4. Конструктивная разработка и расчет двигателя

4.1. Поршневая группа

При конструктивной разработке поршневой группы за основу принимается поршень прототипа двигателя (днище поршня, форма камеры сгорания, юбка поршня). Выбирается число и тип поршневых колец. В карбюраторных двигателях устанавливаются два-три компрессионных и одно маслосъемное кольцо.

В высокооборотных автомобильных дизелях в целях уменьшения механических потерь и массы поршня могут устанавливаться одно-два компрессионных и одно маслосъемное кольцо.

Рис. 1 Основные элементы поршня

1-головка; 2-юбка; 3-днище; 4-огневой пояс; 5-уплотняющий пояс; 6-бобышки

Предварительные размеры деталей поршневой группы (см. рис. 9) выбираются по статистическим данным табл. 4 и затем проверяются расчетом и уточняются. Расчету подлежат следующие детали поршневой группы: днище, юбка поршня, компрессионное кольцо, поршневой палец.

Поршневая группа на поперечном и продольном разрезах двигателя вычерчивается в разрезе.

Форма нижней кромки юбки поршня должна соответствовать траектории движения крайней точки противовеса, расположенного на коленчатом валу, и отстоять от него на расстоянии не менее 2 мм при нахождении поршня в НМТ.

Расчетным режимом для поршневой группы является режим максимального момента, днище поршня рассчитывается по допустимым напряжениям изгиба _и от действия максимального давления сгорания р_z, на износ по допустимому удельному давлению q_ю на стенку от действия максимальной боковой силы P_N, и на разрыв _р по сечению между головкой поршня и юбкой (по отверстиям в канавке маслосъемного кольца) от действия силы инерции Р_j при максимальной частоте вращения на режиме холостого хода. Расчетные величины принимаются: р_z - из теплового расчета, P_N, Р_j – из динамического расчета. Методика расчета и допустимые значения _и, _р, q_ю изложены в литературе , , , , .

ТАБЛИЦА 3

Геометрические размеры	Двигатель
	карбюраторный	дизель
Высота поршня Н	(0,9…1,3)D	(1,2…1,5)D
Толщина днища поршня 	(0,06…0,09)D	(0,14…0,20)D
Высота жарового пояса головки h	(0,07…0,08)D	(0,15…0,20)D
Высота межкольцевой перемычки hп	(0,03…0,05)D	(0,04…0,05)D
Высота оси поршневого пальца h2	(0,41…0,61)D	(0,38…0,50)D
Высота юбки hю	(0,68…0,74)D	(0,62…0,70)D
Расстояние между бобышками b	(0,30…0,50)D	(0,30…0,50)D
Диаметр поршневого пальца dп	(0,24…0,28)D	(0,34…0,38)D
Длина поршневого пальца lп	(0,85…0,90)D	(0,85…0,90)D
Соотношение внутреннего и наружного диаметров поршневого пальца dвн/dп	(0,65…0,75)D	(0,60…0,70)D

Материал поршня

Поршневые кольца имеют разнообразные конструктивные формы. Сечение компрессионных колец чаще всего выполняется минутной, торсионной, трапециевидной и бочкообразной форм. Маслосъемные кольца имеют коробчатое сечение или выполняются многоэлементными , , , , .

Расчет колец заключается в определении среднего радиального давления Р_ср и напряжений изгиба _и в рабочем состоянии, а также напряжений изгиба _и в кольце при надевании его на поршень.

Методика расчета поршневых колец, допустимые напряжения _и, статистические данные по геометрическим размерам изложены в литературе , , , , . Основными статистическими данными являются высота кольца t, зазор в замке S в зависимости от диаметра цилиндра двигателя D.

Если расчетные величины Р_ср и _и будут находится в пределах статистических данных, то это будет означать что радиальная толщина кольца t выбрана правильно.

Материал поршневых колец и покрытий …….

Поршневой палец. В большинстве современных двигателей применяют пальцы плавающего типа. Расчет поршневого пальца включает определение удельных давлений пальца на втулку верхней головки шатуна и на бобышки, а также напряжений от изгиба, среза и овализации.

Максимальные напряжения в пальцах от действия суммарной силы Р_ карбюраторных двигателей возникают на режиме максимального крутящего момента, а в пальцах дизелей – при работе на номинальном режиме.

Рис. . Расчетная схема поршневого пальца

Расчет поршневого пальца заключается в определении удельных давлений пальца на втулку поршневой головки шатуна q_ш и на бобышки q_б , а также напряжений изгиба пальца _и и максимальной овализации d_{п max} в средней, наиболее напряженной части. Методика расчета изложена в литературе , , , ,. Допустимые значения расчетных величин  q_ш  = 20…60 МПа,  q_б  = 15…20 МПа, _и  = 100…250 МПа, d_{п max}   0,02…0,05 мм.

