6 Расчёт на прочность основных деталей и расчёт систем двигателя

6.1 Расчёт гильзы цилиндра и корпуса цилиндра

Основные конструктивные размеры гильзы выбираются с учётом обеспечения необходимой прочности и жёсткости, исключающего появление овализации цилиндра при сборке двигателя и вовремя его эксплуатации.

Рисунок 6.1 – Расчётная схема гильзы цилиндра с жидкостным охлаждением

Толщину стенки гильзы определяем по формуле [6, стр. 97]:

где – допускаемое напряжение растяжения,(специальный чугун ГОСТ 7769-82);

МПа (из теплового расчёта);

– внутренний диаметр цилиндра.

Принимаем .

Напряжение в стенке цилиндра определяем по формуле [7, стр. 99]:

Следовательно, гильза цилиндра не разрушается от напряжения растяжения по образующей цилиндра.

При работе двигателя между наружной и внутренней поверхностями гильзы цилиндра возникает значительный перепад температур, вызывающий тепловые напряжения:

где – модуль упругости материала гильзы,;

– коэффициент линейного расширения,;

– коэффициент Пуассона,;

– перепад температур,.

Суммарные напряжения от давления газов и перепада температур на на­ружной и внутреннейповерхностях гильзы цилиндра:

Суммарные напряжения не превышают допустимые пределы:

.

Условие прочности выполняется.

6.2 Расчёт силовых болтов

На основании проведённого теплового расчёта имеем: ,,,.

Принимаем количество шпилек (болтов) на цилиндр ; номинальный диаметр; шаг резьбы ; внутренний диаметр резьбы шпильки(); материал шпильки – сталь 40ХНМА.

Для стали 40ХНМА: предел прочности ; предел усталости при растяжении-сжатии; предел текучести; коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии.

Отношение предела усталости к пределу текучести определяем по формуле [7, стр. 89]:

Проекция поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра при верхнем расположении клапанов определяем по формуле [6, стр. 100]:

Силу давления газов, приходящаяся на одну шпильку (болт) определяем по формуле [6, стр. 102]:

Силу предварительной затяжки определяем по формуле [6, стр. 102]:

где – коэффициент затяжки шпильки для соединения с прокладками;

– коэффициент основной нагрузки резьбового соединения;

Суммарная сила, растягивающая шпильку (болт) определяем по формуле [6, стр. 102]:

Минимальная сила, растягивающая шпильку :

.

Максимальные и минимальные напряжения иопределяем по формулам [6, стр. 102]:

Среднее напряжение и амплитуда:

Так как:

то запас прочности определяем по пределу текучести [2, стр. 87]:

где коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,[6, табл. 5.7],

коэффициент влияния шероховатости поверхности,[6, табл. 5.8].

эффективный коэффициент концентрации напряжений [6, стр. 103]:

где – теоретический коэффициент концентрации напряжений [6, табл. 5.6],

– коэффициент чувствительности к концентрации напряжений [6, табл. 5.6].

Значит запас прочности будет равен:

Следовательно, шпильки (болты) не разрушаются от суммарного воздействия переменной нагрузки растяжения и силы предварительной затяжки.

6.3 Расчёт поршневой группы

Поршневая группа образует подвижную стенку рабочей полости двигателя. Она включает поршень, поршневые кольца, поршневой палец и фиксирующие его детали.

Определяя герметичность рабочей полости и, во многом обуславливая потери на трение, конструкция и техническое состояние поршневой группы решающим образом влияют на эффективные показатели и долговечность двигателя.

Поршень воспринимает силу давления газов и передает ее через поршневой палец шатуну. Кроме того, поршень является ползуном, обеспечивающим прямолинейное движение верхней головки качающегося шатуна.

Поршни современных двигателей работают в чрезвычайно тяжелых условиях, характеризующихся: воздействием высокого давления газов, контактом с горячим рабочим телом, движением с переменной по величине и направлению скорости.

Воздействие силы давления носит ярко выраженный динамический характер. Газовые нагрузки вызывают значительные напряжения в материале поршней и обусловливают высокие удельные давления на рабочие поверхности, сопрягаемые с другими деталями.

Кроме того, нагрев и окисление капель топлива в дизеле в значительной степени протекают при недостатке кислорода. В указанных условиях из-за крекинга капель образуются частички углерода – сажа, а пламя характеризуется значительной степенью черноты и усиленной лучеиспускающей способностью. По этим причинам отдельные участки поршней дизелей могут нагреваться больше, чем поршни карбюраторных двигателей, не смотря на то, что соприкасаются с газами, имеющими меньшую среднюю температуру.

Нагрев поршня опасен, прежде всего, вследствие возможной потери его подвижности – «заклинивания», вызываемого значительным тепловым расширением. Кроме того, повышение температуры поршня лимитируется коксованием масла в зоне поршневых колец, а также снижением прочности материала.

Перемещение поршня при воздействии газовых и инерционных нагрузок сопровождается повышенным трением и значительным износом. Наибольший износ обычно наблюдается на торцовых поверхностях канавок для поршневых колец, на боковых поверхностях поршня и в отверстиях для поршневого пальца. Износ боковых поверхностей поршня обусловлен главным образом воздействием на него боковой силы , попеременно прижимающей поршень к противоположным стенкам цилиндра.

Ответственные функции и чрезвычайно тяжелые условия работы определяют жесткие требования, которые предъявляются к конструкции поршня.

Поршень современного двигателя должен:

– обладать достаточной прочностью и жесткостью при минимальном весе;

– обеспечивать высокую герметичность рабочей полости;

– перемещаться в цилиндре с минимальным трением без потери подвижности при нагревании, но и без ударов и стуков в холодном состоянии;

– не допускать перекачки излишнего количества масла в камеру сгорания;

– иметь высокую долговечность;

– иметь допустимые температуры днища, зоны поршневых колец и юбки.

Наибольшую сложность при проектировании поршней представляют удовлетворение противоречивых требований обеспечения герметичности рабочей полости, предполагающих наличие минимальных зазоров между юбкой поршня в широком диапазоне рабочих температур.

Рисунок 6.2 – Расчётная схема деталей поршневой группы