6.7. Силы, действующие на колена вала

Суммарные силы, действующие на колена вала по радиусу кривошипа: .

Полярные диаграммы сил R_{ш.шΣ1(2,3)} и R_ш.шΣ4 с центрами в точках O_к1(2,3) и O_к4 являются соответственно поляр­ными диаграммами нагрузок на колена вала R_кΣ1(2,3) и R_кΣ4. Значения R_кΣ1(2,3) и R_кΣ4 для раз­личных φ заносим в табл. 6.3.

7. Уравновешивание

Проектируемый однорядный шестицилиндровый двигатель имеет следующий порядок ра­боты цилиндров: 1-5-4-2-6-3-7-8. Промежутки между вспышками равны 90˚. Угол развала цилиндров γ=90˚. Коленчатый вал имеет кривошипы, расположенные в двух взаимно пер­пендикулярных плоскостях (рис. 7.1).

Силы инерции первого порядка взаимно уравновешиваются . Суммарный момент этих сил действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого криво­шипа угол 18˚26’: ,

где a =253 мм – расстояние между центрами шатунных шеек.

Равнодействующие сил инерции второго порядка для каждой секции двигателя всегда на­правлены по горизонтали перпендикулярно оси коленчатого вала. Сумма этих равнодейст­вующих сил равна нулю: .

Суммарный момент сил инерции второго порядка также равен нулю: . Центробеж­ные силы инерции для всех секций равны и направлены попарно в разные сторо­ны. Равнодействующая этих сил .

Суммарный момент центробежных сил действует в той же плоскости, что и равнодей­ствующий момент сил инерции первого порядка :

Уравновешивание моментов и осуществляется путем установки двух противо­весов на концах коленчатого вала в плоскости действия моментов, т.е. под углом 18˚26’. Это приводит к возникновению дополнительных центробежных сил инерции масс противовесов, передающих свое усилие на 1-ю и 5-ю коренные шейки вала.

8. Расчет деталей двигателя

8.1. Расчет поршня

Поршень воспринимает высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Его основны­ми функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передачи газовых сил давления кривошипно-шатунному механизму.

Поверочный расчет элементов поршня осуществляется без учета переменных нагрузок, ве­личина которых учитывается при установлении соответствующих допускаемых напряжений.

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получили: диаметр цилиндра D=128 мм, ход поршня S=128 мм, максимальное давление сго­рания p_Z=8,56 МПа при n_N=2200 об/мин, площадь поршня F_п=129 см², наибольшую нор­маль­ную силу при φ=380˚, массу поршневой группы , частоту враще­ния n_х.х.max=2100 об/мин и λ=0,27.

С учетом соотношений, приведен­ных в табл. 12.1 [1], принимаем: тол­щину днища поршня δ=19 мм, высоту поршня H=160 мм, высоту юбки поршня h_ю=83 мм, радиальную тол­щину кольца t=5,4 мм, радиальный за­зор кольца в канавке поршня Δt=0,8 мм, толщину стенки го­ловки поршня s=10 мм, толщину верхней кольцевой перемычки h_п=6,4 мм, число и диа­метр масляных каналов в поршне n_м=8 и dм=1,5 мм (рис. 8.1). Материал поршня – эвтектиче­ский алюми­ниевый сплав с содержанием кремния около 12%, коэффициент линейного расширения α_п=22∙10^-6 1/К, материал гильзы ци­линдра – серый чугун, α_ц=11∙10^-6 1/К.

Напряжения сжатия в сечении x – x:

площадь сечения x – x ,

где , ,

;

максимальная сжимающая сила ,

напряжение сжатия ,

где [σ_сж]=30-40 МПа – допустимое напряжение на сжатие для алюминиевого поршня.

Напряжения разрыва в сечении x – x:

максимальная угловая скорость холостого хода

;

масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения x – x

;

максимальная разрывающая сила ;

напряжение разрыва .

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

среза ;

изгиба ;

сложное .

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

;

.

Ускорение приработки юбки поршня, также уменьшение трения и снижения износа пары – юбка поршня – стенка цилиндра – достигается покрытием юбки поршня тонким (0,003 – 0,005 мм) слоем олова, свинца или оловянно-свинцового сплава.

Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления опти­мальных диа­метральных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расши­рении в верх­нем сечении головки поршня Δ_г’ и нижнем сечении юбки Δ_ю’.

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

;

,

где ; .

Диаметральные зазоры в горячем состоянии соответственно между стенкой цилиндра и го­ловкой поршня и между стенкой цилиндра и юбкой поршня

где T_ц=388 К, T_г=493 К, T_ю=428 К – соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии, принятые с учетом жидкостного охлаждения двигателя; T₀=293 К – начальная температура цилиндра и поршня.

Т.к. Δ_г’>0 и Δ_ю’>0 (натяг отсутствует), то поршень пригоден к работе.