигатель потеряет мощность на режимах средних и больших нагрузок. Напротив, "простой" распределительный вал при работе с гидравлическими толкателями обеспечивает расширение фаз, что ухудшает параметры двигателя на пониженных частотах вращения.

2.4.5. Привод распределительного вала

Привод распределительного механизма осуществляется тремя различными способами - шестернями, цепью со звездочками или зубчатым ремнем со шкивами. Привод шестернями встречается у старых двигателей (в том числе у дизелей) с нижним расположением распределительного вала. Основной недостаток этого варианта - большие габариты шестерен, шум, преимущество - максимальная простота и надежность. На современных двигателях с помощью шестерен от коленчатого вала иногда осуществляется привод вспомогательных агрегатов, например, топливного насоса высокого давления в дизелях (TOYOTA, FORD). Привод распределительного механизма роликовой цепью получил наибольшее распространение на двигателях прошлых лет выпуска. Преимущество цепного привода - высокая надежность. Так, случаи обрыва цепи в эксплуатации крайне редки и связаны с неисправностями или износами скорее не самой цепи и звездочек, а других элементов, например натяжителя, а также попаданием под цепь посторонних предметов в результате неквалифицированного обслуживания.
Недостаток данной схемы - повышенный шум, усложнение конструкции блока и головки блока цилиндров, необходимость применения специальных натяжных устройств, увеличение габаритов и массы двигателя. Получили распространение различные схемы цепного привода распределительного вала, из них наиболее часто используются простые конструкции с минимальным количеством элементов. Применяются как однорядные, так и двухрядные роликовые цепи, причем чаще последние, как менее подверженные износу и растяжению. Исключительно простую конструкцию имеет привод "классических" V-образных американских двигателей с нижним распределительным валом. Обычно здесь не используют натяжительных или направляющих устройств, поскольку цепь имеет малую длину. На двигателях прошлых лет выпуска (GM) нередко применялась прочная зубчатая («бесшумная ») цепь (цепь Морзе), с конца 80-х годов замененная на обычную роликовую. Для двигателей с одним верхним распределительным валом наиболее распространена схема, в которой есть только ведущая и ведомая звездочки.
Схемы с большим числом звездочек применяются реже. Двигатели DOHC с двумя распределительными валами также имеют цепной привод, как правило, простой конструкции. Дополнительные звездочки для привода агрегатов здесь также редки, как и в двигателях с одним распределительным валом. Когда в конструкции цепного привода используют дополнительные звездочки, то это делают для вспомогательного вала привода, например, масляного насоса, топливного насоса и распределителя зажигания. Крайне редко встречается привод цепью насоса системы охлаждения (GM) из-за сложности обеспечения надежного уплотнения. Маслонасос у двигателей с цепным приводом нередко приводится отдельной цепью. В двигателях с балансирными валами (MITSUBISHI, SAAB) дополнительная цепь приводит балансирные валы.
Следует отметить, что применение цепного привода в определенной степени является традицией той или иной фирмы. Если многие фирмы выпускают (или выпускали) двигатели и с цепными и с ременным приводом распределительного вала, то, например, фирма MERCEDES-BENZ - только с цепным приводом. Учитывая большую номенклатуру двигателей MERCEDES- BENZ, на них нередко использованы оригинальные схемы привода. С конца 80-х годов получили распространение конструкции с двумя распределительными валами, в которых один из валов приводится от другого с помощью дополнительной передачи. Японские фирмы на некоторых моделях используют пару шестерен на распределительных валах, как самый простой вариант привода. Недостаток шестеренной передачи - повышенную шумность, можно уменьшить, если ведомое колесо сделать двойным.
На некоторых двигателях (BMW, NISSAN) второй вал связан с первым цепной передачей, в которой цепь натягивается своим натяжителем. Фирмы NISSAN и ALFA ROMEO применяют двухступенчатую цепную передачу, сразу на оба распределительных вала. Данная схема снижает высоту двигателя, поскольку звездочки распределительных валов могут быть сделаны меньшего диаметра. Использование цепного привода затруднено для двигателей V-образных схем, особенно, когда каждый ряд цилиндров имеет головку с двумя распределительными валами. Это связано со сложностью конструкции кожухов и крышек, закрывающих цепной привод и обеспечивающих герметичность внутренних полостей. Поэтому подобные схемы применяются редко, в основном, на двигателях автомобилей высоких классов (MERCEDES-BENZ, BMW, NISSAN, GM).
Большинство двигателей имеют роликовые цепи привода распределительного вала с шагом 3/8", т.е. 9,525 мм, и с роликом диаметром 1/4" (6,35 мм), что облегчает подбор новой цепи при ремонте двигателя. Цепи для привода масляного насоса или балансирных валов могут иметь и меньший шаг (например 8,0 мм или 8,22 мм). Чаще всего цепь натягивается при помощи башмака - стальной пластины, покрытой толстым споем антифрикционного материала. Очень редко вместо башмака применяется звездочка. Это усложняет конструкцию (помимо лишней звездочки требуется ось и подшипник) и увеличивает габариты привода. Устройства, обеспечивающие усилие натяжения цепи - натяжители, имеют весьма разнообразную конструкцию. Необходимо отметить механические и полуавтоматические ручные, гидромеханические и гидравлические автоматические натяжители. Ручные натяжители на современных двигателях, за некоторым исключением (ALFA ROMEO), не применяются. Механические натяжители применялись, в основном, на двигателях с нижним распределительным валом.
Современные двигатели имеют автоматические натяжители. Гидромеханические натяжители обеспечивают натяжение цепи за счет усилия пружины и подачи масла под давлением под плунжер. При этом обратному ходу плунжера препятствует механический стопор. Гидравлические натяжители работают за счет подачи масла под плунжер. Встречаются конструкции (NISSAN, TOYOTA) без обратного клапана, однако в подавляющем большинстве случаев обратному ходу плунжера натяжителя препятствует запирание масла с помощью обратного клапана. Использование автоматических натяжителей значительно увеличивает ресурс привода и облегчает обслуживание двигателя в эксплуатации. Автоматические натяжители нередко вносят определенную специфику в последовательность операций при ремонте двигателей.
Это связано с односторонним действием натяжителей - ход штока в сторону натяжения свободный, в то время как в обратную сторону происходит его "запирание". Это значит, что при ослаблении цепи (например, при снятии звездочки с распределительного вала) натяжитель не просто привести в исходное состояние. У различных натяжитепей это делается в зависимости от конструкции - разборкой натяжителя, разблокированием штока поворотом специального стопора и т.д. У некоторых двигателей для такой "перезарядки" натяжителя необходимо его снять, что может быть связано с большим объемом работ, например, когда натяжитель полностью закрыт передней крышкой блока (NISSAN, MITSUBISHI, VOLVO и др.). В некоторых двигателях (NISSAN, MITSUBISHI, OPEL) имеется специальный кронштейн для удерживания снятой звездочки с цепью или цепи без звездочки от падения. В других конструкциях звездочка и цепь могут удерживаться на деталях привода - башмаке натяжителя и направляющей (успокоителе) коробчатого сечения. Направляющие устройства (успокоители) используются намногих двигателях. Они обеспечивают определенную форму ветви цепи и предотвращают ее колебания. Обычно успокоители крепятся на блоке цилиндров под передней крышкой блока.
