Максимальная угловая скорость холостого хода равна

, рад/с.

Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х— х равна

, кг.

Максимальная разрывающая сила составит

, МН.

Напряжение разрыва определится, как

МПа.

Определяем напряжения в верхней кольцевой перемычке:

среза , МПа;

изгиба , МПа;

сложное , МПа.

Определяем удельное давление поршня на стенку цилиндра:

, МПа;

, МПа.

Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления оптимальных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расширении в верхнем сечении головки поршня ∆_r′ и нижнем сечении юбки ∆′_ю.

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

, мм; мм,

где , мм; , мм.

Определяем диаметральные зазоры в горячем состоянии

, мм

, мм

где Т_ц=383…388К, Т_г=473…723К, Т_ю=403…413К при жидкостном охлаждении и Т_ц=443..463К, Т_г=573…873К, Т_ю=483…613К при воздушном охлаждении двигателя, Т_о=293К.

Расчет поршневого пальца

Основные данные для расчета приведены в таблице 5. Кроме того, принимаем действительное максимальное давление сгорания p_zmax=p_z, МПа, наружный диаметр пальца d_п, мм, внутренний диаметр пальца d_в, мм, длину пальца l_п, мм, длину втулки шатуна l_ш, мм, расстояние между торцами бобышек b, мм.

Назначаем тип и материал поршневого пальца, модуль упругости материала (для стали Е=2-2,3´10⁵, МПа).

Определяем расчетную силу, действующую на палец:

газовую , МН;

инерционную , МН,

где ω_м = πn_м/30, рад/с;

расчетную , МН,

где k=0,76…0,86 - для искровых двигателей;

k=0,68…0,81 - для дизелей.

Определяем удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна

= 20…60 МПа.

Определяем удельное давление пальца на бобышки

= 15…50 МПа

Определяем напряжение изгиба в среднем сечении пальца

, МПа, [s_из]=100…250 МПа.

где - отношение внутреннего диаметра к наружному.

Определяем касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна

, МПа, [t]=60…250 МПа.

Определяем наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации

. мм.

Определяем напряжения овализации на внешней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (ψ=0^°)

, МПа;

в вертикальной плоскости (ψ=90^°)

, МПа.

Определяем напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

наибольшее напряжение в горизонтальной плоскости (ψ=0^°)

, МПа; [s_i0]£350 МПа.

в вертикальной плоскости (ψ=90^°)

, МПа.

Расчет поршневого кольца

Основные данные для расчета приведены в таблице 5.

Назначаем материал кольца и определяем модуль упругости материала: Е=1,2´10⁵ МПа для серого легированного чугуна,

Е=1´10⁵ МПа для серого чугуна,

Е=(2…2,3)´10⁵ МПа для стали.

Определяем среднее значение давления кольца на стенку цилиндра

, МПа, где А₀=3t, мм;

[p_ср]=0,11…0,37МПа - для компрессионных колец,

[p_ср]=0,2…0,4МПа - для маслосъемных колец,

Определяем давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности

, МПа,

где μ_х–переменный коэффициент, определяемый изготовителем в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на зеркало цилиндра. Для грушевидной формы эпюры давления кольца имеем:

По полученным данным строим грушевидную эпюру давления кольца на стенку цилиндра (рис. 10).

Определяем напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии

, МПа.

Определяем напряжение изгиба при надевании кольца на поршень , МПа, где m=1,57.

Обычно [s_из]=220…450 МПа и s_из2>s_из1 на 10…30%.

Определяем монтажный зазор в замке поршневого кольца

, мм,

где ∆^'_к=0,06…0,10 мм - минимально допустимый зазор;

a_к и a_ц - коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильцы цилиндра;

Рис. 10. Эпюра сил давления кольца на стенку цилиндра

Т_к=473…573К, Т_ц=383…388К при жидкостном охлаждении, Т_к=523…723К, Т_ц=443…463К при воздушном охлаждении, Т_о=293К.

Расчет шатуна

Назначаем материалы шатуна (сталь) и втулки (бронза) и определяем для материала шатуна модуль упругости Е_СТ, МПа, коэффициент линейного расширения a_ст, 1/К, предел прочности σ, МПа, предел усталости при изгибе σ_–1, МПа, предел усталости при растяжении σ_–1р, МПа, предел текучести σ_т, МПа; для материала втулки определяем модуль упругости Е_ВТ, МПа, коэффициент линейного расширения a_вт, 1/К.

Определяем внутренний диаметр верхней головки шатуна

d = (1,1...1,25)d_п.н, мм.

Определяем внутренний диаметр втулки

d_ВТ=d-(1...3), мм.

Определяем наружный диаметр головки шатуна

D_гол = (1,25...1,65)d_п.н, мм.

