9.3 Расчёт верхней кольцевой перемычки

У форсированных двигателей рассчитывается на срез и на изгиб под действием силы давления газов. Перемычка рассчитывается как кольцевая пластина, защемлённая по окружности основания канавки диаметром dк, и равномерно нагруженная.

Напряжение среза фср, МПа определяется по формуле (3,с.261, формула ( 12.9))

(9.34)

Напряжение изгиба уиз, МПа определяется по формуле (3,с.261, формула (12.10))

(9.35)

Суммарное напряжение уУ, МПа определяется по формуле (3,с.261, формула (12.11))

(9.36)

Допускаемое суммарное напряжение

поршни из алюминиевых сплавов:

9.4 Давление поршня и юбки поршня на стенки цилиндра

Удельное давление поршня на стенки цилиндра , МПа определяется по формуле (3,с.261, формула (12.13))

, (9.37)

где Nmax- наибольшая нормальная сила, действующая на стенку цилиндра при работе двигателя на режиме максимальной мощности, МПа; Nmax=0,0042 МПа.

Удельное давление всего поршня на стенку цилиндра , МПа определяется по формуле (3,с.261, формула (12.13))

(9.38)

Для современных форсированных двигателей максимальные удельные давления составляют qю=0,3…1,0 МПа; qn=0,2…0,7 МПа.

В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя, диаметры головки поршня (Dг) и юбки (Dю) определяют исходя из наличия необходимых зазоров (Дг, мм и Дю, мм) между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии.

Диаметры головки и юбки поршня Dг и Dю, мм

(9.39)

(9.40)

Проверка зазоров в горячем состоянии Дґг и Дґю, мм осуществляется по формулам (3,с.262, формулы (12.14) и(12.15))

(9.41)

, (9.42)

где бц и бю- коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня, 1/град.

Для чугунных и стальных гильз цилиндров:

Для поршней из алюминиевых сплавов:

Тц,Та,Тю-температуры, соответственно, цилиндра, головки и юбки поршня, К.

При жидкостном охлаждении:

; ;

Принимаем для жидкостного охлаждения: ; ;

Т0=300 К - температура окружающей среды.

мм.

мм.

При получении отрицательных значений и поршень не пригоден для работы, для его работы необходимо увеличить и , и соответственно уменьшить Dг и Dю, или предусмотреть разрез юбки поршня.

9.5 Расчёт поршневых колец

Определение среднего давления кольца на стенку цилиндра Рср, МПа по 3,с.269, формула (12.16):

, (9.43)

где Е- модуль упругости второго рода, МПа; для колец из легированного чугуна: .

Для современных форсированных двигателей среднее давление составляет:

компрессионные кольца:

маслосъемные кольца:

Для обеспечения хорошей приработки кольца и надёжного уплотнения, давление кольца в различных точках окружности должно изменяться по эпюре, построенной по данным, рекомендованным ГОСТом.

Значительное повышение давление у замка способствует равномерному износу кольца по окружности.

Определение напряжений изгиба

В рабочем состоянии уиз1, МПа (3,с.270, формула (12.17))

(9.45)

При надевании кольца на поршень уиз2, МПа (3,с.270, формула (12.18))

, (9.46)

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

Допускаемые напряжения:

Определение монтажного зазора Дк, мм в замке в холодном состоянии по формуле (3,с.271, формула (12.19))

, (9.47)

где Дк - минимальный допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя, мм; Дк=0,08мм;

бк и бц - коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра.

Для чугуна: ;

Для стали: .

Тк и Тц- температура кольца и гильзы цилиндров, К.

Для двигателей с жидкостным охлаждением: Тк=473…573 К; Тц=383…388 К;

Т0 - температура окружающей среды, К; Т0=300 К.

мм.

9.6 Расчёт поршневого пальца

Расчётная сила, действующая на палец Рп, МН определяется по формуле (3,с.273, формула (12.21))

, (9.48)

где Fn- площадь поршня, м2; Fn=52,8110-4м2;

К - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки; К=0,68…0,86.

Рj- сила инерции, МН; расчет выполняют по формуле (9.49)

, (9.49)

где m' - масса поршня с кольцами, кг; m'=0,60 кг.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (9.49) и затем в (9.48) получено:

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна qп, МПа определяется по формуле (3,с.274, формула (12.22))

(9.50)

Допускаемое напряжение удельного давления: МПа.

