Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Расчёт систем и механизмов автотракторной техники поршневой двигатель. В 2 частях. Ч.1. Лабораторный практикум
.pdf
1.2. Соотношения конструктивных размеров элементов поршня
Параметры
Дизельный
двигатель
Карбюраторный
двигатель
Высота поршня, Н, мм (1,25…1,7)Dц (1,1…1,4)Dц
Расстояние от днища поршня до оси поршневого
пальца, h, мм (0,6…1,0)Dц (0,45…0,75)Dц
Длина юбки поршня, L, мм (0,8…1,25)Dц (0,7…1,0)Dц
Расстояние до первой канавки, c1, мм (0,14…0,20)Dц (0,06…0,09)Dц
Толщина плоского днища поршня, δ, мм (0,1…0,20)Dц (0,030…0,075)Dц
Наружный диаметр поршневого пальца, dп, мм (0,31…0,38)Dц (0,25…0,33)Dц
Длина плавающего пальца Lп, мм (0,85…0,90)Dц (0,85…0,90)Dц
Внутренний диаметр поршневого пальца, dв, мм (0,62…0,70)Dц (0,72…0,75)Dц
Средний диаметр бобышек, dб, мм (1,3…1,6)Dц (1,3…1,6)Dц
Расстояние между торцами бобышек поршневого
пальца, l2, мм
(0,25…0,50)Dц (0,25…0,50)Dц
Толщина стенки юбки поршня, δю, мм
2…5 1,5…4,5
Рис. 1.1. Расчётная схема поршня
11
−
=
Рис. 1.2. Рекомендуемая радиальная толщина колец
в зависимости от диаметра цилиндра:
1 – автотракторные двигатели; 2 – двигатели, форсированные наддувом
1.3. Стандартные размеры высоты поршневых колец
по ГОСТ 846–81 и ГОСТ 621–79
Конструкция колец Диаметр цилиндра, Dц, мм Высота кольца, в, мм
а) Компрессионные автомобильных
двигателей
б) Компрессионные тракторных
двигателей
в) Маслосъёмные автомобильных
двигателей
г) Маслосъёмные тракторных
двигателей
62…78 1,5; 2,0
79…85 1,5; 2,5; 3,0
88…100 2,0; 2,5; 3,0
120…140 3,0; 3,5; 4,0
105…120 2,0…3,0
130…170 2,5…5,0
не оговорены 5,0; 5,5; 6,0; 6,5
105…120 3,0…6,0
130…170 5,0…6,5
Толщину перемычки (а) приближённо определяют по выражению
еDа
. (1.18)
1ц
Высоту пояска между кольцевыми канавками выбирают равной высоте
канавок, т.е. в1 = вк.
Намеченные согласно эмпирическим зависимостям размеры поршня следует проверить расчётами на прочность по напряжениям изгиба, рассматривая
днище как круглую пластину, защемлённую по окружности и равномерно
12
нагруженную давлением (р
(
)
1
х
π
=
4
). В действительности контур упругой части
zmax
днища ограничен только узким пролётом между массивными бобышками
поршневого пальца, днище имеет оребрение и переменную толщину. Прочность материалов поршня при рабочих температурах днища колеблется в широких пределах. Однако всё это при расчёте не учитывают. Поэтому толщину
днища для поршней автотракторных двигателей практически устанавливают на
основании конструктивных соображений, принимая во внимание условия теплоотвода от днища и жёсткость поршня. При этом днище, как правило, имеет
большой запас прочности по газовым нагрузкам.
Сечение поршня хх (см. рис. 1.1), как расположенное непосредственно
над пальцем и обладающее по всей головке минимальной площадью, проверяют на сжатие, [кг/см2]:
Р
max
z
F
,
(1.19)
х
=σ
сж
где Fx – площадь расчётного сечения без учёта ослабления его отверстиями для
отвода масла, см2;
2rаF
. (1.20)
Направляющая часть поршня по износостойкости оценивается величиной
удельного давления, определяемой по формуле
N
max
=
, (1.21)
LD
ц
где N
q
– максимальное значение бокового давления на стенку цилиндра, кг.
max
Ориентировочно можно принять:
2
D
π
( )
=
12,0...08,0
PN
maxmax
z
ц
. (1.22)
Межкольцевые перемычки имеют большое значение при теплоотводе от
поршня, так как тепло отводится от перемычек поршня через кольца в стенку
цилиндра, а также непосредственно от перемычек при наличии контакта перемычек со стенкой цилиндра. Как по условиям теплоотвода, так и по условиям
уплотнения особенно важно, чтобы кольца правильно прилегали к перемычкам
и имели с ними надёжный контакт.
