1288

3.1.1. Поршень

Напряжение изгиба в днище поршня

Днище поршня рассчитывают на изгиб от действия максимальных газовых сил pmax. При этом днище условно принимают за равномерно нагруженную плиту, свободно опирающуюся на цилиндр. Наибольшее давление газов достигается:

у бензиновых двигателей на режиме максимального крутящего момента;

дизелей на режиме максимальной мощности.

из Миз pmax(ri )2, Wиз

где Миз 1 pmaxri3 изгибающий момент;

3

Wиз 1ri 2 момент сопротивления изгибу плоского днища; 3

pmax = pz максимальное давление сгорания;

ri D (s t t) внутренний радиус днища. 2

Допустимыенапряженияизгиба[ из]:

без рёбер жёсткости: алюминиевые сплавы 20…25 МПа, чу-

гун – 40…50 МПа;

с рёбрами жёсткости: алюминиевые сплавы 50…150 МПа, чугун – 80…200 МПа.

Напряжение сжатия в сечении отверстий для отвода масла

В сечении x – x головка поршня ослаблена отверстиями для отвода масла, поэтому проводится проверочный расчёт на сжатие.

сж Pz max ,

Fx x

где Pz max = Pz∙Fп максимальная сила давления газов на днище поршня; Fx-x площадь сечения, ослабленная отверстиями для отвода мас-

ла:

где dк = D 2∙(t + t) диаметр поршня по дну канавок;

20

di внутренний диаметр поршня;

Допустимые напряжения на сжатие [ сж]:алюминиевые сплавы 30…40 МПа,чугун – 60…80 МПа.

Напряжение разрыва в сечении отверстий для отвода масла

Из-за ослабления этого сечения x – x проводится расчёт на разрыв.

р Pj ,

Fx x

где Pj – сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс.

Эта сила определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя

Pj mx x R хх2 max (1 ),

где mx–x – масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения отверстий для отвода масла, определяемая по геометрическим размерам или mx–x (0,4…0,6)∙mп;

mп – масса поршневой группы; R – радиус кривошипа;

Lш

Допустимыенапряжениянаразрыв[ р]:алюминиевыесплавы 4…10 МПа, чугун – 8…20 МПа.

Напряжение в верхней кольцевой перемычке

Перемычка рассчитывается как кольцевая пластина, защемлённая по окружности основания канавки. Рассчитывают её на срез и на изгиб от действия максимальных газовых сил.

21

Напряжение среза

0,0314 pmax D, hп

где D и hп – диаметр цилиндра и толщина верхней кольцевой перемычки.

Напряжение изгиба.

из 0,0045 pzmax ( D)2. hп

Сложное напряжение по третьей теории прочности

из2 4 2 .

Допускаемое напряжение [ ]: алюминиевые сплавы 30…40 МПа, чугун – 60…80 МПа.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра

q1 Nmax – удельное давление юбки поршня, hю D

q2 Nmax – удельное давление всей высоты поршня,

H D

где Nmax – наибольшая нормальная сила, действующая на стенку цилиндра при работе двигателя на режиме максимальной мощности и определяемая в динамическом расчёте.

Как правило q1 = 0,3…1,0 МПа, q2 = 0,2…0,7 МПа.

Расчёт оптимальных диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем

Диаметры головки и юбки поршня с учётом монтажных зазоров:

Dг D г,

Dю D ю ,

где г = (0,006…0,008)∙D; ю = (0,001…0,002)∙D.

22

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

'г D [1 ц (Tц T0)] Dг [1 п (Tг T0)],

'ю D [1 ц (Tю T0)] Dю [1 п (Tю T0)].

3.1.2. Поршневые кольца

Поршневые кольца предназначены прежде всего для выполнения следующих функций:

герметизации камеры сгорания для уменьшения потерь тепловой энергии топлива;

отвода от поршня в стенки цилиндра избыточной теплоты;

распределения масла по стенкам цилиндра;

отвода масла внутрь поршня для ограничения попадания последнего в камеру сгорания.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра

Среднее давление кольца на стенку цилиндра должно обеспечивать герметичность камеры сгорания и одновременно не увеличивать потери мощности на трение.