На некоторых старых двигателях (MERCEDES- BENZ) передняя крышка блока отсутствует, а цепь расположена в неразъёмной полости блока. Для такой конструкции используются штифтовые крепления элементов цепного привода. Привод распределительного вала зубчатым ремнем получил в настоящее время более широкое распространение, чем цепью. Ремень позволяет здесь снизить массу, шум, несколько упростить конструкцию двигателя. Однако ремень имеет недостаточную надежность, что требует конструктивных мер по предотвращению "встречи" клапанов и поршня при его обрыве. Кроме этого, в отличие от цепного привода необходимы один или несколько сальников распределительных валов. Попадая на ремень, масло сильно снижает его ресурс. Схемы ременного привода также весьма разнообразны, причем, чем проще привод, тем чаще он применяется. У большинства двигателей с одним верхним распределительным валом  ремень приводит одновременно вал вспомогательных агрегатов, насос охлаждающей жидкости или масляный насос.
У дизелей топливный насос также включается в схему привода, что обычно приводит к увеличению ширины ремня и диаметра шкивов вследствие значительного роста нагрузок. Следует напомнить, что обрыв ремня у дизеля вследствие близкого расположения клапанов и поршня в ВМТ приводит к серьезным последствиям, нередко даже к необходимости замены головки блока. Весьма распространен ременной привод у двигателей с двумя распределительными валами  и у V-образных двигателей. В последние годы заметна тенденция к упрощению привода (один шкив вместо двух), но использованию шестеренной передачи от одного распределительного вала к другому (TOYOTA, NISSAN). У двигателей с балансирными валами (MITSUBISHI, HONDA, LANCIA, VOLVO) эти валы или один из них, иногда вместе с масляным насосом, приводятся отдельным ремнем.
У подавляющего большинства двигателей ремни натягиваются вручную смещением или поворотом специального натяжного ролика. На последних многоклапанных двигателях (MITSUBISHI, FORD и др.) применяются автоматические гидромеханические натяжители ремня. Несмотря на то, что зубчатые ремни не требуют частой регулировки натяжения, в эксплуатации встречаются неисправности, связанные с ослаблением ремня, вплоть до "перескакивания" ремня на шкиве. Кроме того, постоянно подтянутый ремень имеет повышенный ресурс, а при наличии большого числа агрегатов (усилитель руля, кондиционер, турбокомпрессор) у поперечно установленного двигателя не всегда есть возможность выполнить регулировку натяжения без частичной разборки и снятия агрегатов.
Поэтому не исключено, что автоматические натяжители ремня получат в будущем более широкое распространение. Зубчатые ремни имеют достаточно большую номенклатуру профилей и чисел зубьев. Наиболее часто используется стандартный шаг зубьев 3/8" (9,525 мм), другие шаги (например 8,0 мм или 8,2 мм) встречаются реже.
Параметры ремней для наиболее распространенных двигателей приведены в Приложении 6. Зубчатый ремень чувствителен к пыли, попадающей через неплотности в кожухах, и к маслу, проникающему через негерметичные сальники. Поэтому надежность привода зависит от состояния кожухов и сальников. На последних двигателях прослеживается тенденция применения ремней с более высоким и широким зубом, имеющим специальные сложные профили, в том числе, эвольвентные, вместо простых трапецеидальных на старых двигателях.
При ремонте двигателя, имеющего большой пробег, цепь или ремень привода лучше заменить т.к. они могут быть растянуты так, что натяжитепь окажется на пределе регулировки (обычно это обнаруживается, когда двигатель почти собран). Кроме того, у старого ремня сохраняется опасность обрыва или срезания зубьев, что на некоторых моторах может привести к повторному, и, не исключено, более сложному ремонту вследствие ударов поршней по клапанам. Зубчатые шкивы фиксируются на распределительных валах обычно с помощью сегментных шпонок, устанавливаемых в паз на валу и входящих в паз колеса.
При этом колесо устанавливается на посадочном поясе вала с небольшим зазором 0,01+0,02 мм и притягивается болтом. Реже используются призматические шпонки. На некоторых двигателях (VOLKSWAGEN) посадка колеса на распределительном валу осуществляется "на конус" без шпонки. Встречается также конструкция (ALFA ROMEO) с регулировкой углового положения звездочки относительно распределительного вала. Подобные варианты позволяют точно выставить фазы газораспределения, т.е. синхронизировать положение всех валов независимо от длины цепи (ремня) или других факторов. Как и у коленчатых валов, элементы типа шпонок или штифтов позволяют только правильно установить звездочку или шкив на распределительном валу. В большинстве конструкций фиксация колеса на валу осуществляется силами трения при затягивании болта.
При ослаблении усилия затяжки сила трения уменьшается, появляется люфт колеса, после чего посадочные поверхности, пазы и сама шпонка очень быстро разбиваются. Подавляющее большинство двигателей для установки фаз имеет соответствующие метки на зубчатых колесах, шкивах клиновых ремней, маховике, а также на соответствующих корпусных деталях. Однако на некоторых двигателях (NISSAN, MITSUBISHI и др.) метки могут стоять на ремне или цепи и отсутствовать на корпусных деталях, что нередко затрудняет установку фаз при сборке отремонтированного двигателя (см. также раздел 10.). Ресурс привода любого типа в значительной степени зависит от состояния посадочных поверхностей зубчатых шкивов или звездочек. Появление биения этих поверхностей (в том числе, после ремонта) может во много раз снизить ресурс це-пи или ремня. Неблагоприятно влияет и износ рабочих поверхностей звездочек или шкивов. Если изнашивается наружная поверхность шкива, то, очевидно, ее диаметр уменьшается на некоторую величину 6.
Нетрудно посчитать, что длина окружности уменьшится примерно на 3S, что означает, что и шаг зубьев шкива станет меньше на 36/Z (Z - число зубьев). Следовательно, возникает несоответствие между шагом зубьев ремня и шкива. Это приводит к "провисанию" ремня на шкиве  и контакту со шкивом только тех зубьев ремня, которые расположены вблизи захода на шкив и схода с него. В результате нагрузка на эти зубья возрастает во много раз, что может быстро привести к подрезу и разрушению зубьев. Аналогично, износ рабочей поверхности зубьев звездочки вызывает "провисание" цепи на звездочке и увеличении нагрузки на крайние звенья (заход на звездочку и сход с нее). Из-за этого цепь может быстро вытянуться. Указанные особенности конструкции и работы привода необходимо представлять при ремонте, иначе трудно избежать ошибок и связанного с ними снижения надежности работы и ресурса двигателя после ремонта.