Определяем длину поршневой головки шатуна

a_ш = (0,33...0,45)D, мм.

Определяем суммарное давление на поверхности головки от запрессовки втулки и нагрева головки и втулки

, МПа,

где Δ=0,04...0,045 - натяг от запрессовки втулки, мм;

Δ_t = d(α_вт – α_ст)t_гол – натяг от нагрева головки, мм;

t=100...120 – температура подогрева головки, град.;

m=0,3 – коэффициент Пуассона.

Определяем напряжение на наружной поверхности головки шатуна

Рис. 12. Схема верхней головки шатуна:

а) для растяжения; б) для сжатия

, МПа.

Определяем напряжение на внутренней поверхности

, МПа, [ ]=150 МПа.

Определяем изгибающий момент в вертикальном сечении проушины

M₀=–P_{j пор. гр} r_ср (0,00033 φ_зад – 0,0297), Нм,

где P_{j пор. гр}= – m_{пор. гр}Rω²(1+λ) – сила инерции поршневой группы, Н;

r_ср = (D_гол + d)/4, мм;

φ_зад = 90...130 – угол заделки, град.

Определяем величину нормальной силы в этом же сечении

N₀ = – P_{j пор. гр} (0,572 – 0,008 φ_зад), Н.

Определяем величину нормальной силы в расчетном сечении от растягивающей силы для выбранного угла заделки φ_зад

N_{φ зад} = N₀cosφ_зад – 0,5(–P_{j пор. гр})(sinφ_зад – cosφ_зад), Н.

Определяем изгибающий момент в расчетном сечении

M_{φ зад} = М₀ + N₀r_ср(1 – cos φ_зад) + 0,5 (–P_{j пор. гр})r_ср(sin φ_зад – cos φ_зад), Нм

Определяем напряжение от растяжения в наружном слое

, МПа,

где h = 2...3 мм – толщина стенки головки;

- коэффициент, учитывающий наличие запрессованной втулки;

F_ст = (D_гол – d_вт)a_ш – площадь сечения головки шатуна, мм²;

F_вт = (d_вт – d_п.н)a_ш – площадь сечения втулки, мм².

Определяем суммарную силу, сжимающую головку

P_г = (p_z – p₀)F_пор + (– P_{j max}), Н.

Определяем нормальную силу для нагруженного участка

N_{сж φ зад} = P_г{[sin φ_зад/2 - (φ_зад /π)sin φ_зад) - (1/π) cos φ_зад] + N₀/P_г}, Н.

Определяем изгибающий момент для нагруженного участка

, Нм,

значения N₀/Р_г и М₀/(Р_гr_ср) берем с графика (см. рис. 14).

Определяем напряжения в наружном слое от сжимающей силы

, МПа.

Определяем запас прочности

, [ ]=2,5...5,

где σ_–1р - предел выносливости материала при растяжении, σ_–1р=180...250МПа для углеродистой и σ_–1р=340...380МПа для легированной стали;

α_σ = 0,2 – коэффициент, зависящий от характеристики материала;

ε′_σ = 0,7 – коэффициент, учитывающий влияние технологического фактора.

Определяем силу инерции, растягивающую шатун на холостом ходе

P_j = –(m_пор.гр+ m_ш) Rω²(1+λ), Н,

где m_ш – масса части шатуна выше расчетного сечения, кг.

Определяем максимальную силу давления газов, сжимающую шатун

P_г = (p_{z max} – p₀)F_пор, МН,

где p₀ = 0,1 МПа – атмосферное давление.

Рис. 13. График для определения М_о и N_о

Определяем суммарное напряжение при сжатии с учетом продольного изгиба в плоскости качания шатуна

, МПа, [ ]=160...250МПа,

где К_х=1,08...1,15 – коэффициент, учитывающий продольный изгиб;

f_{ш. ср} – площадь шатуна в расчётном сечении, определяют после конструктивной проработки шатуна, м².

Определяем суммарное напряжение при сжатии с учетом продольного изгиба в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна

[ ]=200...350МПа,

где К_у=1,02...1,05 – коэффициент, учитывающий продольный изгиб шатуна автомобильного двигателя в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна.

Определяем напряжение растяжения

σ_р = P_j / f_{ш. ср}, МПа.

Определяем амплитуду напряжения в плоскости х сечения шатуна

, МПа.

Определяем среднее напряжение в плоскости х сечения шатуна

, МПа.

Определяем амплитуду напряжения в плоскости y

, МПа.

Определяем среднее напряжение в плоскости y

, МПа.

Определяем запас прочности шатуна в плоскости x

,

где α_σ =0,13.

Определяем запас прочности шатуна в плоскости y

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: