кой прочности палец изготовляют в сечении в виде балки, равной прочности на изгиб (рис. 5-А4, б).

Как было показано ранее, профилирование наружной поверх­ности пальца производят с учетом возможности устранения высо­ких удельных давлений на поверхности бобышки. Этому также способствует изготовление фаски на его торцах.

Одновременное сочетание высоких усталостной прочности паль­ца и износостойкости наружной его поверхности обеспечивается выбором соответствующего материала для его изготовления, а так­же использованием термохимических (захалка ТВЧ, цементация), технологических (шлифовка, солирование) методов поверхностного упрочнения.

Пальцы двигателей с искровым зажиганием изготовляют из среднеуглеродистых сталей 45 и 40ХА. Их наружная поверхность закаливается ТВЧ на глубину 1,0... 1,5 мм для получения твердости HRC 52...60. Для пальцев дизелей и ДсИЗ, работающих при боль­ших механических нагрузках, используют легированные стали 15Х, 15ХА, 18Х2Н4МА и 12ХНЗА, которые цементируют на глубину

0. ..1,7 мм. Их поверхностная твердость достигает HRC S6...65. Дополнительная цементация пальца по внутренней поверхности позволяет повысить его усталостную прочность на 15...20%, а азо­тирование — на 35...45%.

53. Поршневые кольца

Функциональное назначение поршневых колец заключается в ге­рметизации надпоршневого пространства за счет создания системой колец совместно с элементами уплотняющего пояса лабиринтного уплотнения. Через них также осуществляется отвод основной доли теплоты от поршня в стенки цилиндра.

Одновременно конструкция поршневой группы предъявляет к системе уплотнения требование ограничения попадания чрезмер­ного количества масла со стенок цилиндра в камеру поршня. Изве­стно, что лабиринтное уплотнение обладает насосным действием, т. е. способствует перекачке масла из зазора в камеру сгорания. Поэтому в конструкции поршня необходимо предусмотреть меро­приятия по удалению излишков масла из зазора поршень—цилиндр и рациональному распределению его по зеркалу цилиндра.

Эти две функции колец — создание лабиринтного уплотнения и ограничение поступления масла в камеру сгорания — конструк­тивно разделены. Для герметизации внутрицилиндрового простран­ства служат компрессионные кольца, для регулирования режима смазки сочленения — маслосъемные.

А Конструкции наиболее распространенных в автотракторных двигателях компрессионных колец приведены на рис. 5.15.

• Кольца с прямоугольным поперечным сечением (рис. 5.15, а) просты в изготовлении, имеют большую площадь контакта по

101

Рис. 5.15, Основные конструктивные решения первых компрессионных

колко:

а — прямоугольного профалд, 6—с конической рабочей поверхностью,« — с боч­кообразной рябочсй поверхностью, г,д — прямоугольного профиля с прямоуголь­ной или схоккввоЛ внутренней выточжоЙ, ерк — с поперечным сечением > шк симметричной в весиммегрвчвой трепещи, J — скребковые, и — витые стальные, я — с обратным торсионом

рабочей поверхности со стенкой цилиндра, что способствует хоро­шему теплоотводу от головки поршня в систему охлаждения. Одна­ко их недостатком является трудность приработки рабочей поверх­ности к зеркалу цилиндра.

ф Кольца с конической рабочей поверхностью («минутные») с уг­лом наклона рабочей поверхности к зеркалу цилиндра 15...30' из-за повышенного давления на рабочей кромке быстро прирабатывают­ся, после чего приобретают все качества колец с прямоугольным сечением (рис. 5.15, б). Однако производство таких колец более сложно.

• Достоинства и недостатки колец, сочетающих прямоугольное и коническое сечения, в значительной мере объединены в конструк­ции скручивающихся (торсионных) колец (рис. 5.15, г, <)). Такие кольца в свободном состоянии имеют прямоугольное сечение с вы­точками, ослабляющими верхнюю зону сечения кольца.