2.5. Уплотнения двигателей

Создание надежных уплотнений каналов и полостей с рабочими газами и жидкостями в течение всего ресурса двигателя является очень важной задачей. Не секрет, что повреждение того или иного уплотнения приводит к течи и уменьшению количества рабочей жидкости с последующим возникновением более серьезных неисправностей (перегрев, деформация, разрушение различных деталей).
Уплотнения двигателей можно условно разделить на следующие типы: 1) уплотнения вращающихся деталей - сальники валов; 2) уплотнения поступательно движущихся деталей - сальники штоков клапанов (или маслоотражательные колпачки); 3) уплотнения неподвижного соединения деталей - прокладки. К первому типу относятся также специальные уплотнения агрегатов (насосы, турбокомпрессоры и т.д.), а ко второму - поршневые кольца, но эти уплотнения рассматриваются в других разделах книги.

2.5.1. Сальники валов

На подавляющем большинстве двигателей уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами - сальниками. Сальник армирован стальным кольцом для придания ему жесткости и обеспечения натяга и герметичности по наружному диаметру, а уплотняющая кромка поджимается к валу с помощью браслетной пружины.
Основная задача сальника - обеспечение эффективного уплотнения вала в течение всего срока службы двигателя. Решение этой задачи определяет конструкцию и материал сальника. Сальники с защитным скосом - пыльником обеспечивают больший ресурс уплотнения за счет предохранения рабочей кромки от попадания частиц грязи извне. При этом наибольший эффект от пыльника достигается в том случае, если он не касается вала. При небольшом натяге пыльника на валу ресурс сальника может уменьшиться из-за попадания продуктов износа пыльника под рабочую кромку. Следует отметить, что на ресурс сальника большое влияние оказывает качество масла и его фильтрация. Длительная работа двигателя на масле низкого качества увеличивает количество твердых частиц, в том числе продуктов износа, циркулирующих в масле.
Попадая на рабочую кромку, эти частицы размером в несколько микрон резко увеличивают интенсивность износа. Низкое качество масла способствует также большим отложениям нагара на стенках и в том числе на валах около сальников, что также неблагоприятно сказывается на долговечности уплотнений. Иногда для предотвращения попадания к сальнику посторонних частиц из масла на валу рядом с сальником устанавливают маслоотражательный диск (GM), выполняющий роль центрифуги. Значительно увеличивает герметичность (и, соответственно, ресурс) сальника косая нарезка на рабочей кромке.
Сальник с нарезкой способен эффективно работать при значительно большем биении вала, и с дефектами на его поверхности (риски, царапины); с ним меньше изнашивается вал. Однако преимущества нарезки реализуются только с пыльником, иначе под рабочую кромку из окружающей среды будет засасываться большое количество посторонних частиц, а ресурс уплотнения существенно уменьшится. Нарезка на рабочей кромке выполняется со стороны окружающей среды и только примыкает к кромке, но не пересекает ее (иначе сальник будет течь на неподвижном валу). При идеальном состоянии рабочей кромки и поверхности вала нарезка практически не улучшает герметичность по сравнению с гладкой кромкой.
В реальных условиях, особенно при длительной эксплуатации, поверхности могут быть в той или иной степени повреждены, и тогда сальник с нарезкой обеспечивает значительно меньшие утечки масла. При замене сальников следует обращать внимание на направление (наклон) нарезки, т.к. встречаются сальники для валов с правым (если смотреть спереди на вал, вращающийся по часовой стрелке) и левым вращением. Ошибка в данном случае приводит к негерметичности уплотнения. На некоторых двигателях VOLKSWAGEN применяются сальники со специальной нарезкой, обеспечивающей герметичность уплотнения и при обратном вращении.
Такие сальники устанавливаются, например, по обе стороны распределительного вала. Для надежного уплотнения по корпусу большинство сальников для двигателей обрезинены по наружному диаметру целиком или по пояску той или иной ширины. На современных двигателях уже практически не встречаются сальники со стальной наружной поверхностью, имевшие распространение в прошлые годы, а также сальники без защитного скоса (пыльника). Большое влияние на долговечность сальника оказывает марка резины.
Применявшиеся ранее нитрильные резины ограничивали срок службы уплотнения из-за старения (твердения) в условиях повышенных температур (100+130"С). Поэтому сейчас широко используются нестареющие акрилатный каучук и фторкаучук, хотя они дороже. В процессе работы сальника происходит износ его рабочей кромки, в результате чего её ширина может увеличиться от 0,1+0,2 мм (что соответствует новому сальнику) до 1 мм и более. При этом на валу образуется канавка, с которой контактирует изношенная рабочая кромка. Увеличение ширины кромки приводит к падению удельного давления на вал, и, начиная с ширины кромки порядка 0,7+0,8 мм, сальник постепенно теряет герметичность. В то же время сальники из фторкаучука даже после пробега более 100+120 тыс. км часто не имеют ощутимых износов рабочей кромки и следов негерметичности.
Если сравнивать различные варианты конструкций сальников, то сальник из нитрипьного каучука без пыльника имеет ресурс в 10+20 раз меньше, чем сальник из фторкаучука с пыльником и нарезкой. Об этом необходимо помнить при ремонте двигателя, чтобы избежать лишней работы по замене сальника через несколько десятков тысяч километров. Специфические условия работы сальников в двигателе налагают определенные требования к их замене при ремонте. Так, нежелательно использовать для двигателей сальники, предназначенные для других агрегатов автомобиля, где условия более "мягкие" - это может привести к быстрому выходу сальника из строя (потере герметичности). Особую опасность представляет еще практикуемое в некоторых мастерских использование отечественных сальников из нитрипьной резины (черного цвета).
Подавляющее большинство таких сальников не подходит к иностранным двигателям ни по размерам, ни по условиям работы — практика показывает, что нередко их "хватает" не более чем на 10+15 тыс. км. На старых двигателях (MERCEDES-BENZ, GM, JEEP, VOLVO и др.) вместо сальника применялась сальниковая набивка в виде сплетенного асбестового шнура, пропитанного специальной смазкой. Шнур устанавливается в кольцевую канавку в блоке цилиндров и скользит по соответствующему пояску коленчатого вала. Этот поясок имеет насечку - косые риски, препятствующие вытеканию масла через сальник при вращении вала. На несколько более поздних конструкциях (GM, JEEP) набивка была заменена на как бы разрезанную на две половины резиновую манжету без пружины. Сальниковая набивка редко использовалась после 1965-70 г. для уплотнения переднего конца коленчатого вала (VOLVO). В современных двигателях набивка не применяется в виду её ограниченного ресурса и низких уплотняющих свойств.

2.5.2. Сальники клапанов

Необходимость уплотнения стержней клапанов у автомобильных двигателей связана с возможностью поступления масла в газовоздушные каналы из верхней части головки блока через зазоры между стержнями и направляющими втулками клапанов. Наиболее распространено уплотнение стержней клапанов с помощью специальных сальников - маслосъёмных или маслоотражательных колпачков, применяемых практически на всех современных двигателях. Чаще других используются колпачки, армированные стальной втулкой, устанавливаемые с натягом на поясок направляющей втулки клапана. Уплотнение стержня достигается поджатием уплотняющей кромки колпачка пружиной. Недостатком варианта а является возможное ослабление посадки колпачка при старении резины, в результате чего колпачок может соскочить со втулки.
Этого не произойдет у армированных и неармированных колпачков с буртиком, заходящим в проточку направляющей втулки. Такая конструкция характерна, в основном, для двигателей японских автомобилей (HONDA, MITSUBISHI) В прошлом довольно широко использовались неармированные колпачки с широкой уплотняющей поверхностью. В таких конструкциях уплотнение достигается сипами упругости самой резины, создающей натяг на нескольких уплотняющих кромках (MERCEDESBENZ, GM, FORD, CHRYSLER). На некоторых старых моделях MERCEDES-BENZ вместо резины использован фторопласт).
Кроме этого, вариант г при больших пробегах сильно (в десятки раз) уступает другим конструкциям по расходу масла, т.к. он не имеет элементов (кольцо, пружина), поджимающих рабочую кромку к стержню клапана. Фторопластовые уплотнения, помимо указанных, имеют еще один существенный недостаток. При длительной работе на посадочном поясе направляющей втулки наблюдается износ  в виде кольцевой канавки. В результате при замене уплотнения у нового колпачка посадка на втулке оказывается "слабой" вплоть до соскакивания его со втулки при работе двигателя. Колпачки при работе двигателя нагреваются до 120°С и выше. При таких температурах нитрильные резины, применявшиеся на некоторых двигателях прошлых лет выпуска, достаточно быстро стареют (твердеют) и колпачки начинают пропускать большое количество масла.
На современных двигателях наибольшее распространение получили акрипатный и фторкаучук, практически не подверженные старению при высокой температуре и сохраняющие удовлетворительные уплотняющие свойства даже при пробегах автомобиля свыше 120-И 50 тыс. км. На двигателях прошлых пет выпуска иногда устанавливали уплотнения клапанов в виде резиновых колец (VOLVO, GM) или маслоотражатепьных колпачков (FORD) из пластмассы или резины, закрепляемых на стержне клапанов. Эти конструкции удовлетворительно работали при условиях подачи небольшого количества масла в головку, определенного направления потока масла в головке, узких фаз газораспределения, характерных для низкофорсированных двигателей, в том числе с нижним расположением распределительного вала. Для современных двигателей с большим перекрытием фаз и настроенной выпускной системой требования к уплотнениям клапанов значительно более высоки. Плохое уплотнение выпускных клапанов нередко дает здесь тот же эффект по расходу масла, что и нарушение уплотнения впускных клапанов.