Первая кольцевая перемычка в двигателях с напряжённым рабочим процессом имеет относительно высокую температуру и нагружается высокими
давлениями. Поэтому прочность первой перемычки при указанных условиях
13
работы должна быть определена расчётным путём. Рассматривая первую пере-
(
)
4
π
−=∆
−=∆
мычку как кольцевую пластинку, защемлённую по окружности основания канавки диаметром d2 ≈ d1 + a ≈ 0,91Dц и нагруженную по всей площади
2
2
=
вания давления в торцевом зазоре
dDF −
давлением газов сверху, равным
2
ц
), и
снизу
′
р =
1
0,9
р
0,9
р
(с
zmax
2
,
найдём напряжения изги
учётом дросселиро
-
-
ба в основании перемычки
и напряжения среза
:
Тогда приведенное напряжение
(σ
пер
):
ц
5,4
=σ
P
14,3
P
maxпер
z
maxср
z
в
1
D
ц
10
⋅=τ
в
1
3
−
10
⋅
−
(1.23)
2
. (1.24)
2
D
2
перпр
2
3τ+σ=σ . (1.25)
ср
С учётом уменьшения прочности алюминиевых сплавов при рабочей
температуре в зоне первой перемычки и влияния концентрации напряжений в
её основании допускаемые напряжения изгиба не должны превышать для стали
1000…1500,
для чугуна
600…800 и
для алюминиевых сплавов
300…400 кг/
см
2
.
Чтобы обеспечить уплотнение рабочей полости цилиндра и минимальную
работу трения поршня, а также предотвратить горячий поршень от заклинива
ния, между поршнем и стенкой цилиндра предусматривается температурный
зазор
t0 = 15 °С) и
(∆Т).
Этот зазор определяется для начальной температуры
(t0) (
обычно
зависит в основном от разности температур и свойств материалов
соприкасающихся деталей. При повышенном зазоре между поршнем и стенкой
цилиндра работа двигателя резко ухудшается
–
имеет место прорыв газов в кар
тер двигателя, из-за этого ухудшается качество масла, закоксовываются кольца
снижается мощность двигателя. Подсчитанные температурные зазоры оконча
тельно уточняются после испытаний опытных образцов двигателя
(∆ю) в
Теоретические диаметральные зазоры для головки
холодном состоянии
, [мм]:
dD
; (1.26)
голцгол
dD
, (1.27)
юцю
(∆
гол
.
) и
юбки поршня
-
,
-
14
где
ϕ′=′−′=∆′
ϕ′=′−′=∆′
′
гол
гол
ϕ
′
гол
ϕ
′
′
ю
ϕ
′
ю
ϕ
′
(
)
[
]
(
)
[
]
−α+−−α+=′−′=∆
′
(
)
[
]
(
)
[
]
−⋅α+−−α+=′−′=∆′
d
–
диаметр головки поршня в холодном состоянии, мм
гол
; dю –
диаметр юб
-
ки поршня в холодном состоянии, мм
Диаметры
(d
) и (dю)
гол
можно определить исходя из необходимых для
.
нормальной работы двигателя диаметральных зазоров головки и юбки поршня
в их горячем состоянии
где
цD
–
диаметр цилиндра поршня в горячем состоянии, мм
головки поршня в горячем состоянии, мм
поршня в горячем состоянии
поршня в горячем состоянии, мм
горячем состоянии
Заменяя в выражениях
диаметры холодных деталей, получаем
где
αц, αп –
коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и
, [мм]:
,
,
= 0,001…0,002 мм.
(1.28) и (1.29)
DdD
;
= 0,002…0,003
;
–
относительный зазор юбки поршня в
диаметры горячих деталей через
:
DdD
; (1.28)
цголголцгол
, (1.29)
цююцю
;
d′ –
–
относительный зазор головки
мм
; юd
–
диаметр юбки
ttddttDDdD
, (1.31)
0юпюю0ццццюцю
диаметр
ttddttDDdD
; (1.30)
0голпголгол0ццццголцгол
поршня (для чугуна
– 0,000011;
для алюминиевых сплавов
– 0,000025); tц –
тем
пература стенок цилиндра в рабочем состоянии (при водяном охлаждении ци
линдра
головки поршня в рабочем состоянии
состоянии
зазоров
40%
tц = 110…115 °С,
при воздушном
; tю –
– tц = 170…190 °С); t
температура юбки поршня в рабочем
.