где E – модуль упругости материала кольца;

A0 – разность между величинами зазоров кольца в свободном и рабочем состоянии.

Допустимое среднее давление для компрессионных колец – 0,11…0,37 МПа, для маслосъёмных колец – 0,2…0,4 МПа.

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии

Допустимое напряжение изгиба [ из] = 220…450 МПа.

23

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень

4 E (1 0,114 A0 )

где m – коэффициент, зависящий от способа надевания кольца,m = 1,57.

Как правило, напряжение изгиба при надевании кольца на поршень на 10…30 % выше, чем напряжение изгиба в рабочем состоянии.

Монтажный зазор в замке кольца

к 'к D [ к (Tк T0) ц (Tц T0)],

где 'к – минимально допустимый зазор в замке кольца во время ра-

боты двигателя, 'к = 0,06…0,1 мм;

к и ц – коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы;

Tк, Tц и T0 – соответственно температура кольца, стенок цилиндра врабочемсостояниииначальнаятемператураT0 =293К.

При жидкостном охлаждении Tц = 383…388 К, Tк = 473…573 К.

Расчёт и построение эпюры давления компрессионного кольца на зеркало цилиндра

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности вычисляется по формуле

p pср к,

где к – переменный коэффициент, определяемый изготовителем в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на зеркало цилиндра.

Пример.

Для бензинового двигателя принимаем pср = 0,186 МПа, а эпюру давления кольца каплевидной формы (рис. 8) с параметрами, представленными в табл.6.

24

у бензиновых двигателей на режиме максимального крутящего момента;

дизеля на режиме максимальной мощности.

Расчётная сила, действующая на поршневой палец:

Pj mц 2 R (1 ) 10 6 – сила инерции поршневой группы при

n = nМ или N .

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна

P qш dп lш ,

где dп – наружный диаметр пальца;

lш – длина опорной поверхности пальца в головке шатуна.

Удельное давление пальца на бобышки

P

qб dп (lп b),

где lп – общая длина пальца;

b – расстояние между торцами в бобышках.

Пределы изменения qб для бензиновых двигателей – 20…60 МПа, для дизелей – 15…50 МПа.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца

из P(lп 2b 41,5l3ш ),

1,2(1 )dп

где = dв – отношение внутреннего диаметра пальца к наружному. dп

Допустимое напряжение изгиба [ из] = 100…250 МПа.

27

Касательное напряжение среза в сечениях между бобышками

иголовкой шатуна

0,85P(1 2). (1 4)dп2

Допустимое напряжение среза [ ] = 60…250 МПа.

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации

Из-за неравномерного распределения сил, приложенных к пальцу, происходит деформация сечения пальца – овализация. При этом напряжения, возникающие в пальце, различны как по длине, так и в сечении пальца. Максимальное увеличение горизонтального диаметра (овализация) пальца происходит в его наиболее напряжённой средней части.

dпmax 1,35P(1 )3[0,1 ( 0,4)3].

Elп 1

Предельно допустимое увеличение горизонтального диаметраdп max не должно превышать 0,02…0,05 мм.

Напряжение овализации на внешней поверхности пальца

Напряжение овализации пальца определяют для горизонтальной и вертикальной плоскостей на внешней и внутренней плоскостях. При этом оно не должно превышать 300…350 МПа.

В горизонтальной плоскости ( = 00) напряжение овализации равно

В вертикальной плоскости ( = 900) напряжение овализации рассчитывается как

28

Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца

В горизонтальной плоскости ( = 00) напряжение овализации равно

ак0 m0

Ввертикальной плоскости ( = 900) напряжение овализации рассчитывается по формуле

3.2. Шатунная группа

Шатунная группа включает поршневую и кривошипную головки, стержень шатуна и шатунные болты.

Элементы шатунной группы при работе двигателя подвергаются знакопеременным нагрузкам от действия инерционных и газовых сил. Кроме того, эти силы создают и ударные нагрузки.

При конструировании шатунной группы основные размеры (рис. 10) её элементов задают исходя из опыта, учитывая статистические данные и принятый прототип двигателя (табл. 8, 9, 10).

Таблица 8

Основные конструктивные параметры поршневой головки шатуна

29