2.5.3. Прокладки и уплотнения неподвижных деталей

В двигателях имеется большое количество неподвижных деталей, требующих уплотнения. Уплотняются полости и каналы как снаружи для исключения течи рабочих жидкостей, так и между собой внутри двигателя для исключения перемешивания этих жидкостей. Все соединения (и уплотнения) деталей можно условно разделить на несколько типов. Рассмотрим их более подробно.
Полости без давления (или с очень малым избыточным давлением) при низкой температуре деталей и рабочей среды (до 120+150Т) - уплотняются в зависимости от конструкции деталей. К таким соединениям относятся крышки двигателя, в том числе, поддон, крышка гоповки блока, передняя и задняя крышки и др.. Если крышки выполнены "жесткими", например, алюминиевыми, то обычно уплотнение достигается с помощью тонких (0,3+0,7 мм) прокладок. Такие прокладки изготавливаются из специальных материалов типа паронит, прессованный картон (прессшпан). Если крышка изготовлена из листовой стали штамповкой, она обладает определенной "гибкостью". Для таких крышек нередко используют прокладки из мягких материалов - маслостойкая резина, пробка и др. Толщина прокладок для "гибких" крышек больше - 2+4 мм.
Для предохранения от чрезмерной деформации "гибкие" крышки имеют отбортовки, а также специальный рельеф плоскости стыка, препятствующий сближению плоскостей и "выдавливанию" прокладки при затягивании крышки. Некоторые конструкции (VOLKSWAGEN, GM, FORD и др.) имеют комбинированные прокладки, состоящие из нескольких частей, выполненных из разнородных материалов. Обычно такие прокладки применяются для "фигурных" крышек, огибающих пинию корпуса сложной формы. При этом в местах стыка частей прокладок возможны утечки рабочих жидкостей. На современных двигателях для крышек сложной формы чаще применяется цельная прокладка сложной формы. В некоторых двигателях (TOYOTA, MITSUBISHI) встречается соединение крышек, например, поддона картера, без прокладки. Для герметизации таких соединений используется специальный маслостойкий герметик. При ремонте двигателя с помощью герметика могут быть собраны большинство соединений рассматриваемого типа.
При этом надобность в установке прокладки отпадает, что особенно важно тогда, когда старая прокладка сильно повреждена, а новую приобрести не удается. Следует также отметить, что при использовании герметика соединение сохраняет герметичность длительное время, тогда как прокладки нередко теряют герметичность (соединение "потеет", т.е. имеет следы рабочей жидкости у стыка). Однако герметики имеют недостатки - затруднено снятие крышки из-за ее "приклеивания", возможно выдавливание герметика в рабочую полость с последующим попаданием в каналы и нарушение работы соответствующей системы двигателя. Из-за этого применение герметиков для уплотнения соединений деталей ограничено, а при ремонте требует аккуратности.
Полости с повышенным давлением при невысокой температуре (до 120+150°С) уплотняют аналогично полостям без давления. Обычно здесь используются соединения типа крышек, патрубков, фланцев, обладающих большой жесткостью и устанавливаемых на ответную плоскую поверхность корпуса. Уплотнение стыка подобных соединений часто осуществляется с помощью тонких прокладок. При давлениях уплотняемой среды более 0,05-; 0,10 МПа, характерных, например, для системы смазки двигателя, требования к геометрии сопрягаемых поверхностей и материалу прокладки достаточно высоки, иначе соединение может быстро потерять герметичность. Для полостей с давлением применение герметика нецелесообразно, и иногда просто недопустимо из-за его недостаточной прочности.
Высокую надежность соединений дают уплотнения с помощью резиновых колец. В последние годы такие уплотнения применяются все более широко, поскольку обеспечивают высокую герметичность соединения в течение всего срока эксплуатации двигателя (по крайней мере, до разборки узла). Уплотнения данного типа применяются обычно при температуре до 150°С и давлении до 10 МПа. В конструкциях двигателей встречаются уплотнения резиновыми кольцами по плоской поверхности (фланцу или торцу), по цилиндрической поверхности, а также по фаске между ними. Для неподвижных соединений обычно используются кольца круглого сечения, реже - прямоугольного, в основном, для герметизации по торцу деталей. Для надежного уплотнения необходимо, чтобы кольцо выступало над уплотняемой поверхностью на 0,2+0,3 мм при уплотнении по цилиндрической поверхности и на 0,3+0,5 мм при уплотнении по торцу. При уплотнении по цилиндрической поверхности на ней всегда выполняется заходная фаска 20+30°, иначе при сборке произойдет повреждение кольца. Канавка для уппотнительного кольца всегда делается шире (в среднем на 0,5+1,0 мм), чем сечение кольца. Это необходимо для надежного уплотнения, предохранения кольца от повреждения при установке и возможности сжатия кольца в канавке при сборке узла.
Слишком "толстое" кольцо занимает весь объем канавки и не обеспечивает уплотнения. При уплотнении по цилиндрической поверхности такой узел не "собирается", при уплотнении по торцу между деталями образуется зазор, приводящий к деформации фланца и повреждению кольца на кромках канавки. К недостаткам уплотнения следует отнести трудность разборки, когда кольцо "прилипает" к поверхности, а в зазоре между соединяемыми деталями образуется коррозия. Это особенно характерно для уплотнения по цилиндрической поверхности, где зазор между деталями обычно составляет 0,10+0,15 мм (больший зазор снижает максимальное давление за счет выдавливания кольца в зазор). После разборки узла кольцо следует заменить, т.к. старое кольцо может получить повреждения при разъединении деталей.
В некоторых двигателях (MITSUBISHI, TOYOTA) используется торцевое уплотнение масляного насоса описанного типа, однако канавка прямоугольного сечения выполнена не круглой, а фигурной, с огибанием каналов и других элементов насоса. В такой конструкции установка более толстого кольца обычно приводит к неработоспособности агрегата из-за нестыковки плоскостей. Для уплотнения деталей при высокой температуре (свыше 150+200°С) используют несколько видов прокладок. На двигателях прошлых пет выпуска были распространены простые прокладки из армированного асбокартона.
Такие прокладки применялись обычно для уплотнения выпускных коллекторов и трубопроводов. По мере роста удельной мощности двигателей используются прокладки со стальной окантовкой по контуру уплотняемого канала, с экранированием асбокартона стальным листом, а также многослойные стальные прокладки без "мягкой" основы. Прокладки для уплотнения выпускного коллектора с головкой блока иногда делают без окантовки. Это связано с пони-женнои температурой деталей у стыка, т.к. головка интенсивно охлаждается. В то же время для надежного уплотнения коллектора с приемной трубой прокладки должны, как правило, иметь окантовку, экранирование и т.д. При соединении деталей выпускной системы двигателей возможно вообще отсутствие прокладки, если детали выполнены из одного материала (чугунный выпускной коллектор и чугунная головка блока некоторых двигателей GM, FORD и др.).