Температуры
(t
гол
) и (tю),
необходимые для определения температурных
:
а) при водяном охлаждении
t
= 220…320 °С, tю = 150…220 °С –
гол
t
= 250…450 °С, tю = 180…240 °С –
гол
алюминиевые поршни
чугунные поршни
б) при воздушном охлаждении величины
большими, чем при водяном охлаждении
Поршневой палец
предназначен для шарнирного соединения поршня с
–
температура
гол
;
;
(t
) и (tю)
гол
принимают на
30…
.
шатуном и является осью колебательного движения шатуна. Выбранные разме
-
-
-
ры поршневого пальца проверяют: на
изгиб
,
как балку, лежащую на двух опо
-
15
рах с равномерно-распределённой нагрузкой по втулке шатуна
W
2
2
′
(
)
=
2
32
(
рис
. 1.3), и
удельное давление
.
Основным критерием при оценке износостойкости пальца
являются величины удельных давлений пальца на втулку шатуна
бышки поршня
Приближенно напряжение изгиба
где
М
–
изгибающий поршневой палец момент, кг·см
и
Из рисунка
Длина втулки
Момент сопротивления
(qб).
1.3
(σи)
определим по формуле [кг/см
M
и
lL
2п
,
(1.32)
l
l
о
,
тогда
45,0...33,0 Dl
вт
−=
24
. (1.34)
цвт
=σ
и
Р
max
М
и
следует
(lвт)
l−=
1
верхней головки шатуна равна, мм
(W)
z
′
сечения поршневого пальца, см
;
. (1.33)
l
1
ll
+=
2о
.
(qш) и на бо-
2
]:
3
,
рассчитыва
-
ется по формуле
4
4
ddW−π
в
=
п
. (1.35)
Рис. 1.3. Схема к расчёту поршневого пальца
16
Величина напряжения изгиба
дится в пределах от
1000 до 2500 кг/
(σи)
2
см
.
для автотракторных двигателей нахо
-
Удельное давление пальца на втулку шатуна
Удельное давление пальца на бобышки поршня
Для современных автомобильных двигателей
= 190…420 кг/
qz=
ш
q
б
2
см
;
для дизельных двигателей
P
max
. (1.36)
ld
втп
P
max
z
=
. (1.37)
′
2ld
⋅
1п
(qш):
(qб):
qб = 170…340 кг/
– qб = 140…260 кг/
см
2
. В
2
см
бобыш
и qш =
ках поршня допускают меньшие удельные давления, чем в поршневой головке
шатуна, что объясняется более высокой их температурой и худшими условиями
смазки
.
Расчёт шатуна.
Шатун является частью КШМ двигателя, конструкция
которого должна обладать максимальной жёсткостью при минимальном весе
-
.
Основными элементами шатуна являются
−
поршневая
го пальца с поршнем
−
стержень
−
кривошипная
коленчатого вала
(
верхняя) головка, соединяющаяся при помощи поршнево
;
шатуна
;
(
нижняя) разъёмная головка, соединяющаяся с шейкой
.
:
В зависимости от конструкции в комплект шатуна входят также втулки
вкладыши, болты (или шпильки) с гайками, элементы крепления вкладышей и
элементы шплинтовки гаек
К конструкции шатуна предъявляют следующие требования
−
высокие
−
простота
−
возможность
ке двигателя
.
прочность и жёсткость
конструкции
Различают шатуны однорядных и многорядных двигателей
.
:
;
;
прохода кривошипной головки через цилиндр при сбор
.
-
,
-
По способу сочленения с шатунными шейками коленчатого вала шатуны
V-
образных двигателей могут быть трёх видов
смещённые
1)
рых расположены на шейке вала
–
пара одинарных шатунов, кривошипные головки кото
;
:
-
17
2)
центральный
–
узел, состоящий из вильчатого шатуна и внутреннего
шатуна, оси кривошипных головок которых совпадают с осью шатунной шейки
коленчатого вала
3)
сочленённые
;
–
узел, состоящий из главного шатуна, который соеди
нён с шейкой вала, и прицепного шатуна, который соединён с проушинами
главного шатуна пальцем
.
Для осуществления дальнейшего расчёта предварительно выбираются
основные размеры элементов шатуна и предварительно вычерчивается его схе
ма. Основные элементы сечения шатуна показаны на рис
. 1.4.
-
-
18
Рис. 1.4. Схема к расчёту шатуна
Поршневая головка шатуна штампуется совместно со стержнем шатуна
(
)
2
гол
−
=
(
)
п
гол
=
втпвт
δ+=
втпотв
δ−=
(
)
=
(
)
=
.