В рабочем состоянии такое кольцо «скручивается» за счет боль­шей его деформации в верхней зоне сечения и его рабочая поверх-

108

носгь контактирует с зеркалом, как и в случае «минутного» кольца Это способствует быстрой его приработке. Однако такие кольц; плохо контактируют со стенками канавхи, что затрудняет теплооб мен через них между головкой поршня и стенкой цилиндра.

ф бочкообразная рабочая поверхность кольца (симметрична; или асимметричная) обеспечивает оптимальное распределение мае ла по ходу поршня, исключает кромочный контакт сольца с цилин дром и, следовательно, разрыв масляной пленки при перекладк поршня. Такое кольцо быстро и хорошо прирабатывается к зеркал] цилиндра (рис. 5.15, в).

• Кольца с поперечным сечением в виде односторонней wn двусторонней трапеции и с прямоугольной или бочкообразной ра бочеб поверхностью хорошо противостоят пригораншо даже npi повышенных температурах в зоне канавки (рис. 5.15, е, ж). Осево и радиальное движения поршня при перекладке приводят к измене нию зазора между торцевыми поверхностями кольца и канавга поршня, что предотвращает застой масла в канавке, а образующий ся нагар перманентно растирается и вымывается из зазора. Кольц: с односторонней трапецией из-за их несимметричности обладаю- всеми свойствами торсионных колец.

ф Конический скос в виде проточек нижней части рабочей пове рхности у скребковых колец приводит к уменьшению ее площади и следовательно, к увеличению радиального давления кольца на зер к ало цилиндра (рис. 5.15, з). Такое кольцо, оставаясь компрессион ным, может частично выполнять функцию маслосъемного.

ф Нижнее компрессионное кольцо иногда выполняют торсион ным (рис. 5.15, к) с обратным закручиванием вследствие расположе ния ослабляющей проточки в нижней части сечения н одновремен ного наклона рабочей поверхности. При скручивании его в рабочел положении обеспечивается контакт с цилиндром по нижней кромке По функциональным качествам оно близко к скребковому кольцу.

А Конструкция маслосъемных колец должна обеспечивап хороший съем со стенок излишков масла, а также распределение еп в виде пленки постоянной толщины по зеркалу цилиндра. В места: контакта между кольцом и цилиндром на всех режимах работь должна сохраняться масляная пленка толщиной 0,003—0,012 мм Для предотвращения чрезмерного «отжатия» маслосъемного коль ца от зеркала цилиндра и его «всплытия» на масляной пленке он< должно обеспечивать высокое радиальное давление на стейку цили ндра. В настоящее время в конструкции автотракторных двигателе! наибольшее распространение получили следующие типы масло съемных колец (рис. 5.16):

ф чугунные монолитные с витым цилиндрическим пру жинным расширителем браслетного типа характеризуют высокой гибгостью н обеспечивают равномерное распределен» давления по высоте кольца (рис. 5.16, о). Внутреннюю поверхносп кольца выполняют в виде полуокружности или V-образной формы

Ю

Рве. S.16. Основные конструктивные решения маслосъемных колеи: а — горобчатого типа без расширителя, Й — коробчатого типя о питым пружинным рас­ширителем, « — два скребковых хольвв, г ~ юробчатого тага с радиальным расширителем, д — с радиальным л осевым расширителями, е — с тангенциальным расширителем

В первом случае пружина быстрее прирабатывается, однако она может закрывать часть площади дренажных окон. Между рабочими поясками такого кольца имеется канавка-резервуар для сбора мас­ла, отвод которого в запоршневое пространство осуществляется через дренажные отверстия в поршне. Этот тип кольца используют практически на всех автомобильных дизелях н примерно на трети конструкций ДсИЗ. Для повышения долговечности рабочие пояски колец хромируют;