Материал поршневых пальцев – стали марок 45, 40ХА, 15Х,15ХА, 12ХН,12ХН3А.

4.2. Шатунная группа

Проектирование шатунной группы сводится к разработке элементов шатуна: поршневой головки, кривошипной головки, стержня шатуна. При конструировании поршневой головки в случае плавающего пальца необходимо предусмотреть бронзовую втулку в головке и отверстие для подвода масла.

Кривошипная головка конструируется исходя из обязательного условия возможности демонтажа шатуна через цилиндр двигателя при снятой головке блока цилиндров. При относительном размере шатунной шейки коленчатого вала d_шш  0,66 D необходимо выполнять косой разъем кривошипной головки.

Стержень шатуна выполняется двутаврового сечения. Отношение высоты двутавра к его ширине находится в пределах 1,3…1,7.

Шатунные болты должны иметь возможно малые концентраторы напряжений, для этого радиусы перехода от центрирующих поясков и резьбы к стержню болта должны быть не менее 0,5d_шб , а от головки не менее (0,15…0,20)d_шб. Диаметр стержня болта должен быть равным 0,8…0,85 от внутреннего диаметра резьбы.

После конструктивной разработки элементов шатуна и установления размеров производится расчет на прочность и корректируются принятые размеры.

Поршневая головка. В поршневой головке шатуна возникают напряжения от натяга при запрессовке втулки или пальца и нагрева шатуна; от силы инерции поршневой группы на режиме холостого хода при максимальной частоте вращения коленчатого вала (газовая сила, действующая в ВМТ в начале впуска и направленная вниз, минимальна, а сила инерции, направленная вверх, максимальна); напряжения сжатия от действия суммарной силы Р_ , достигающей максимального значения после ВМТ (10…20 угла поворота кривошипа) в начале расширения.

ТАБЛИЦА 4

Значения конструктивных параметров поршневой головки шатуна

Параметр	карбюраторные двигатели	дизели
Внутренний диаметр поршневой головки d: без втулки с втулкой	d = d п (1,10…1,25) d п	d = d п ()d п
Наружный диаметр головки d г	(1,25…1,65) d п	(1.3///1.7)d п
Длина поршневой головки шатуна l ш: закрепленный палец плавающий палец	(0.28…0.32)D (0,33…0,45)D	(0,28…0,32)D (0,33…0,45)D
Минимальна толщина стенки головки h г	(0,16…0,27)d п	(0,16…0,27)d п
Радиальная толщина стенки втулки s в	(0,055…0,085)d п	(0,07…0,085)d п

Учитывая тот факт, что на поршневую головку действуют знакопеременные силы разрыва-сжатия, конечной целью расчета является определение максимального  _max , минимального  _min , среднего  _m напряжений асимметричного цикла, амплитуды напряжений  _aк и запаса прочности n_ по пределу текучести (II область) или n_ по пределу усталости (I область) в зависимости от характера повреждения, определяемого по области диаграммы предельных амплитуд (с. 10-11).

Расчет поршневой головки проводят на разрыв от вышеуказанных напряжений. Методика расчета изложена в литературе 4, 7, 8, 10.

Материал

Кривошипная головка шатуна. Приближенный расчет кривошипной головки сводится к определению напряжений изгиба _и в среднем сечении II – II крышки головки от инерционных сил P_j , имеющих максимальное значение в начале впуска ( = 0) при работе двигателя в режиме холостого хода на максимальной частоте. Методика расчета изложена в литературе 4, 7, 8, 10.

ТАБЛИЦА 5

Значения конструктивных параметров кривошипной головки шатуна

Параметр	карбюраторные двигатели
Диаметр шатунной шейки dшш:	(0.56…0.75) D
Толщина стенки вкладыша t в: тонкостенного толстостенного	(0,03…0,05) d шш 0,1 d шш
Длина кривошипной головки шатуна l к:	(0,045…0,95) d шш
Расстояние между шатунными болтами c б	(1,30…1,75)d шш

Допустимое значение _и изменяется в пределах 100…300 МПа.

В четырехтактных двигателях болты, стягивающие кривошипную головку шатуна, подвергаются растяжению от действия сил инерции P_j поступательно движущихся масс, расположенных над плоскостью разъема головки. Кроме того, болты испытывают растяжение от предварительной затяжки при сборке.