На большинстве автотракторной техники применяются плавающие пальцы
вращающиеся во время работы в шатуне и в бобышках поршня. При плаваю
щем пальце в эту головку с некоторым натягом запрессовывают бронзовые или
биметаллические втулки
–
стальные с заливкой тонкого слоя бронзы. Чтобы
предупредить перекос шатуна на удлинении коленчатого вала, а также при не
совпадении осей цилиндра и шатуна, длина поршневой головки
ливается на
3…4 мм
меньше расстояния между бобышками поршня (см. рис
(l
гол
)
устанав
1.3), т.е., [мм]:
0,4...0,3
. (1.38)
:
7,1...3,1 dd
. (1.39)
:
2
, δвт = (0,06…0,11)dп.
где
ll
Наружный диаметр головки шатуна мм
Наружный диаметр отверстия под втулку, мм
dd , (1.40)
δвт –
радиальная толщина стенки втулки, мм
,
-
-
.
Внутренний диаметр отверстия под втулку, мм
2
dd . (1.41)
:
Стержень шатуна большинства автотракторных двигателей изготовляется
двутаврового сечения
(Н = 40…45 мм),
что по сравнению с другими видами се
чений при одинаковом весе и длине стержня обеспечивает ему бóльшую жёст
кость. Отношение высоты к ширине в этом сечении обычно изменяется в пре
делах
длине шатуна
конструкций шатунов выполняется неодинаковой
1,3…1,6.
(в
Для повышения жёсткости ширина наружных полок двутавра по
плоскости, перпендикулярной плоскости качания) у многих
– с
уширениями в местах пе
рехода у поршня и кривошипной головок. Ширину наружных полок у верхней
(h
) и
верх
нижней
(h
)
головок можно принимать
ниж
:
60,0...48,0 dh
35,1...1,1 hh
; (1.42)
голвер
. (1.43)
верхниж
Остальные размеры сечения стержня принимаются из данных, приведён
-
-
-
-
-
ных на рис
. 1.4.
Крышка нижней головки шатуна обычно выполняется с разъёмом, пер
пендикулярным оси стержня, а у дизельных двигателей применяют косой разъ
-
-
19
ём нижней головки, что позволяет уменьшить её размеры и вводить шатун че
(
)
=
(
)
=
(
)
ш
вкл
=
-
рез цилиндр при сборке двигателя. Плоскость разъёма располагается под угла
ми
30, 45 и 60° к
продольной оси стержня шатуна. Размеры нижней головки
шатуна зависят от диаметра и длины шатунной шейки. Для увеличения жёстко
сти крышка нижней головки имеет ребра и приливы. При наличии ребер (или
приливов) толщина нижней крышки
где
dш –
диаметр шатунной шейки, мм
(lкр)
.
составляет
25,0...12,0 dl
:
, (1.44)
шкр
Диаметр шатунной шейки автотракторных двигателей определяется по
выражению
Толщина вкладышей
ставляет, мм
(t
вкл
85,0...80,0 Dd
) у
современных автотракторных двигателей со
. (1.45)
цш
:
05,0...03,0 dt
. (1.46)
Для уменьшения габаритных размеров и веса нижней головки шатунные
-
-
-
болты стремятся как можно ближе приблизиться к оси шейки. Перемычка меж
ду отверстиями для шатунного болта и вкладыша должна быть шириной
1,0…1,5 мм, а
ставляет
2 мм.
наружная минимальная толщина стенки отверстия для болтов со
Кривошипные головки шатуна выпускают в большинстве случаев с под
шипниками скольжения
нижнего вкладышей шатуна неодинаковы
−
в четырёхтактных двигателях верхний
давления газов и силы инерции масс поршня и шатуна, нижний
инерции этих масс
−
в двухтактных двигателях
;
(
шатунные вкладыши
:
нижний вкладыш нагружают силы инер
).
Условия работы верхнего и
вкладыш нагружают силы
–
только силы
ции масс поршня и шатуна (за исключением массы нижней крышки шатуна) в
основном во второй половине хода сжатия
.
В большинстве автомобильных карбюраторных двигателей применяют
тонкостенные взаимозаменяемые вкладыши, изготовляемые из стальной ленты
-
-
-
-
,
покрытой антифрикционным сплавом (толщина заливки
щина ленты изменяется в пределах
щина ленты может доходить до
0,9…2,2 мм, а в
3 мм.
При износе тонкостенные вкладыши не
– 0,20…0,70 мм).
Тол
дизельных двигателях тол
ремонтируют, а заменяют новыми без всякой подгонки или шабровки. Тонко
стенные вкладыши устанавливают в кривошипной головке с натягом. В двига
20
-
-
-
-
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]