• стальные составные (сборные) хромированные мас­лосъемные кольца, состоящие из двух кольцевых опорных пла­стин и расширителей (осевого и радиального или тангенциального), используются в основном на ДсИЗ (рис. 5.16, д, е). Наиболее эффективны кольца с тангенциальным расширителем, обеспечива­ющим требуемое оптимальное положение опорных колец в канавке (рис. 5.16, е). Расширители за счет собственной упругости позволя­ют повысить давление кольца на стенку при минимальной его радиальной толщине. Такое кольцо более гибко и лучше приспосаб­ливается к искажениям формы цилиндра, а его удельное давление на стенку цилиндра мало зависит от величины износа опорных колец;

• система из двух колец скребкового типа (рис. 5.16, б) устанавливаемых в одну канавку (верхнее кольцо при этом имеет дренажные прорези), характеризуется «независимой» работой колец, что улучшает их функционирование при движении поршня с некоторым перекосом.

Установлено, что качественное выполнение функций поршневой группы достигается не только высокоэффективными конструкциями отдельных колец, но и правильно подобранной их системой.

Обычно верхнее компрессионное кольцо — прямоугольного сечения с бочкообразной рабочей поверхно- стью, а нижнее — скребковое, тор- сионное или минутное.

В связи с тем что у высокофор- сированных дизелей сложно обеспе- чить температуру в зоне канавки первого компрессионного кольца ниже температуры коксования мас- ла, в качестве первого компрессион- ного используют кольцо с двусто- ронней трапецией (до 75% всех мо- делей). Нижнее компрессионное кольцо дизелей — прямоугольного сечения (до 40%), скребкового (до 35%) и реже с сечением в виде дву- сторонней трапеции (до 25%).

В процессе эксплуатации кольцо теряет свою упругость неравномер- но по его окружности. В первую оче-

редь происходит потеря упругости кольца в зоне замка из-за его локального отжига. Кольцо в этой зоне плохо контактирует с хо- лодной стенкой цилиндра, процесс отжига с потерей упругости резко ускоряется, и кольцо выходит из сгроя.

Вследствие этого эпюра давления кольца по его периметру на зеркало цилиндра на современных двигателях неравномерная. Большие удельные давления предусматриваются в зоне замка, что снижает потерю его упругости и, следовательно, увеличивает пери- од эксплуатации (рис. 5.17).

Форма замка компрессионного кольца может быть прямоуголь- ной, косой и ступенчатой (рис. 5.18). Наиболее проста в изготовле- нии прямоугольная форма замка, но она обладает наихудшими газоуплотняющими свойствами из перечисленных замков, что, од- нако, мало сказывается на функциональных качествах при исполь- зовании их в быстроходных двигателях.

Штифт

ш ежи

В) в) г)

Рис. 5.18. Форма замка кольца:

а — прямоугольная, 6 — косая, » — ступеичатая, г — со штифтом для дяухтапнык дп-

гет*лей

Г _

а)

Рис. 5.17. Эпюры радиальных да­влений кольца на зеркало цилинд­ра по окружности:

/ — грушевидная, 2 — овальная, 3 — среднее радиальное давление

111

В качестве материала для поршневых колец в основном приме­няют специальный серый высокопрочный чугун, который обладает высокими стабильными показателями прочности и упругости при рабочей температуре в течение всего срока службы кольца, высокой износостойкостью в условиях граничного трения, высокими анти­фрикционными свойствами, способностью достаточно быстро и эф­фективно прирабатываться к поверхности цилиндра. Легирующие добавки Cr, Ni, Mo, W способствуют повышению его термостой­кости до 340°С. Наличие значительной части углерода в виде пла­стинчатого графита приводит к повышению адсорбирующих и сма­зывающих качеств поршневого кольца, а также снижает его чувст­вительность к концентраторам напряжений.

Технология изготовления поршневых колец должна обеспечи­вать такую форму кольца в свободном состоянии, которая созда­вала бы необходимую эпюру давления в его рабочем состоянии. Современные кольца отливают индивидуально с минимальными припусками на механическую обработку и затем обрабатывают по копиру. После закалки и отпуска в них вырезают замок. Окон­чательное шлифование поверхностей кольца производят после на­пыления износостойкого материала.

