Построение диаграммы износа шатунной шейки

Диаграмму износа шатунной шейки строим на основе результатов расчета и графического представления полярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку. Диаграмма износа дает возможность определить наиболее нагруженный участок шатунной шейки, получить наглядное представление о характере износа шейки и ее окружности, в предположении, что износ будет пропорциональным действующим на шейку усилиям. Построение диаграммы осуществляем следующим образом. Внизу под полярной диаграммой на одной с ней вертикальной оси проводим окружность произвольным радиусом, представляющую шатунную шейку в произвольном масштабе.

Окружность делим на 12 равных участков. Дальнейшее построение заключается в параллельном переносе лучей нагрузки на шатунную шейку Rшш1,Rшш2,...,Rшш12 из полярной диаграммы под окружность условной шатунной шейки, (с точным сохранением направления). Считаем, что действия каждого вектора силы Rшш распространяется на 60о по окружности шейки в обе стороны от точки ее приложения. С учетом полученной картины расположения полярной диаграммы и табличных значений Rшш для различных участков угла п.к.в., составляем таблицу (таблица 7) воздействия силы Rшш в виде векторов Rшш1, Rшш2 и т.д. на определенные номера лучей шатунной шейки с учетом точки приложения, направленности и общего сектора охвата окружности каждым вектором Rшш (60о п.к.в. в обе стороны от точки приложения). Просуммировать результирующую нагрузку по всем лучам. Подбираем приемлемый масштаб и откладываем ее значение в виде отрезков на каждом луче шатунной шейки. Концы отрезков соединяем плавной кривой, характеризующей предполагаемый износ шатунной шейки. Определяем наименее нагруженный участок окружности шатунной шейки и проводим ось оптимального расположения масляного канала.

На основе ранее принятых параметров газораспределения изображаем диаграмму фаз газораспределения и рассматриваем ее совместно с характерными точками открытия и закрытия впускных и выпускных клапанов, представленных на индикаторной диаграмме.

 

 

Расчет узлов и элементов двигателя

Выполнить расчет деталей двигателя, строго определив напряжения, размеры и запас прочности, практически не представляется возможным. Большинство деталей подвергается переменной нагрузке не только по величине, но и по знаку, часть деталей работает при переменной температуре, значения которой могут быть определяющими, в связи с понижением показателей, характеризующих механические свойства и прочность материала. Расчету деталей двигателя на прочность предшествует тепловой расчет рабочего цикла и определение динамических нагрузок, действующих на детали кривошипно-шатунного механизма. При расчетах определяем не геометрические размеры детали, а напряжения в элементах деталей с учетом принятых геометрических размеров и формы. Поэтому до выполнения расчета на прочность, необходимо произвести первоначальную конструктивную проработку расчетного узла и его деталей. После определения принятых размеров и соотношений приступаем к определению напряжений в элементах деталей с последующим их сравнением с допустимыми значениями напряжений, полученными на основе большого опыта и статистического материала.

Расчет поршневой группы.

Поршневая группа включает: поршень с комплектом уплотняющих колец, поршневой палец и детали его крепления.

Расчеты выполняем на основе принятых конструктивных размеров элементов поршневой группы. Расчетная схема поршневой группы приведена на рис. 2.

Конструктивные размеры элементов поршневой группы:

Толщина днища поршня:

7,04 мм; (105)

Высота поршня:

105,6 мм; (106)

Высота верхней части поршня:

44 мм; (107)

Высота юбки поршня:

66 мм; (108)

Диаметр бобышки:

39,60 мм; (109)

Расстояние между торцами бобышек:

30,80 мм; (110)

Толщина стенки юбки поршня:

4,5 мм; (111)

Толщина стенки головки поршня;

4,40 мм; (112)

Расстояние, до первой поршневой канавки:

6,60 мм; (113)

Толщина первой кольцевой перемычки:

2,64 мм; (114)

Радиальная толщина кольца:

Компрессионного:

3,96 мм; (115)

Маслосъемного:

3,52 мм; (116)

Высота кольца:

2 мм.

Разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии:

10,44 мм; (117)

Радиальный зазор кольца в канавке поршня:

Компрессионного:

0,7 мм; (118)

Маслосъемного:

1 мм; (119)

Внутренний диаметр поршня:

(120)

69,88 мм;

Число масляных отверстий в поршне:

8; (121)

Диаметр масляного канала:

1 мм; (122)

Наружный диаметр пальца:

22,88 мм; (123)

Внутренний диаметр пальца:

14,87 мм; (124)

Длина пальца:

79,2 мм; (125)

Длина втулки шатуна:

26,4 мм (126)

Палец закреплен во втулке шатуна.

Расчет поршня

Поршень подвергается воздействию нагрузок от переменного давления газов, от инерционных сил и тепловых нагрузок. К материалам, которые используются для изготовления поршней, предъявляются особые требования. Поршни автомобильных двигателей изготавливают, в основном, из алюминиевых сплавов (АЛ10В, АЛ19, АК2, АК4) и реже из чугунов (СХ4-44,...,СЧ32-52). При расчете поршня определяем: напряжение изгиба в днище поршня; напряжение сжатия и разрыва в опасном сечении маслосъемного кольца. Выполняем также поверочный расчет удельного давления поршня на стенки цилиндра и предотвращения заклинивания поршня в рабочем состоянии с учетом принятых геометрических размеров и монтажных зазоров.