Помимо этого, применяют также армированные асбестовые и безасбестовые кольца в соединении трубопроводов. Подобная конструкция обеспечивает высокую надежность работы уплотнения, что особенно важно для выпускных каналов, где негерметичность представляет опасность для водителя и пассажиров автомобиля. Наиболее высокие требования предъявляются к прокладкам, уплотняющим близкорасположенные полости и каналы с различными рабочими жидкостями и газами, если некоторые из них имеют различные (в том числе высокие) давления и температуры.
В таких жестких условиях работают прокладки головки блока цилиндров. Из-за этого в эксплуатации с негерметичностью прокладки головки блока связано довольно много неисправностей двигателя. Негерметичность прокладки приводит к перемешиванию рабочих жидкостей, снижению эффективности охлаждения в результате попадания масла 8 охлаждающую жидкость, ускоренному износу пар трения при попадании охлаждающей жидкости в масло, перегреву двигателя из-за вытеснения горячими газами охлаждающей жидкости и целым рядом других неисправностей. Особые трудности вызывает уплотнение головки и блока современных двигателей, у которых каналы для разнородных жидкостей и газов располагаются рядом и имеют тонкие стенки (перемычки). На большинстве двигателей легковых автомобилей прокладка головки представляет собой многослойную конструкцию. Основа прокладки - армированный стальным листом (сеткой) мягкий материал. По краям отверстий цилиндров прокладка снабжается окантовочным стальным листом (отбортовкой).
На двигателях прошлых лет выпуска в качестве основы использовался асбокартон. В настоящее время во многих странах мира применение асбеста запрещено по экологическим соображениям, поэтому сейчас для прокладок используются мягкие безасбестовые материалы. Основа пропитывается специальными составами для заполнения пор (наполнителями) с целью обеспечения герметич-ности и отсутствия утечек жидкостей через мягкий материал. Для уплотнения масляного канала, подающего масло в головку под давлением, нередко используется стальная или медная окантовка, а также резиновые кольца. На современных двигателях для повышения герметичности на прокладку нередко наносят тонкий спой резины по контуру блока и вокруг каналов слива масла из головки. У дизельных двигателей вследствие более высоких давлений иногда применяют прокладки со вставленным в отбортовку у цилиндров металлическим кольцом, а также прокладки из металлического листового материала. При этом (форма отбортовки имеет большое значение для обеспечения работоспособности прокладки. На тип прокладки сильно влияет конструкция двигателя. Так, в зависимости от максимальной температуры окантовки и ширины перемычек на плоскости (между цилиндрами, окнами рубашки охлаждения и масляными каналами) меняется материал прокладки, конфигурация окантовок, а также схема затягивания болтов головки при установке новой прокладки. На некоторых низкофорсированных двигателях прошлых пет иногда использовались более дешевые материалы без пропитки, не обладающие хорошими изолирующими свойствами. По мере увеличения удельной мощности двигателей такие материалы требовали специальных окантовок масляных каналов и окон рубашки охлаждения.
Это приводило к неоправданному удорожанию прокладки при сохранении недорогой основы. В дальнейшем разработка специальных материалов основы позволила значительно уменьшить количество окантовок каналов без снижения надежности уплотнения. Этим часто объясняется наличие или отсутствие тех или иных окантовок на прокладках различных фирм, предназначенных для одного и того же двигателя.Главными требованиями к материалу и конструкции прокладки являются большой предел текучести и малая пластичность основы, особенно, в области цилиндров, а также малое время деформации под нагрузкой. Спишком "мягкий" материал с малым пределом текучести после увеличения удельного давления (например, вследствие перегрева двигателя) свыше монтажного приводит к последующему его падению ниже допустимого уровня.
Подобные материалы могут иметь также большое время деформации под нагрузкой, что потребует многократного подтягивания крепежа головки при установке новой прокладки. На характеристики материала влияют также свойства пропитывающего состава (наполнителя). Увеличение количества наполнителя приводит к снижению предела текучести и увеличению пластической деформации. Таким образом, прокладка головки блока является сложным и ответственным элементом двигателя, требующим при изготовлении специальных материалов и технологий. Толщина прокладок головки блока лежит в пределах 1,2+1,7 мм. Прокладки большей толщины применяются редко. Практика показывает, что при увеличенной толщине прокладки часто требуется дополнительное подтягивание болтов головки, а также имеется опасность деформирования плоскостей стыка за счет существенно большего местного обжатия (деформации) прокладки.
Для обеспечения надежного уплотнения прокладка после затяжки болтов должна быть хорошо обжата (удельное давление не менее 100+150 МПа). Это зависит не только от момента затяжки болтов, но и от состояния плоскостей головки и блока. Обычно их деформация свыше 0,05+0,07 мм приводит к местному снижению удельного давления ниже допустимого (50 МПа) и быстрой разгерметизации прокладки. Деформация нередко возникает в эксплуатации вследствие перегрева и (или) перетяжки болтов.
Перегрев двигателя с алюминиевой головкой обычно резко увеличивает, а затем после охлаждения ослабляет (из-за дополнительного обжатия прокладки) усилие затяжки болтов вследствие разницы в коэффициентах линейного расширения алюминия и стали. Этот эффект особенно сильно проявляется в двигателях с алюминиевым блоком цилиндров и "мокрыми" гильзами. Чрезмерное усилие затяжки (или перегрев), помимо деформации стягиваемых деталей, может привести к трещинам, трудно поддающимся ремонту. В плане ремонта необходимо также отметить, что различные материалы прокладок, изготовленных разными фирмами, даже для одного и того же двигателя требуют, вообще говоря, различных моментов затяжки болтов, а некоторые - еще и дополнительного подтягивания. Поэтому несоответствие прокладки по конструкции и материалу нередко значительно снижает надежность уплотнения головки с блоком, особенно у современных форсированных двигателей.

