Чайнов Н.Д. - Конструирование двигателей внутреннего сгорания (1037884), страница 39
Текст из файла (страница 39)
Максимальные касательные напряженияна нейтральной оси (точка 4 )t max = 0,85(Pz + Pjп )(1+ a + a 2 ) [dп2 (1-a 4)].(4.54)Эти напряжения не должны превышать допускаемых [t], которыедля пальцев из углеродистой сталисоставляют 50 МПа, а для пальцев излегированных сталей 120–250 МПа.Овализация пустотелого пальцасвязана с приобретением им формы овала с большим размером вплоскости, перпендикулярной осицилиндра двигателя под действиемсил, неравномерно распределенных по поверхности пальца. Нарис. 4.48, a представлена условнаясхема нагружения, предусматривающая совмещение сечений пальца в районе бобышек с сечением врайоне головки шатуна.
При такомдопущении палец рассчитываетсяна изгиб как криволинейный бруспод действием нагрузки, распределенной по внешней поверхностипальца по закону косинуса.182Напряжения от овализации пальца на наружной s01 и внутреннейs03 поверхностях в точках 1 и 3 соответственно определяются поформулам:s 01 = -(Pz + P jп ) ´é0174, (2 + a )(1 + a ) 0,636 ù A;´ê+(1 - a ) úû l п dп(1 - a ) 2ës 03 = (Pz + Piп ) ´é0174, (1 + 2a )(1 + a ) 0,636 ù A´ê,(1 - a ) úû l п dп(1 - a ) 2ë(4.55)3где А = 1,5 – 15(a – 0,4) .На рис. 4.48, б представлено распределение s0 по наружной и внутренней поверхности пальца.
В автомобильных и тракторных двигателяхs0 составляет 110–140 МПа, а в форсированных двигателях специального назначения s0 = 130–250 МПа.Увеличение диаметра поршневого пальца Ddп при овализацииопределяется по формуле3éa +1ù ADdп = 0,09(Pz + Piп )ê. (4.56)ë1 - a úû El пДля пальцев форсированных двигателей значения Ddп составляют около (0,001–0,002)dп. Данная величинане должна превышать половины диаметрального зазора в сопряжениипальца и опор. Поскольку разрушения пальцев связаны, как правило, споявлением усталостных трещин, тоследует определить коэффициент запаса прочности nп при расчете на сопротивление усталости.
По найденным составляющим напряжений поформуле (2.31) определяют интенсивность напряжений si, ее амплитуду sаi и среднее значение smi за рабочий цикл двигателя в наиболее опасных точках среднего сечения, а затемпо формуле типа (2.147) вычисляюткоэффициент запаса прочности, который не должен быть менее 1,5–1,6.При этом пальцы с гладкой цилиндрической поверхностью не имеютконцентраторов напряжений.4.6.5. Расчет тепловогои напряженнодеформированногосостояния кольцаКольца, особенно верхнее, приработе имеют повышенную температуру, знание которой необходимодля суждения о работоспособностикольца в течение заданного срокаслужбы.В первом приближении длярасчета стационарного температурного поля кольца можно воспользоваться уравнениями (2.12)и (4.18)Решением уравнения теплопроводности является выражениеT 0 = J + c1 I 0 (dr) + c 2 K 0 (dr),Рис.
4.48. Схема нагружения при расчете пальца на овализациюгде I0(dr), К0(dr) – функции Бесселя нулевого порядка, первого ивторого рода чисто мнимого аргумента.Постоянные интегрирования с1и с2 находятся из граничных условий теплообмена на внутреннем и183Рис. 4.49. Расчетная схема и распределение температур по ширине кольцанаружном радиусах кольца.
Нарис. 4.49 в качестве примера данытемпературы в чугунном кольце,рассчитанные при следующих значениях величин, используемых прирешении уравнения (4.18) и вычисляемых по формулам (2.14): w == 0,792; W = 0,875; V1 = 130 Вт/(м×°С);V2 = 0,264 Вт/°С; f1 = 2,91×109 Вт/м3;f2 = 10,95×106 Вт/(м3×°С); J = 265 °С;с1 = –8,64×10-9 °С; с2 = –8,77×10-9 °С;Т1 = (–1,80×104 + 64,58Т0) °С/м; Т2 == (22,37×106 – 8,39×104Т0) °С/м2.При расчете напряженнодеформированного состояния в кольцеразличают три вида напряжений:• рабочие sp, действующие вкольце при его нахождении в цилиндре во время работы двигателя;• напряжения при обработке резанием заготовки кольца;• напряжения, возникающие вкольце при его надевании на поршень sн.Второй и третий виды напряжения действуют короткое время в отличие от рабочих напряжений sр,которые с учетом длительного ихдействия и повышенной температуры кольца не должны вызывать значительную ползучесть его материала.При расчете напряжений в разрезных кольцах применяют теорию изгиба криволинейных плоских брусьев.
Уравнение изгиба в плоскостикольца (рис. 4.50) имеет вид:1 r -1 r ¢ = M EJ ,(4.57)где r, r ¢ – радиусы кривизны соответственно ненагруженного и нагруженного кольца; М – изгибающий3момент; J = tl /12 – момент инерциимеридионального сечения кольца.Для повышения уплотнительных свойств кольца распределениедавления на стенку цилиндра поокружности должно быть неравномерным, повышаясь в районе разреза.