При работе двигателя силы инерции P_j стремятся разорвать болты, следовательно, они должны быть затянуты настолько, чтобы не была нарушена плотность соединения головки и крышки. Конечной целью расчета нахождение запаса прочности. Как и в случае расчета поршневой головки для установления характера повреждения (усталость или текучесть) необходимо определить области диаграммы предельных амплитуд (с. 10-11).

Шатунные болты должны обладать высокой механической прочностью и надежностью. Изготовляют их из стали 35Х, 40Х, 35ХМА, 37ХН3А. При больших напряжениях затяжки болты изготовляют из легированной стали с более высокими пределами текучести – 18ХНВА, 20ХН3А, 40ХН, 40ХНМА.

Запас прочности болтов по напряжению текучести не должен быть ниже 2.

Стержень шатуна. Стержень шатуна нагружен силой инерции P_j, которая стремится растянуть шатун в начале движения поршня к НМТ (такт впуска – газовая сила мала) и суммарной силой Р_ = P_г + P_j , максимальное значение которой достигается в начале такта рабочего хода.

Стержень шатуна рассчитывают на усталостную прочность в среднем сечении В-В (рис. ) от действия знакопеременных суммарных сил. Обычно расчет ведется на режиме максимальной мощности. Запас прочности сечения определяется в плоскости качания шатуна n_y и в перпендикулярной плоскости n_x. Условием равнопрочности стержня шатуна в обеих плоскостях является n_x = n_y , значения n_x и n_y не должны быть ниже 1,5.

Напряжения  _{max x} и  _{max y} не должны превышать: для углеродистых сталей - 160…250 МПа, для легированных сталей – 200…350 МПа.

Значения конструктивных параметров стержня шатуна (рис. )

ТАБЛИЦА 6

Параметры сечения шатуна	карбюраторные двигатели	дизели
h ш min	(0,50…0,55) d г	(0,50…0,55)d г
h ш	(1,2…1,4) h ш min	(1.2…1.4) h ш min
b ш	(0,5…0,6) l ш	(0,55…0,75) l ш
a ш = t ш	(2,5…4,0)d п	(4,0…7,5)d п

Для изготовления шатунов карбюраторных двигателей обычно применяют углеродистые и легированные стали 40, 45, 45Г2, 40Х. Шатуны дизелей, работающих в условиях большей динамической нагруженности, выполняют из легированных сталей 40Х, 18ХНВА, 40ХНМА.

4.3. Коленчатый вал

Проектирование коленчатого вала следует начинать с определения предварительных размеров его элементов по статистическим данным, приведенным в табл. 7.

Правильность выбранных размеров проверяется по условным удельным давлениям на шатунную и коренную шейки и расчетам на прочность наиболее нагруженных элементов кривошипа.

По результатам проведенного расчета уточняются предварительно выбранные размеры элементов кривошипа, а затем производится конструктивная разработка коленчатого вала.

При выборе размеров элементов вала необходимо иметь в виду, что размеры l _кш , l _шш и h не могут назначаться произвольно, а должны быть увязаны с принятым межцилиндровым расстоянием l , т. е. должны удовлетворять условию

l = l _кш + 2h + l _шш

Сначала на листах поперечного и продольного разрезов двигателя производится конструктивное оформление первого и последнего кривошипов коленчатого вала, его шеек и щек, затем приступают к разработке носка и хвостовика на продольном разрезе двигателя. Конструктивное оформление носка и хвостовика коленчатого вала необходимо выполнять вместе с установленными на них деталями в соответствии с конструкцией кривошипа двигателя.

На носке коленчатого вала обычно устанавливаются: шестерня привода механизма газораспределения, шкивы для клиновидных ремней, храповик, маслосбрасывающее кольцо и уплотнение носка. Хвостовик вала заканчивается фланцем, к которому крепиться маховик. Здесь необходимо разработать уплотнение вала и центровку маховика. Из полости между коренным подшипником и уплотнением хвостовика необходимо предусмотреть отвод масла в картер.

На продольном разрезе двигателя следует разработать упорный подшипник для фиксации коленчатого вала от осевых перемещений. В зависимости от конструкции двигателя упорный подшипник может размещаться на первой, средней или последней коренной опоре коленчатого вала.

На рис.14 в качестве примера приведены некоторые конструктивные оформления носка, а на рис. 15 – хвостовика коленчатого вала с уплотнением и упорным подшипником.

В конструктивную разработку кривошипа коленчатого вала должна включаться разработка конструкции коренных и шатунных вкладышей с соответствующим обоснованием в пояснительной записке примененного антифрикционного материала. Расчет элементов коленчатого вала производится по наиболее нагруженному кривошипу. За расчетный режим принимается режим максимальной мощности n_N.