2.6. Агрегаты систем смазки, охлаждения двигателей и их привод

Двигатель работает в очень широком диапазоне режимов и условий - по температуре охлаждающей жидкости и окружающей среды, частоте вращения, нагрузке, ускорению автомобиля и углу наклона кузова. При этом должны быть обеспечены эффективные смазка и охлаждение его деталей. Основой систем смазки и охлаждения являются насосы, от надежности которых зависит надежность двигателя в цепом. В подавляющем большинстве автомобильных двигателей, применяются масляные насосы шестеренного или роторного типа. На двигателях прошлых лет выпуска чаще всего устанавливались насосы с шестернями наружного зацепления.
При вращении шестерен масло увлекается впадинами зубьев и переносится из полости всасывания А в полость нагнетания В. Уплотнение между полостями обеспечивается малыми зазорами (0,03+0,06 мм) между шестернями и корпусом и состоянием (качеством) сопрягаемых поверхностей. Кроме того, уплотнение достигается в зацеплении шестерен и зависит от состояния поверхности зубьев. Высота шестерен насосов обычно составляет 25+35 мм при числе зубьев Z = 8+12. Несмотря на большую высоту шестерен, на работу насоса (давление подачи) сильно влияет торцевой зазор и фаски на краях зубьев, которые должны быть как можно меньше. Корпус и крышка насоса обычно изготавливаются из силумина (хотя встречаются стальные и чугунные детали), шестерни — из стали или чугуна, валик привода — из стали.
Встречаются прямозубые и косозубые шестерни, причем в большинстве случаев одинакового диаметра. При использовании косозубых шестерен уменьшается пульсация давления масла в системе. Обычно применяется конструкция, где ведомая шестерня вращается на оси. запрессованной в корпус. На двигателях с балансирными валами (MITSUBISHI) ведомая шестерня маслонасоса одновременно служит для привода балансирного вала и жестко закреплена на нем. Насосы с шестернями наружного зацепления располагаются обычно на нижней части блока цилиндров вертикально и приводятся от дополнительного или распределительного валов. На некоторых двигателях насос приводится отдельной цепью (BMW, MERCEDES-BENZ, MAZDA), что позволяет опустить насос в масляную ванну и тем самым ускорить подачу масла к подшипникам сразу после запуска двигателя.
Привод ведущего валика насоса часто осуществляется с помощью пары шестерен - конической, винтовой или червячной. Распространенные (традиционные) решения - ведущая шестерня привода расположена на промежуточном (вспомогательном) валу, а ведущий валик насоса соединяется с ведомой шестерней привода с помощью шлицев, или ведомая шестерня привода вращается во втулке, а распределитель зажигания и маслонасос соединяются с шестерней шпицами. Шестеренные насосы являются насосами объемного типа. Их производительность (подача) мало зависит от давления на выходе и определяется, в основном, частотой вращения (пропорциональна ей). При увеличении частоты вращения свыше 3500:4000 мин- 1 расходные характеристики обычного шестеренного насоса с малым числом зубьев шестерен ухудшаются, вследствие чего его привод делают понижающим (обычно в 2 раза). Это является причиной увеличения габаритов насоса с шестернями наружного зацепления по сравнению с другими типами насосов. Кроме того, такой насос чувствителен к износу и большим зазорам, что увеличивает утечки и снижает давление подачи, однако он имеет достаточно большой ресурс и надежность. Для улучшения работы маслонасоса на высоких частотах вращения используются шестерни в увеличенным числом зубьев и уменьшенной высотой, однако вследствие повышения нагрузок на детали привода такие конструкции не применяются при традиционных схемах привода (с помощью валиков, шестерен, дополнительных валов и т.д.).
С середины 80-х годов большое распространение получили маслонасосы с шестернями внутреннего зацепления. Основным преимуществом этого типа насосов является компактность. Высота шестерен здесь уменьшена в 2+3 раза за счет увеличения числа зубьев, частоты вращения и окружной скорости. Высокая скорость вращения уменьшает влияние утечек по торцам шестерен на давление подачи. Насосы этого типа наиболее часто устанавливают на передней крышке блока цилиндров или крышка сама является корпусом насоса. При этом ведущая шестерня насоса сидит непосредственно на коленчатом валу. Центрирование ведомой шестерни осуществляется по ее наружному диаметру и расточке в корпусе; ведущая шестерня обычно центрируется по цилиндрическому пояску. В некоторых конструкциях ведущая шестерня центрируется на коленчатом валу, тогда цилиндрический поясок ведущей шестерни отсутствует. Это более надежный вариант, т.к. исключает поломку корпуса и шестерен при их заклинивании по пояску. Кроме того, пояски и на шестерне и на корпусе иногда сильно изнашиваются, что нарушает работу насоса и снижает подачу.
Преимущество компоновки насоса с приводом от коленчатого вала очевидно - не требуется специальных элементов привода (валы, шестерни и т.д.). Это существенно упрощает конструкцию двигателя и является причиной широкого распространения такой системы. Недостатком насоса данного типа является опасность разрушения шестерен и корпуса при попадании посторонних элементов (грязь, частицы износа и разрушения деталей) в зацепление шестерен, что иногда встречается в эксплуатации. Помимо этого, требуются хорошая центровка корпуса насоса на блоке цилиндров и отсутствие биения на коленчатом валу в месте посадки ведущей шестерни. Нарушение этих требований также ведет к ускоренным износам и поломкам. Некоторые фирмы (TOYOTA, NISSAN, MAZDA, ISUZU и др.) используют насосы роторного типа  с приводом от зубчатого ремня или цепи распределительного механизма.
Ведущий валик такого насоса обычно небольшой длины и диаметра, с одной его стороны установлена звездочка или шкив, а с другой - ведущая шестерня, имеющая обычно 4 выступа-зуба, входящие при вращении поочередно в 5 впадин ведомой шестерни. Ведомая шестерня вращается эксцентрично ведомой шестерне в корпусе - это может быть передняя крышка блока или даже сам блок. В этой конструкции вход и выход масла осуществляется через окна в корпусе, а профиль шестерен обеспечивает уплотнение полостей вследствие малых зазоров между выступами и впадинами, а также торцами шестерен и корпуса.
Несмотря на компактность, конструкция обладает существенным недостатком - ускоренным износом валика и корпуса вследствие перекашивающего усилия от цепи или ремня. Практика показывает, что в отличие от предыдущих данный вариант конструкции маслонасоса при пробеге автомобиля порядка 150+180 тыс. км может иметь довольно большие износы деталей, что обязательно необходимо учитывать при ремонте. Несколько более долговечен вариант конструкции такого насоса, когда ведущий валик образует опоры с обеих сторон шестерни (ISUZU). При этом усилия на опорах и износ несколько уменьшаются, а насос может быть сделан более компактным в осевом направлении. В 90-х годах на двигателях автомобилей высшего класса (MERCEDES-BENZ) появились более сложные конструкции - двухсекционные насосы, регулирующие подачу масла отключением и включением секций в зависимости от режима работы двигателя. Это сделано с целью уменьшения затрат мощности на привод насоса и снижения расхода топлива. Вследствие сложности такие конструкции пока не получили распространения.
В системах смазки подавляющего большинства двигателей подача насоса регулируется с помощью редукционного клапана, ограничивающего максимальное давление в системе в пределах 0,4+0,5 МПа за счет перепуска части масла с выхода насоса на вход. Обычно клапан устанавливается в корпусе насоса. Встречаются конструкции клапанов с направляющими поверхностями и без них. Клапаны с направляющими поверхностями иногда имеют небольшую полость для демпфирования колебаний давления, однако они склонны к заклиниванию при попадании твердых частиц в зазор между клапаном и отверстием в корпусе. Редукционные клапаны без направляющей части, очевидно, не заклинивают, однако для них часто более характерен износ седла или поверхности клапана, контактирующей с седлом. При этом возникает негерметичность клапана, снижающая давление масла на низких частотах вращения и иногда даже препятствующая засасыванию масла из картера при запуске. Несмотря на это, клапаны без направляющих, в частности, шариковый, более надежны, особенно при работе двигателя на грязном и некачественном масле.
На работоспособность системы смазки большое влияние оказывает конструкция маслоприемника, подающего масло из картера к насосу. Маслоприемники различаются по конструкции как трубопровода и его крепления, так и заборника масла. Практика эксплуатации различных автомобилей в сложных дорожных условиях показывает, что трубопровод должен быть в определенной степени гибким, т.е. допускать деформацию без поломки при смятии поддона. Этому условию удовлетворяют относительно длинные стальные трубопроводы с фланцевым креплением. Наименее удачны маслоприемники из алюминиевых сплавов, ломающиеся даже при не слишком сильных ударах. Обычно такие маслоприемники являются частью насосов с шестернями наружного зацепления и приводом от дополнительного или распределительного валов.
Важным элементом системы смазки двигателя является масляный фильтр. Наибольшее распространение получили неразборные фильтры, состоящие из корпуса, фильтроэлемента и встроенных клапанов. Используются три вида клапанов: противодренажный - для исключения обратного отекания масла из фильтра в картер на неработающем двигателе, перепускной - для перепуска масла мимо фипьтроэлемента при его засорении и холодном пуске, и обратный - для исключения вытекания масла из фильтра при его снятии с двигателя. Наличие или отсутствие клапанов в фильтре зависит от конструкции двигателя.
Так, противодренажный клапан не используется при установке фильтра вертикально входным отверстием вверх, т.к. при таком расположении масло из фильтра не вытекает. Перепускной клапан в конструкции неразборного фильтра применяется в случае, если такого клапана нет в магистрали системы смазки двигателя, а обратный клапан устанавливается только для удобства обслуживания двигателя, особенно, когда фильтр расположен вертикально отверстием вниз. При работе двигателя масло от насоса поступает во внутреннюю полость фильтра через противодренажный клапан, проходит фильтроэлемент и выходит в систему смазки через центральный штуцер.