Витые кольца и расширители маслосъемных колец изготовляют из стальной полированной ленты.

Для улучшения прирабатываемости, увеличения износостойко­сти и защиты от коррозии на рабочую поверхность кольца нанося! специальные покрытия пористого хрома (см. рис. 5.15). При этом оптимальная твердость рабочей поверхности кольца достигается при толщине слоя хрома до 0,25 мм.

Наиболее современные конструкции — кольца с молибденовым покрытием рабочей поверхности наплавкой или напылением в плаз­менной струе. Такое покрытие эффективно предотвращает «прижо- ги» благодаря высокой температуре плавления молибдена и получа­емой при’ нанесении его пористой структуре. Образующийся при трении оксид молибдена обладает хорошими смазывающими свой­ствами.

Для создания «приработочного» покрытия и для защиты кольца от коррозии в щелочной среде в ряде случаев используют лужение или фосфатирование рабочих поверхностей компрессионных колец, кроме первого.

5.4. РАСЧЕТ ПОРШНЯ

При проектировании геометрические параметры поршня прини­мают на основании эмпирических зависимостей и статистических данных, аналогичных приведенным в табл. 5.1. Затем производят поверочный расчет по прочности и износостойкости элементов по­ршня.

Существуют надежные численные методы анализа тепловой

112

и динамической нагруженностн поршня (например, метод конечных элементов), позволяющие с достаточной точностью получать тем­пературное поле поршня и напряжения в его элементах от всех видов механических и тепловых нагрузок. Основная проблема здесь — большая трудоемкость подготовительных и расчетных ра­бот в зависимость точности и достоверности расчета от правиль­ности задания граничных условий.

Ориентировочные данные о работоспособности конструкции мо­жно получить, используя упрощенные расчетные модели и реализу­емые на их основе сравнительные оценки напряженно-деформиро­ванного состояния.

Рассмотрим модель, описывающую напряженное состояние дни­ща поршня как круглой пластины, защемленной по контуру (рис. 5.19, а) и нагруженной давлением газов и тепловыми потоками, которыми обмениваются между собой днище поршня и рабочее тело. Анализ ведется в предположении, что давление газов и тепло­вой поток стационарны и распределены по поверхности пластины равномерно.

д Нормальные напряжения от действия сил давления газов по контуру заделки:

г, —внутренний радиус днища поршня; ц — коэффициент Пуассона (для алюминиевого сплава 0,26, для чугуна и = 0,3); п. мак­симальное в рабочем цикле на расчетном режиме работы двигателя

Рве. S.19. Расчетные модели элементов поршня: а — модель днища, б — минимальное сечеяие кававкв маслосъемного кольца, * — то же, первой

кольцевой перемычхя

£

113

давление газов (для ДсИЗ на режиме п=*п_т„ для дизе­

лей на режиме n~n*,

Допускаемые напряжения для днища поршня из алюминиевого сплава 40...60 МПа, для чугуна 60...80 МПа.

Расчет термических напряжений в днище выполняют в пред­положении, что температуры днища и стенки поршня по контуру равны и от нагрева днища расширяется лишь часть стенки, име­ющая высоту k — S+r_B — г,.

д Напряжения у края днища от тепловой нагрузки для неохлаж- даемых поршней:

• радиальные (сжимающие) <т_х — — ■ “ ■■ —

• 2(1

• тангенциальные (растягивающие) <т_у = —- ^Е-, где ос — ко-

2(1-р+К)

эффициент линейного расширения, 1/К; Е— модуль упругости ма­териала, МПа; (/„—**) — перепад температур между центром и на­ружным контуром днища: (/„ — q — удельная тепловая

нагрузка дншца; Вт/м²; X — коэффициент теплопроводности, ВтДмК); К — коэффициент (податливость) закрепления наружно­го края днища:

Тогда удельная тепловая нагрузка днища

NexgtH_u

Ч=а

3,6 if.