Удельное давление плавающего пальца на бобышки поршня qб, МПа определяется по формуле (3,с.274, формула (12.23))

(9.51)

Допускаемое напряжение удельного давления на бобышки поршня:

Напряжение изгиба пальца уиз, МПа определяется по формуле (3,с.274, формула (12.24))

, (9.52)

где - отношение диаметра втулки к диаметру пальца, расчет выполняют по формуле (9.53)

(9.53)

Допускаемые напряжения изгиба: .

Касательные напряжения от среза пальца в сечениях, расположенных между бобышками и головкой шатуна ф, МПа определяется по формуле (3,с.274, формула (12.25))

(9.54)

Допускаемые касательные напряжения:

Вследствие неравномерного распределения сил, приложенных к пальцу (принимается синусоидальное распределение нагрузки по поверхности пальца), при работе двигателя происходит деформация сечения пальца (овализация). Максимальная овализация пальца (наибольшее увеличение горизонтального диаметра), мм (3,с.275,формула(12.26)) наблюдается в его средней, наиболее нагруженной части (рисунок 9.1)

, (9.55)

где Еп- модуль упругости второго рода, МПа.

Для стали Еп=(2…2,3)·105 МПа.

Допускаемая овализация:

Напряжения, возникающие при овализации пальца на внешней и внутренней поверхностях, определяют для горизонтальных точек 1 и 2 при ц=00, и для вертикальных точек 3 и 4 при ц=900 (см. рисунок 9.1) определяются по формулам (3,с.275, формулы (12.27) - (12.30))

Рисунок 9.1 - Эпюра давления Рисунок 9.2 - Эпюра напряжений на палец овализации пальца

На внешней поверхности горизонтальной плоскости (точка 1, ц=00)

(9.56)

На внешней поверхности вертикальной плоскости (точка 3, ц=900)

 (9.57)

На внутренней поверхности горизонтальной плоскости (точка 2, ц=00)

(9.58)

На внешней поверхности вертикальной плоскости (точка 3, ц=900)

(9.59)

Максимальные напряжения овализации возникают на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости, это напряжение не должно превышать: .

10. Расчёт системы смазки

Смазочная система комбинированная. Под давлением смазываются коренные и шатунные подшипники коленчатого вала, опоры распределительного вала; разбрызгиванием - стенки цилиндров, поршни с поршневыми кольцами, поршневые пальца, стержни клапанов, толкатели.

Основным параметром системы смазки является количество масла, прокачиваемого через систему в единицу времени (циркуляционный расход), которое определяется по количеству теплоты, которое должно быть отведено через систему смазки. Для существующих ДВС доля теплоты Qм составляет 1,5…3,0% от Q0. В ДВС, имеющих масляное охлаждение поршней эта величина может увеличиваться до 8…10%. При расчёте масляной системы чаще используют количество теплоты отводимое с маслом Qм, Дж/с, которое принимается равным ([3],с.466, формула (19.1)):

(10.1)

Циркуляционный расход масла Vц, м3/с, прокачиваемого по системе в единицу времени, определяется по формуле ([3],с.466, формула (19.2))

(10.2)

где См - теплоёмкость масла, кДж/кг·К; См=2,094 кДж/кг·К;

см- плотность масла, кг/м3; см=900 кг/м3;

ДТ- перепад температуры в системе смазки, К; ДТ=10 К ([3],с.466).

Циркуляционный расход V', м3/с с учетом стабилизации давления масла в системе ([3],с.467, формула (19.3))

V'=2· Vц =2· 0,000696=0,00139 м3/с . (10.3)

Масляный насос - шестеренчатого типа с шестернями внутреннего зацепления. Основным преимуществом данного насоса является компактность. Насос установлен на передней крышке блока цилиндров. При этом ведущая шестерня сидит на коленчатом валу, который имеет лыски с соответствующей ответной частью в шестерне, что обеспечивает ее центрирование и неизменность ее положения относительно вала. От осевого перемещения в обратном направлении шестерня блокирована передней крышкой корпуса двигателя, которая крепится шпильками (гайками) к блоку цилиндров и центрируется относительно блока с помощью цилиндрических поясков самих шпилек. Преимущество компоновки насоса с приводом от коленчатого вала - не требуется специальных элементов привода. Это существенно упрощает конструкцию двигателя.

Расчетная производительность насоса Vр, м3/с определяется по формуле ([3],с.467, формула (19.4))

Vр=V'/зн, (10.4)

где зн - объемный коэффициент подачи, зн =0,6; ([3],с.467).

Vр=0,000696/0,6=0,00116 м3/с.

Расчет геометрических соотношений ведущего колеса

Диаметр начальной окружности шестерни D0, мм