Днище поршня рассчитываем на изгиб от действия максимальных газовых усилий Pz как равномерно нагруженную круглую плиту, свободно опирающуюся на стенки поршня.

Напряжение изгиба в днище поршня:

(127)

193,42 МПа;

где Pzmax - давление газов в цилиндре принимаем без учета скругления индикаторной диаграммы.

Из условия прочности в конструкции днища поршня необходимо предусмотреть ребра жесткости.

Головка поршня в сечении Х-Х (см. рис.), ослаблена отверстиями для отвода масла. Проверяем ее на сжатие и разрыв.

Напряжение сжатия:

(128)

47,79 МПа;

где Pzmax= Р'zmax*Fn - максимальная сила давления газов, МН;

Fx-х - площадь сечения Х-Х с учетом ослабления отверстиями для отвода масла.

Величина:

(129)

0,00099 м2;

где: dк - диаметр поршня по дну канавок;

(130)

78,68 мм;

F’ - площадь продольного диаметрального сечения масляного канала;

(131)

4,40 мм2.

Напряжение разрыва:

(132)

3,76 МПа;

где Рj – сила инерции:

(133)

159 Н;

где mx-х - масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения Х-Х:

(134)

0,349 кг;

где mп - масса поршневой группы, кг;

Rкр - радиус кривошипа, м;

wx-xmax - максимальная угловая скорость холостого хода двигателя;

(135)

95 рад/с;

где nx-xmax – максимальная частота вращения вала двигателя на холостом ходу;

(136)

909 об/мин.

Юбку поршня hю и всю его высоту Н проверяем на допустимое удельное давление по формулам:

(137)

0,0616 МПа;

(138)

0,0650 МПа;

Nmax=0,00252 МН;

где Nmax - максимальная боковая сила, принимаем из результатов динамического расчета, МН.

В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя, размеры диаметров головки Dг и юбки Dю поршня определяем исходя из наличия необходимых зазоров Dг и Dю между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии:

0,35 мм; (139)

0,18 мм. (140)

Установив Dг и Dю, определяем:

87,65 мм; (141)

87,82 мм. (142)

Правильность установленных размеров Dг и Dю проверяем по формулам:

(143)

0,22 мм;

(144)

0,09 мм;

где - диаметральные зазоры в горячем состоянии между стенкой цилиндра и головкой поршня и, соответственно, юбкой поршня:

aц и aп - коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня; для чугунного цилиндра aц = 11*10-6 1/град; для алюминиевых поршней an =25*10-6 1/град;

tц, tг, tю - соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии. Принимаем:

tц=110оС, tг=250оС, tю=200оС;

t0=15оС - начальная температура цилиндра и поршня.

Так как D’ю – получаем с отрицательным значением, то необходимо предусмотреть тепловые разрезы юбки поршня.

Расчет поршневого кольца

Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок. Для изготовления колец чаще всего применяют чугун СЧ18-36, СЧ21-40, СЧ24-44, СЧ28-48, а для форсированных двигателей компрессионные кольца изготовляют из легированных сталей.

При расчете кольца определяем:

• среднее давление кольца на стенку цилиндра;

• строим эпюру давления кольца по окружности;

• напряжения изгиба кольца в рабочем состоянии и при надевании его на поршень;

• монтажный зазор в прямом замке кольца.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра, в МПа:

Компрессионного кольца:

(145)

0,1908 МПа;

где Е - модуль упругости материала кольца: материал кольца - легированный чугун Е=1,0*105 МПа.

Маслосъемного кольца:

(146)

0,2639 МПа;

Материал кольца – сталь Е=2,0*105 МПа.

(147)

0,2 МПа;

где mк - для различных углов принимаем из таблицы 9.

Результаты подсчета Р заносим в таблицу 9.

Напряжения изгиба кольца:

В рабочем состоянии:

компрессионного:

(148)

224,32 МПа;

маслосъемного:

(149)

286,89 МПа;

При надевании кольца на поршень:

компрессионного:

(150)

383,23 МПа;

маслосъемного:

(151)

284,14 МПа;

где m - коэффициент, зависящий от способа надевания кольца, (m=1,57 - надевание кольца при помощи специального приспособления).

Монтажный зазор в замке кольца:

Компрессионного:

(152)

0,37 мм;

маслосъемного:

(153)

0,31 мм;

где D'к =0,10 мм - зазор в замке в горячем состоянии;

aк и aц - коэффициенты линейного расширения материала кольца цилиндра;

Dtк и Dtц - температура, до которой нагревается кольцо и цилиндр:

для компрессионного кольца:

tк=200оС; tц=110оС;

для маслосъемного кольца:

tк=170оС; tц=100оС.