где а — доля всей теплоты, выделившейся в цилиндре и передава­емой в днище поршня: а=0,1...0Д5 для неохлаждаемых поршней, а—0,04...ОД для поршней, охлаждаемых маслом; N„ — мощность ДВС на номинальном режиме, кВт; F_n — площадь поршня, м²; i — количество цилиндров; g_c — удельный эффективный расход то­плива, г/(кВт¹ ч); #„ — низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг.

Из уравнения теплопроводности для плоской стенки определяют осевой перепад температур на огневом днище поршня и на его внутренней поверхности

qb

п = у-

д Тогда напряжения по контуру дняща поршня (сжатия на поверхности камеры сгорания и растяжения на охлаждаемой сторо­не) на периферии и в центре дншца вычисляют как

аЕ qS

О. =*0. —<Г_Т = .

114

д Суммарные напряжения на периферии днища поршня равны <т_Е = а_х +а_т и не должны превышать для поршней из алюминиевых сплавав 70...120 МПа, а для поршней из чугуна 150...200 МПа.

Элементом поршня, нуждающимся в поверке его прочности, является стенка поршня по сечению канавки маслосъемного кольца, ослабленная маслоотводящими каналами (рис. 5.19, б).

д Поверочный расчет на сжатие сечения от газовой нагрузки ведут для режима пуска, когда можно считать, что М_к = М_кпи]Н a Pj=Q (так как и = 0). Напряжение сжатия (МПа)

где р, - - максимальное давление сгорания для расчетного режима, МПа; — площадь расчетного сечения поршня, м²: F^-

= d}) — <4 — диаметр поршня по дну канавок, м;

А*> —■ количество дренажных маслоотводящих каналов; F_uo — пло­щадь продольного диаметрального сечения маслоотводящего кана­ла, м².

Допустимые напряжения сжатия для поршней из алюминиевого сплава 30...40 МПа, для чугуных 60...80 МПа.

д Расчет на разрыв от сил инерции по минимальному сечению канавки маслосъемного кольца х~Х осуществляют для режима максимальной частоты вращения оборотов холостого хода, когда Л/_ж=0 и л_ИП1М.

Напряжение разрыва

где P_Jn„ — сила инерция массы поршня, расположенной выше ми­нимального сечения, МН: Р_}ГОп=^ткл^го:>1х (1 + Я) 10⁶, т_пя — масса поршня, кг, расположенная выше минимального сечения: т_пл— = (0,4...0,6) т_а; ш„ — угловая скорость коленчатого вала, 1/с, соот­ветствующая максимальной частоте вращения холостого хода л_цвц; X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна: k = rjl_m.

Допустимые напряжения разрыва для поршней из алюмини­евого сплава 4... 10 МПа, а для поршней из чугуна 8...20 МПа.

Для двигателей, форсированных наддувом, проводят оценку на­пряжений, возникающих в первой кольцевой перемычке от действия на нее перепада давленый на первом компрессионном кольце. При расчете перемычку рассматривают как кольцевую пластину, заде­ланную по окружности основания канавки (рис. 5.19, в).

д Напряжения среза в сечении по образующей основания пере­мычки т_cpa = P_BJF_ao, где Р_во — действующая нагрузка, МН; — площадь сечения основания перемычки, м²: F_ao = nd_Ih_B; А„ -— высота первой кольцевой перемычки, м.

113

Перемычка нагружена по площади F^ сверху газовой нагрузкой />, = 0,90/?*, МПа, а снизу по той же площади—газовой нагрузкой рз=0,22р„ МН. Коэффициенты при р₂ получены эмпирически.