Максимальный момент, изгибающий кольцо, в таком случае может быть представлен в виде:M max = c м p0 r 2 ,(4.58)где см – безразмерный коэффициент, зависящий от формы эпюрыдавления; р0 – среднее давление, отнесенное к единице длины осевойлинии кольца.Рис. 4.50. Схемы нагружения кольца:а – кольцо в свободном состоянии; б – врабочем положении; в – при надевании напоршень184Величина р0 вычисляется по формулеp0 = EAtl 3 [12 p(3 - z)r 4 ],(4.59)где А – расстояние между концамикольца (величина замка) в свободном состоянии.Для кольца с равномерным распределением давления по окружностиc м = 2; z = 0.Для различных используемыхэпюр с неравномерным, но симметричным относительно замка распределением давления величина смменяется в пределах от 1,563 до2,000, а величина z от 0 до 0,25.
Вобщем случае наибольшее рабочеенапряжение в кольцеs p = 2c м ( A D) E p(3 - z)[D l -1].(4.60)Для колец с постоянным давлениемs p = 3 p(D l) 2 ,р = р0/t – давление кольца на стенку;в зависимости от назначения двигателя давление р кольца на стенку составляет 0,05–0,2 МПа и выше.При надевании (съеме) кольцодолжно быть разогнуто таким образом, чтобы через его внутреннийконтур мог быть пропущен поршень. Усилия при разгибании кольца могут быть приложены к кольцуразличными способами, что в своюочередь влияет на уровень напряжений в кольце.На рис.
4.50, в дана простейшаясхема приложения усилий. Если допустить, что при надевании кольцодеформируется как круглое радиусаr, то записав уравнение (4.57) дляслучая надевания и исключив из полученного уравнения и уравнения(4.57) радиус r, получается связь между изгибающими моментами и напряжениями в кольце sр в рабочемсостоянии и при надевании sнs p @ 2 E (l D) 2 - s н .(4.61)Оценивая отношение l/D и величину sн, определяют величину spпо уравнению (4.61), которая должна быть в требуемых пределах(табл.
4.5).Определяются коэффициентызапаса прочности кольца nрн == [s]/sрн. Рекомендуемый коэффициент запаса прочности составляетоколо 1,4–2,0. При прочих равных условиях для двигателей с малыми диаметрами цилиндров выбирают бо' льшие значения l/D.Зазор в замке кольца, вставленного в цилиндр, во избежание заедания в случае повышения температуры следует брать равным (0,0015–0,0040)D. Бо' льшие значения относятся к малооборотным двигателям.Как показали исследования иопыт эксплуатации быстроходныхдвигателей, после определенногосрока работы между кольцом и ци4.5.
Допускаемые напряжения в поршневых кольцах и давление на стенку цилиндраДвигателиsн, МПаsp, МПар, МПаМалооборотные20080–1500,03–0,06Быстроходные (тепловозные, судовые)250100–2000,06–0,20Автомобильные и тракторные300150–2500,15–0,40Легкие повышенной мощности400200–3500,30–0,60185линдром, в первую очередь околозамка, радиальное давление падает,появляются просветы и пропуск газов.
Особенно это относится к двигателям с цилиндрами малых размеров. В таких двигателях срок службы колец до появления указанныхпросветов наиболее короткий.Одним из средств повышениясрока службы кольца является увеличение толщины l до (1/18–1/20)D(давление повышается до 0,5–0,6 МПа и более), а также применение расширителей, обеспечивающих значительный запас давленияпо окружности кольца.В настоящее время применяюткольца с плавным изменением давления по окружности кольца, устанавливаемым экспериментально.Подобные эпюры могут быть получены в результате использованияспециальных методов обработки ирасчета. Износостойкость чугунных колец в большой степени зависит от соотношения толщин кольцаи стенки цилиндра и применяемогоматериала.Глава 5ШАТУННАЯ ГРУППА.
ШТОКИ И КРЕЙЦКОПФЫ5.1. Основы конструированияшатуновШатун является одной из деталей кривошипношатунного механизма, преобразующего поступательное движение поршня во вращательное движение коленчатоговала. Он во многом определяет технические характеристики двигателяи, в первую очередь, его надежность.Шатун подвергается действию переменных нагрузок от давления газови сил инерции. Оба вида нагрузокпеременны в течение рабочего циклаи могут достигать высоких значений.Встречающиеся в эксплуатации разрушения шатунов носят, как правило, усталостный характер.Для обеспечения требуемой надежности шатуны должны иметь:• высокую прочность при действии циклических и статических нагрузок, включая периодические допустимые перегрузки по частотевращения.
Прочность должна бытьобеспечена на всех режимах работыбез появления усталостных трещин;• необходимую жесткость, исключающую недопустимые искажения формы, нарушающие нормальную работу шатунных подшипников;• стабильность размеров и малоеизнашивание опорных поверхностейв течение заданного срока службы;• полную замкнутость разъемных неподвижных соединений, сопротивление сопряженных элементов необратимым изменениям иповреждениям от микроперемещений (фретингкоррозии) на стыковых поверхностях, возникающихпри циклических нагрузках;• минимальную массу.Шатун состоит из стержня,поршневой (верхней) и кривошипной (нижней) головок (рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