Постепенное засорение фильтра приводит к росту перепада давлений до 0,05+0,06 МПа, при которых срабатывает перепускной клапан, пропуская масло мимо фильтрующего элемента. Описанная схема работы типичного неразборного фильтра указывает на его недостаток. При длительной работе на поверхности фильтроэлемента скапливается большое количество частиц размером свыше 0,025+0,040 мм, в то время как частицы меньшего размера внедряются в материал фильтроэлемента и застревают в нем. Постепенно перепад давления на элементе возрастает, и при пробеге автомобиля 5000+6000 км происходит первое открытие перепускного клапана. При этом крупные частицы смываются с поверхности элемента маслом через открытый клапан в магистраль, что может вызвать ускоренный износ и повреждения деталей двигателя.
Для того, чтобы исключить попадание задержанных ранее фильтром крупных частиц в систему смазки, на некоторых двигателях перепускной клапан устанавливается в магистрали системы смазки, а не в фильтре, либо, перепуск масла осуществляется мимо фильтрующей поверхности. Неразборные масляные фильтры выпускаются различными фирмами и имеют очень широкую номенклатуру размеров резьбы штуцера, уплотнительного резинового кольца, габаритных размеров, а также различия по наличию или отсутствию тех или иных клапанов. Наиболее распространенная у двигателей европейских автомобилей резьба штуцера фильтра - дюймовая 3/4" с 16 нитками резьбы на 1 дюйм. У двигателей японских и американских машин используются, помимо указанной, резьбы М20х1,5 (MAZDA), М22х1,5 (HONDA), М18х1,5 (GM) и 13/16" — 16Н (GM, FORD). У дизелей встречаются также резьбы М24х1,5 и М30х1,5. На практике для каждого двигателя необходим только строго ему соответствующий фильтр. Даже при совпадении присоединительных и габаритных размеров похожий фильтр может не иметь всех необходимых клапанов или иметь «лишние » клапаны.
Это может нарушить работу системы смазки. На некоторых двигателях (BMW, MERCEDES-BENZ и др.) применяются сменные фильтрующие элементы, устанавливаемые в корпус «постоянного» фильтра. В таких конструкциях перепускной клапан обычно расположен вне камеры фильтроэлемента, поэтому разборные фильтры обеспечивают более качественную очистку масла, чем, например, неразборные со встроенным перепускным клапаном. На высокофорсированных двигателях, в том числе, дизелях, нередко устанавливают устройства для охлаждения масла. Двигатели легковых автомобилей прошлых лет иногда имели дополнительный воздухомасляный радиатор, установленный рядом с радиатором системы охлаждения. В настоящее время такая схема встречается редко, чаще используется небольшой жидкостно-масляный радиатор, устанавливаемый под масляный фильтр.
Система охлаждения двигателя имеет большое количество элементов и деталей, от работоспособности которых зависит надежность двигателя в цепом. Однако непосредственно двигателя касается в первою очередь насос охлаждающей жидкости, поскольку он приводится от коленчатого вала. Нередко выход из строя насоса, например, разрушение его подшипников, грозит серьезными последствиями и для других деталей и агрегатов двигателя. Насос охлаждающей жидкости центробежного типа обычно состоит из корпуса, валика с рабочим колесом и уплотнения. В подавляющем большинстве двигателей легковых автомобилей используются валик с двухрядным подшипником и торцевое уплотнение. Указанная конструкция, ставшая уже традиционной, обеспечивает наибольшую компактность насоса независимо от способа его привода.
Торцевое уплотнение насоса обычно включает в себя графитовое кольцо, прижимаемое к торцу рабочего колеса (крыльчатки) пружиной. Пружина устанавливается внутри или снаружи резиновой фигурной манжеты, герметизирующей полость подшипника. Между полостью подшипника и уплотнением обязательно выполняется дренажное отверстие для охлаждающей жидкости, иначе даже небольшая утечка жидкости приведет к вымыванию смазки из подшипника, быстрому его повреждению и разрушению. Негерметичность уплотнения обычно связана с появлением трещин в резиновой манжете из-за старения резины, износом графитового кольца и торца крыльчатки. Негерметичность насоса также бывает следствием даже не очень длительной работы двигателя на чистой воде вместо специальной охлаждающей жидкости.
В данном случае обычно дешевле вовремя устранить неисправность, чем доливать в систему воду и в дальнейшем менять насос. Как правило, применяется два варианта привода насоса - клиновым или зубчатым ремнем. Крайне редко встречается привод роликовой цепью (GM), поскольку данный вариант усложняет конструкцию двигателя и снижает его надежность. Наиболее распространен привод насоса клиновым ремнем. Нередко одним ремнем вместе с насосом приводится генератор. Это наиболее простой вариант привода, однако он имеет недостатки. Генератор современного автомобиля потребляет достаточно большую мощность. Из-за этого возрастает требуемое натяжение ремня и усилие на подшипники насоса, что может ограничить их ресурс. Особенно неудачным становится такой вариант при необходимости привода других агрегатов (кондиционер, насос усилителя руля). В этом случае на коленчатом валу приходится устанавливать широкий шкив на несколько ремней и при поперечной установке двигателя на автомобиле для него может не хватить места.
Для разгрузки подшипников водяного насоса иногда применяется схема (VOLKSWAGEN) с двумя короткими ремнями, в которой натяжение ремня насоса регулируется подбором дистанционных шайб между половинами шкива. Одним из способов решения проблемы является применение одного поликлинового ремня на все агрегаты. При такой схеме используется натяжной ролик с постоянным усилием натяжения ремня. Возможно также снижение усилий на валик насоса. Здесь появляется другой недостаток схемы - выход из строя любого из агрегатов, связанных одним общим ремнем, приведет к необходимости остановки двигателя. Это объясняется тем, что двигатель обязательно будет работать с перегревом, если не вращается насос охлаждающей жидкости, т.е. без насоса работа двигателя невозможна так же, как, например, без масляного насоса. Следовательно, весьма логично включить насос охлаждающей жидкости в систему привода распределительного вала, а остальные агрегаты объединить общим клиноременным приводом. В настоящее время такие конструкции встречаются довольно часто.
При этом насос охлаждающей жидкости хорошо компонуется на передней крышке или блоке цилиндров (VOLKSWAGEN, MAZDA, OPEL, HONDA и др.). На некоторых двигателях насос устанавливается в специальное отверстие блока цилиндров, а валик насоса расположен эксцентрично наружной поверхности корпуса насоса, сопрягаемой с отверстием в блоке. Такая конструкция позволяет отказаться от специального натяжного устройства, поскольку натяжение осуществляется поворотом корпуса насоса в отверстии блока цилиндров (VOLKSWAGEN, OPEL). Однако у старых двигателей нередко наблюдаются коррозия корпуса насоса в блоке, и попытки повернуть насос для натяжения ремня (или хотя бы снять его с блока) иногда кончаются поломкой корпуса насоса. Конструкции с приводом насоса зубчатым ремнем обладают и другими недостатками. Для двигателя опасно разрушение подшипника и заклинивание насоса, поскольку оно ведет к "проскакиванию" ремня. Поэтому в эксплуатации или при ремонте двигателя обнаружение первых признаков износа подшипника (характерный шум при вращении, течь уплотнения) требует его обязательной замены. Насос с приводом зубчатым ремнем сложнее меняется при ремонте (по сравнению со схемой привода насоса клиновым ремнем, где насос обычно стоит открыто на блоке или крышке блока).
Важным элементом системы охлаждения является термостат, обеспечивающий быстрый прогрев и поддержание постоянной температуры охлаждающей жидкости. В подавляющем большинстве конструкций термостат устанавливают на выходе из головки блока цилиндров (между головкой и верхним патрубком радиатора). В наиболее простых схемах термостат перекрывает эту магистраль при низкой температуре охлаждающей жидкости, чем переводит систему в режим пониженной циркуляции по так называемому "малому кругу", т.е. внутри головки и блока цилиндров. После прогрева двигателя термостат открывает и регулирует циркуляцию по "большому кругу", чем поддерживает постоянный температурный режим двигателя. В данной схеме циркуляция по "малому кругу" остается, однако она не оказывает существенного влияния на тепловой режим, поскольку расход жидкости по "большому кругу" больше. Для исключения влияния циркуляции по "малому кругу" используют схему  с термостатом, закрывающим "малый круг" циркуляции и открывающий "большой круг".
Применяются и более сложные схемы охлаждения. Термостат состоит из корпуса, датчика и одного или двух клапанов. Датчик заполнен твердым веществом (церезин), которое имеет низкую температуру плавления, примерно соответствующую рабочей температуре в системе. При достижении этой температуры церезин плавится и увеличивается в объеме, в результате чего происходит перемещение штока и открытие клапана. Термостат, таким образом, позволяет автоматически поддерживать температуру двигателя не ниже заданной - при снижении температуры (а значит при значительном увеличении эффективности охлаждения) термостат закроет циркуляцию по "большому кругу", чем вызовет повышение температуры жидкости в "малом круге" и т.д. Ограничение температуры по верхнему пределу осуществляется с помощью вентиляторов, увеличивающих эффективность охлаждения жидкости в радиаторе за счет возрастания скорости обдува. Поскольку такое охлаждение требуется только на "горячем" двигателе, применяются различные вентиляторы, включаемые по команде датчика температуры.
В прошлом распространение на легковых автомобилях получили системы привода вентилятора ремнем (от коленчатого вала) и включения его вязкостной или электромагнитной муфтой. Подобные конструкции обладают повышенной сложностью и не всегда надежны, а также не компонуются с поперечным расположением двигателя. Помимо этого, при расположении вентилятора на валу насоса системы охлаждения (схема, широко распространенная на заднеприводных автомобилях) дополнительно нагружаются подшипники насоса. Вследствие этих причин в настоящее время на подавляющем большинстве автомобилей применяются электровентиляторы. На последних моделях часто встречаются конструкции со ступенчатым или плавным регулированием скорости вращения вентилятора, а также установка двух вентиляторов, включаемых раздельно или одновременно в зависимости от температуры жидкости (электронное управление температурой охлаждающей жидкости).