Тогда F^zz- м²; Р_те=(р_| ~рг) F^ , МН;

4

**.-0,17МПа.

д Напряжения изгиба в расчетном сечении, пренебрегая кривиз­ной перемычки, принимаем равными

ОJUJ — А/g,,/

где М_т — изгибающий момент, МН м: М_ао=Р_ао (Д,—*4)/(4-10~^э); W„ — момент сопротивления изгибу перемычки, м . W_n=n (4, А1/6).

Окончательно получим с_кв=0,32р. .

По третьей теории прочности,

ffa.⁼у/g п “Ь 4т срв-

Для поршней из алюминиевых сплавов в*** <30—40 МПа, а для поршней из чугуна 60...80 МПа.

А Износостойкость юбки поршня q„, МПа, оценивают do удель­ному давлению на режиме номинальной мощности (jV_ra, л.) по зависимости

⁼ ^шв/(Ли i))i

где iVmut — максимальная боковая сила из динамического расчета, МН; Л» — высота юбки поршня, м.

Для поршней ДсИЗ 0,3...0,5 МПа, для поршней дизелей <7,0=0,4... 1,0 МПа.

д Наличие гарантируемой подвижности поршня проверяют по . диаметральному зазору Л' в горячем состоянии между цилиндром и поршнем после их расширения:

Д' = Д+Д^ (*д—АО-ЯпОц (4~*о)»

где a„, ое„ — коэффициенты линейного расширения материала ци­линдра и поршня, 1/К; /₀, /„ — температуры цилиндра и поршня, К; /₀ — начальная температура поршня и цилиндра, К; А — монтаж­ный зазор, м.

Обычно данные зазоры проверяют для верхнего торца и для его юбки, задавая их размеры и температуры. Относительный диамет­ральный зазор (относительно диаметра цилиндра D) для данных зон соответственно составляет 0,002...0,003 и 0,0005...0,001.

пб

5.5. РАСЧЕТ ПОРШНЕВОГО ПАЛЬЦА

В процессе работы под действием инерционных и газовых сил в пальце возникают напряжения от изгиба, среза и овализации, вызывающие его поломки. Обычно на внутренней поверхности пальца появляются продольные микротрещнны, которые в процессе длительной работы приводят к его разрушению. Величины поверх­ностей контакта пальца с втулкой шатуна н с бобышками поршня предопределяют удельные нагрузки на них и надежность их смазки, а в конечном итоге износ данных поверхностей.

Размеры пальца, влияющие на массогабаритные параметры по­ршня и шатуна, вначале определяют по статистическим данным (см. табл. 5.1), а затем в результате поверочных расчетов.

При выборе размеров d^, /_б и а (рис. 5.20, а) необходимо учиты­вать следующие обстоятельства. У пальца плавающей конструкции износостойкость материала втулки шатуна больше, чем материала бобышки, а смазывание втулки обеспечить легче, чем сопряжения палец—бобышки поршня. Поэтому опорную длину втулки исходя из принципа равнопрочности узла можно принять меньшей, чем совокупность опорных длин бобышек. Уменьшение величины а поз-

Рве. 5.20. Расчет поршневого пальца: а — осао&вые геометрические соотношения, б — схема нагружения лшш оря изгибе, в — коси­нусоидальное распределение югруэкв по по верил ости пяльца. ^г — напряжена» ва мутреявей

и наружной поверхностях пальца

117

воляет сократить расстояние между торцами бобышек Ь и, следова­тельно, уменьшить изгибающий момент, действующий на палец.

Критериями правильности выбора геометрических параметров пальца и сопряженных с ним деталей являются допустимые удель­ные давления, определяющие износостойкость его опорных поверх­ностей, напряжения изгиба и среза, а также напряжения и предель­ные деформации пальца, возникающие при его овализации.