4.3.1. Расчет коленчатого вала на прочность

Основными нагрузками коленчатого вала являются силы газов, силы инерции движущихся масс и инерционные нагрузки от крутильных колебаний.

Сложная форма коленчатого вала не позволяет провести точный расчет его на прочность, поэтому вал представляют в виде упрощенной расчетной схемы. Общепринятой расчетной схемой коленчатого вала является схема разрезной двухопорной балки с одним (рис. 102, а и б) или двумя (рис. 102, в и г) пролетами между опорами. При расчете коленчатого вала принимается, что:

кривошип (один или два) свободно лежат на опорах;

опоры и точки приложения сил проходят через средние плоскости шеек;

весь пролет между опорами представляет собой абсолютную жесткую балку.

Рис. . Расчетная схема коленчатого вала

Коленчатый вал обычно рассчитывают для номинального режима ( ) с учетом одновременного действия следующих сил и моментов (рис. 102, б):

1. К_рк = К + К_R = К + К_Rш + К_Rк - силы, действующие на колено вала по кривошипу, без учета противовесов, где К = Р cos () / cos  - суммарная сила, направленная по радиусу кривошипа; К_R = - m_RR² - центробежная сила инерции вращающихся масс; К_Rш = - m_ш.к R² - сила инерции вращающихся масс шатуна; К_Rк = - m_кR² - сила инерции вращающихся масс кривошипа;

2. Z_ = К_рк + 2Р_пр - суммарной силы, действующей в плоскости кривошипа, где (см. гл. IХ) Р_пр = + m_пр² - центробежная сила инерции противовеса, расположенного на продолжении щеки;

3. Т - тангенциальной силы, действующей перпендикулярно плоскости кривошипа;

4. Z^/ _ = К^/ _рк+ Р^/ _пр - реакции опоры от суммарных сил, действующих в плоскости кривошипа, где К^/ _рк = - 0,5 К_рк и Р^/ _пр = - Р_пр;

5. Т^/ = - 0,5 Т - реакции опоры от тангенциальной силы, действующей в плоскости, перпендикулярной кривошипу;

6. М_к.шi - набегающего крутящего момента, передаваемого расчетному колену со стороны передней части вала;

7. M_кр.ц = TR - крутящего момента, создаваемого тангенциальной силой;

8. М_к.ш(i+1) = М_к.шi + M_кр.ц - сбегающего крутящего момента, передаваемого расчетным коленом следующему колену.

Коренные шейки рассчитываются только на кручение. Экстремальные значения крутящего момента, передаваемого наиболее нагруженной шейкой, определяются из графиков набегающих моментов. Например, для четырехцилиндрового однорядного двигателя с порядком работы 1-2-4-3 наибольший размах момента приходится на четвертую коренную шейку (рис. ), которую и следует рассчитывать.

Порядок построения графиков набегающих индикаторных моментов коренных шеек рассмотрим на примере четырехцилиндрового двигателя с порядком работы 1-2-4-3.

Исходят из того, что момент постепенно увеличивается от первой коренной шейки М _кш1 к последней М _кш5 , к которой крепится маховик (с него снимается сформированный крутящий момент). Принимают, что М _кш1 = 0

М _кш2 = М _кш1 + М _{кр ц1}

где М _{кр ц1} – индикаторный момент на первом цилиндре.

Его необходимо перенести без изменений из динамического расчета.

М _кш3 = М _кш2 + М _{кр ц2}

где М _{кр ц2} – индикаторный момент на втором цилиндре.

Его необходимо перенести из динамического расчета с учетом, что второй цилиндр отстает от первого для этого двигателя на 180. При этом удобно пользоваться следующим приемом: отсчитать по диаграмме индикаторного момента первого цилиндра 180 (720/i , где i – количество цилиндров) и полученную точку переместить в начало координат, а переднюю часть диаграммы (0 - 180) переместить на свободный участок диаграммы (540 - 720).

Сложив ординаты кривых М _кш2 + М _{кр ц2} получим кривую М _кш3 .

М _кш4 = М _кш3 + М _{кр ц3}

М _кш5 = М _кш4 + М _{кр ц4}

Для восьмицилиндровых V – образных двигателей последняя зависимость будет иметь вид М _кш5 = М _кш4 + М _{кр ц4} + М _{кр ц8}

Р ис. 1. Построение набегающих моментов, подходящих к коренным шейкам

Рис. Схемы набегающих моментов на коренные шейки:

а – рядного двигателя; б – V-образного двигателя