2.7. Агрегаты наддува двигателей

Основой системы турбонаддува двигателя и в то же время наиболее сложным ее элементом является турбокомпрессор. Турбокомпрессор состоит из ротора - вала с колесами турбины и компрессора, подшипников, уплотнений ротора и корпусных деталей. Ротор раскручивается турбиной до очень высокой частоты вращения - 100+120 тыс. мин и более. Обычно чем меньше объём двигателя, тем меньше размеры турбокомпрессора и тем выше максимальная частота вращения ротора, которая достигается на режимах полной нагрузки двигателя. Мощность, развиваемая турбиной, идет на привод компрессора, т.е. на повышение им давления нагнетаемого воздуха. Высокая частота вращения определяет очень серьезные требования к точности изготовления ротора, конструкции и материалам его подшипников. Ротор турбокомпрессора представляет собой выполненный за одно целое с колесом турбины вал, на другой стороне которого установлено колесо компрессора. Компрессор фиксируется на валу гайкой, а вся конструкция балансируется динамически на рабочих частотах.
Биение поверхностей вала должно быть очень мало - порядка нескольких микрон, а дисбаланс всего ротора - не более 0,01+0,02 гсм. Превышение этих величин обычно приводит к ускоренному износу и разрушению подшипников и ротора. Ротор установлен в подшипниках скольжения специальной «плавающей» конструкции - бронзовая втулка имеет зазор 0,03-; 0,04 мм по валу и 0,03+0,06 мм в корпусе. При этом втулка вращается со скоростью меньшей, чем вал. Этим обеспечивается работоспособность подшипника при высоких скоростях вращения, т.к. снижается относительная скорость скольжения деталей.
Кроме того, такая конструкция опор обеспечивает их "податливость", т.е. способность небольших радиальных перемещений под действием нагрузки. Ротор турбокомпрессора является "гибким" - его рабочая частота вращения превышает частоту собственных колебаний (так называемую критическую частоту). Известно, что при приближении частоты вращения к частоте собственных колебаний в роторе возбуждаются колебания, которые способны его разрушить. С податливыми опорами при прохождении ротором критической частоты амплитуда колебаний и нагрузки на ротор значительно снижаются и становятся неопасными. Очень важное значение имеет гидродинамический подпятник, удерживающий ротор от осевых перемещений. В канавку упорной стальной втулки, расположенной на валу, входит бронзовая или стальная фигурная пластина со специальным покрытием, имеющая отверстия для подачи масла под давлением к опорным поверхностям. Зазор между опорными поверхностями должен быть мал, порядка 0,01+0,02 мм, иначе подпятник не будет удерживать ротор в осевом направлении.
Между подшипником и соответствующим колесом (компрессора или турбины) устанавливаются уплотнения с целью исключения попадания масла в газовоздушный тракт двигателя. Со стороны турбины обычно применяется уплотнение с пружинным разжимным кольцом. Кольцо из специального чугуна или стали устанавливается в канавке вала с малым торцевым зазором 0,03+0,04 мм и собственными силами упругости прижимается к поверхности отверстия чугунного корпуса агрегата. При этом зазор в замке кольца должен быть мал (0,02+0,05 мм), а прилегание к отверстию - полным, иначе уплотнение будет пропускать масло. Со стороны компрессора применяют различные типы уплотнений. Встречается конструкция, аналогичная уплотнению подшипника турбины. Иногда используется торцевое уплотнение с графитовым кольцом.
Корпус турбокомпрессора имеет каналы подвода и слива масла, а у некоторых дизелей - еще и каналы для жидкостного охлаждения. На корпусе устанавливаются "улитки" компрессора и турбины. При этом зазор между внутренней поверхностью «улитки» и лопатками колеса должен быть очень малый. Зазор более 0,3+0,5 мм сильно снижает КПД турбины (компрессора), что заметно уменьшает мощность и крутящий момент двигателя на средних и высоких частотах вращения и нагрузках. Наиболее распространена конструкция с фиксацией «улитки » компрессора на корпусе с помощью стопорного кольца, при этом «улитка» турбины крепится болтами. Несмотря на кажущуюся простоту, турбокомпрессор является очень сложным агрегатом в ремонте и эксплуатации. Работа двигателей с турбонаддувом предполагает использование масел высокого качества с пологой характеристикой вязкости по температуре.
Этим требованиям удовлетворяют современные синтетические масла. Выход из строя турбокомпрессора обычно связан с неправильной эксплуатацией, когда масло низкого качества коксуется в турбокомпрессоре, закрывая отверстия для смазки подшипников, что приводит к задирам, повреждениям, ускоренному износу подшипников. Приводной нагнетатель  получил некоторое распространение в последние годы на автомобилях с двигателями относительно большого объема (более 3,5+3,8 л). Нагнетатель приводится поликлиновым ремнем от коленчатого вала и работает на частотах вращения, несколько больших, чем у самого двигателя. Нагнетатель содержит прецизионные и достаточно дорогие детали. Речь идёт, прежде всего, о рабочих колесах или роторах нагнетателя, которые имеют сложный винтовой профиль. Кроме того, этот профиль должен обеспечивать малый зазор в зацеплении роторов, иначе КПД нагнетателя и давление наддува будут низкими. Роторы нагнетателя вращаются в закрытых подшипниках качения, не касаясь друг друга и корпусов, при этом синхронизация их вращения обеспечивается парой зубчатых колес.
В эксплуатации приводной нагнетатель проще, однако, при некачественной очистке воздуха или при износе подшипников боковые поверхности роторов также быстро изнашиваются и возникает шум при работе. Основные детали такого нагнетателя ремонту не подлежат (имеются в виду роторы), поскольку профиль их зубьев и впадин не обрабатывается из-за сложности, однако изношенные подшипники могут быть заменены. В отличие от приводного нагнетателя, где сжатие воздуха осуществляется при вращении рабочих колес, волновой обменник давления (COMPREX) использует другой принцип Повышение давления на впуске осуществляется за счет взаимодействия волн давления и разрежения, распространяющихся по каналам вращающегося ротора. При этом синхронное с коленчатым валом вращение ротора обеспечивает повышение давления во впускном трубопроводе именно того цилиндра, где начинается впуск.
Волновые обменники известны давно, но не получили пока широкого распространения вследствие сложности конструкции ротора, а также трудоемкости доводки системы, однако на некоторых автомобилях все же ставятся серийно (MAZDA). Их особенностью является более высокий наддув по сравнению с другими типами компрессоров, поэтому требуется существенное упрочнение отдельных деталей двигателя - поршней, поршневых пальцев, шатунов и др.
Этот тип наддува сочетает в себе достоинства турбонагнетателя — малые габариты, и нагнетателя с механическим приводом — пологую кривую крутящего момента с максимумом на низких частотах вращения и быструю реакцию на изменение частоты вращения. Возможно, что в будущем приводные нагнетатели и системы COMPREX будут применяться более широко.

Источник: Хрулев А.Э. "Ремонт двигателей зарубежных автомобилей"