д Износостойкость пальца оценивают по удельным давлениям между втулкой шатуна q_m, бобышками поршня q₆ и опорными поверхностями пальца (МПа):

Ча ~ (^i "f"

где с?_п — наружный диаметр пальца, м; а — длина втулки шатуна, м; /_б — длина опорной части бобышки, м; Р. — сила давления газов, МН; Рр — сила инерции от массы поршневой группы пц, действующая на втулку шатуна, МН: Рр~ —m_Br<x>² (1 +А); P_i6„— сила инерции от массы поршневой группы без массы пальца, дейст­вующая на бобышки, МН: Р^= — m^roi¹ (1 + А); т_Ъв=т_а-т_ш, где /Мщ, — масса пальца, кг.

В первом приближении для алюминиевых поршней ДсИЗ т^^0,7т_а и для дизелей m^0,65m_a.

Расчетные режимы для оценки удельных давлений выбирают из условия получения максимальных значений совокупности сил {Р_:+Рр) и (Pt+Pjsa). У ДсИЗ это обычно режим максимального крутящего момента и=н„„. М_г = М_1шах, а для дизелей — номиналь­ной мощности м = «н, ^ — N_eh.

Для поршневых пальцев ДсИЗ #6 = 20...30 и 25...35 МПа, для

дизелей ^_б=30...35 и ^_ш—40...50 МПа.

А Изгиб пальца вызывает наибольшие напряжения в среднем сечении пальца. Закон распределения нагрузок по длине пальца достаточно сложен и определяется соотношением жесткостей и за­зоров в сочленениях пальца и поршня. Р. С. Кинасошвили пред­ложил на основании обработки экспериментальных материалов расчетную модель пальца в виде балки (схема нагружения представ­лена на рис. 5.20, б), позволяющую определить максимальные напряжения изгиба в середине пальца:

_М_тахР(\+2Ь-\М) w 1^(1-«)⁴ ’

где Р=Р.+Рр, МН; а - отношение внутреннего диаметра пальца к наружному: a—dajd_a.

Допустимые напряжения изгиба а„= 120... 160 МПа. ^;

А Максимальные касательные напряжения в пальце от среза возникают в его сечениях между торцами бобышек и втулки шату­не

на. Их значение в нейтральной плоскости определяется зависимо­стью

0,85Р)+«+«’

Допустимые касательные напряжения не должны превышать

80. . 120 МПа.

А Овализация пальца проявляется в деформации пальца с приоб­ретением им формы овала с большим диаметром в поперечном сечении под действием неравномерного распределения сил по его периметру (рис. 5.20, в). Расчетные зависимости для оценки дефор­маций и напряжений от овализации базируются на уравнениях, описывающих напряжения в брусе малой кривизны при косинусо­идальном распределении нагрузок по его поверхности.

Максимальное приращение горизонтального диаметра поршне­вого пальца при овализации отмечается в средней его части и опре­деляется следующим образом:

где к — поправочный коэффициент, определенный на основании статистической обработки экспериментальных данных: к= 1,5—

• 15 (о—0,4)³; /„ — длина пальца, м; Е_а — модуль упругости мате­риала пальца, МПа.

Величина диаметральной деформации ае должна превышать половины диаметрального зазора между пальцем и втулкой верхней головкн шатуиа.

При овализации на наружной и внутренней поверхностях пальца возникают напряжения, эпюра которых приведена на рис. 5.20, г. Они определяются по следующим формулам: ф для наружной поверхности пальца

где А — толщина стенки пальца: h = (d_n — d_tB) j2=d_n j[2 (1—a/2)]; r — средний радиус пальца: r=z(d_n + d_wa)/4 = d_B (l+a)/4; f\nfi —безраз­мерные функции, зависящие от угла: =0,5 cos ф+0,3185sin —

—03185g> cos q>\ f₂ =fi~ 0,406.

• для внутренней поверхности пальца

119

В данных формулах угол <р необходимо задавать в радианах.

Максимальные напряжения сжатия в точке 2 менее опасны, нем напряжения растяжения в точке 4.

Для пальцев, автотракторных двигателей допускаемые напряже­ния находятся соответственно в пределах а, = 120...160 МПа, о_аг— = 110...140 МПа.

Зазоры в сочленениях поршня и шатуна с пальцем зависят от способа его соединения с верхней головкой шатуна. Монтажные зазоры между пальцем плавающего типа и втулкой шатуна состав­ляют 0,01...0,03 мм; в бобышках чугунного поршня — 0,02... ...0,04 мм; поршня из силумина — 0,01...0,02 мм. Для прогретого двигателя при плавающем пальце зазор Д' должен составлять не более 0,001*4, а монтажный зазор, м, между пальцем и бобышками поршня

Д “ Д -I^- (оСп|]А|дп ocgAffj)

где и Об — коэффициенты линейного расширения пальца и бо­бышки, 1/К; А/дц и Дt₆ — соответственно разность температур паль­ца, бобышки и температуры окружающей среды.

5.6. РАСЧЕТ ПОРШНЕВОГО КОЛЬЦА

Для обеспечения устойчивости кольца против радиальных виб­раций, долговечности и технологичности наиболее приемлемыми являются эпюры давлений кольца, имеющие грушевидную или эллипсообразную форму с повышенным давлением у замка (см. рис. 5.17). Для описания эпюры давлений кольца по его периметру используют коэффициент ( (ф) = р (<р)/рср.

Последовательность расчета кольца: ф I. На основании статистических данных Djt (рис. 5.21, г) и Sojt (3...4) выбирают радиальную толщину кольца t и раствор замка кольца в свободном состоянии So.

• 2. Вычисляют среднее давление кольца на зеркало цилиндра, МПа:

0,425 Sgji

^Рс? 3—/i (DM (D/i-l?'

где ц — коэффициент, определяемый формой эпюры давления кольца на зеркало цилиндра; для грушевидной эпюры р.^0,2; Е — модуль упругости материала кольца [для чугуна £=(1,0... ...1,2) • 10^s МПа].

Предельные значения р^ в зависимости от типа кольца и диамет­ра цилиндра D приведены на рис. 5.21, г.

120

Направление усилий

Qqhu*

кольца

Ко?ффици&? т

W

151

0)

$

2,0

т

24

22

	■ —< tt	л
		W HOfifi ые i	<ояьца
	масшъ&тъ л КМЬЦИ J
	за	га

50

W

М I

*)

Рис. 5.21. Расчет поршневого кольца: а — освоение геометрические соотношения, 6 — вавболее приемлемые зпюры дилен способы надеванна годы}# аа поршень, г — чаяяошост» Шфвиетро» волью от №

щлжнора D

• 3. Определяют максимальные напряжения изгиба в ра£ состоянии, возникающие в сечении кольца, противоположно! мку:

s_aп

3-л (Dll-lf

Пределы изменения а_щм= 300...400 МПа. На высокое напр) ное состояние колец при работе в условиях повышенных темпер указывает и то, что данные предельные напряжения состав.

50. .70% предела прочности чугуна при изгибе.

• 4. Проверяют максимальные напряжения в кольце при ведении замка и надевании его на поршень:

3,9 1-6%/0/КЗ-л) я]

G mu ⁵⁵ ~ Е -

т

{Dj r-l)^J

где т — коэффициент, определяемый способом надевилия кс на поршень (рис. 5.21, в).

Напряжения а'^ аа Ю...30% больше напряжений а^, а до­пустимые составляют 400...500 МПа.

ф 5. Определяют величину монтажного зазора в прямом замке холодного кольца после установки его в цилиндр:

Д,=Д _ж+(а.Д/.-ОгД^),

где Д_г — минимально допустимый зазор в замке при прогретом двигателе; ос,, и о,. — коэффициенты линейного расширения матери­алов кольца и гильзы; Д <_ж и Дt_r — температура нагрева соответст­венно кольца н гильзы.

Зазор Д_ж выбирают из условия обеспечения нес мыкания замка в прогретом двигателе в пределах 0,06...0,1 мм.

Для косого замка указанные величины зазоров умножают на синус угла наклона замка к торцу кольца.