Расчет поршневого пальца

При работе двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжения изгиба, сдвига, смятия и овализации;

Материалом для поршневых пальцев служат углеродистые стали марок 15, 20, 45, а в особенно напряженных двигателях применяются хромистые - 20Х, 40Х, 12XHЗA и другие легированные стали.

Расчет поршневого пальца включает определение удельных давлений пальца на втулку верхней головки шатуна и на бобышки поршня, а также определение напряжений от изгиба, среза и овализации.

Максимальные напряжения в пальцах карбюраторных двигателей возникают при работе на режиме максимального крутящего момента.

Основные конструктивные размеры поршневых пальцев определены нами в начале расчета поршневой группы.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

(154)

17,33 МПа;

где Р - расчетная сила, действующая на поршневой палец:

(155)

0,02 МН;

где Pz - максимальное давление газов на расчетном режиме, МПа;

Fn - площадь поршня, м2;

к - коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца:

принимаем к=0,86;

Pi - сила инерции поршневой группы при n=nм

(156)

-0,0348 МН;

где w - угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с.

Удельное давление пальца на бобышки:

(157)

18,06 МПа.

Напряжение изгиба пальца:

(158)

171,42МПа;

где =dв/dп=0,65 – отношение внутреннего и наружного диаметров пальца.

Касательное напряжение от среза пальца в сечениях, расположенных между бобышками и головкой шатуна:

(159)

79,595 МПа;

Максимальная овализация пальца наблюдается в его средней, наиболее напряженной части:

(160)

0,0295 мм;

где Е — модуль упругости материала пальца; Е=1,0*105 МПа.

На основании проведенного прочностного расчета можно заключить, что элементы поршневой группы имеют достаточную прочность для безотказной работы.

Расчет шатунной группы

При работе двигателя шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому шатуны изготавливают из углеродистых или легированных сталей, обладающих высокими пределами прочности и текучести. Шатуны современных карбюраторных двигателей изготавливают из сталей 40, 45, 45Г2.

Расчетными элементами шатунной группы являются: поршневая и кривошипная головки, стержень шатуна, шатунные вкладыши и шатунные болты. На рис. приведена расчетная схема шатуна.

4.2.1 Расчет поршневой головки шатуна

Основные конструктивные параметры поршневой головки шатуна:

Внутренний диаметр поршневой головки:

d=dп=22,88 мм; (161)

Наружный диаметр головки:

29,74 мм; (162)

Длина поршневой головки шатуна:

26,4 мм; (163)

Минимальная радиальная толщина стенки головки:

4,58 мм; (164)

Радиальная толщина стенки втулки:

1,37 мм; (165)

Поршневая головка шатуна во время процессов впуска и выпуска подвергается разрыву силами инерции Рiп поршневой группы, достигающими максимального значения при положении поршня в ВМТ и сжатию от силы давления газов Pz за вычетом инерции Рiп.

Напряжения в поршневой головке шатуна, возникающие от различия коэффициентов расширения материалов втулки и головки, характеризуются температурным натягом:

(166)

0,064 мм;

где ab=1,6*105 1/град - термический коэффициент расширения бронзовой втулки;

aг=1,0*10-5 1/град - термический коэффициент расширения стальной головки;

t=100оС - средняя температура подогрева головки и втулки при работе двигателя.

Применение в конструкции запрессованного пальца создает напряжения от натяга D мм посадки. Удельное давление на поверхности посадки:

(167)

73,50 МПа;

где m=0,3 - коэффициент Пуассона;

Еш=2,2*105, Еп=1,15*105 - модули упругости стального шатуна и пальца, МПа;

dг; dп; dв соответственно наружный диаметр поршневой головки, наружный и внутренний диаметр поршневого пальца (мм).

Напряжения от суммарного натяга на внешней и внутренней стороне поверхностей поршневой головки определяем по формуле Ламе:

на внешней:

(168)

213,05 МПа;

на внутренней:

(169)

286,55 МПа.

Напряжение в стенках поршневой головки от сил инерции

рассчитываем на режиме nxxmax.

Расчетная разрывающая сила инерции при положении поршня в ВМТ:

(170)

-2239,091 МПа;

где mв.ч. - масса верхней части головки шатуна, принимаем равной 8% п. Сечение I-I стенок поршневой головки воспринимает только разрывающие напряжения при движении поршня от НМТ к ВМТ, вызываемые силой Pj, т.к. при движении поршня от НМТ к ВМТ все нагрузки, передающиеся через палец, воспринимает нижняя половина внутренней поверхности поршневой головки, тогда:

(171)

-8,74 МПа.

Сечение А-А (место перехода поршневой головки шатуна в стержень) нагружается суммой сил: Рсж=Рг+Рj от газовых и инерционных сил, а так же запрессованной втулки, вызывающих максимальные напряжения сжатия на наружной поверхности головки

(172)

234,19 МПа;

где:

(173)

21,14 МПа.

Расчет стержня шатуна

Стержень шатуна в автотракторных двигателях имеет обычно двутавровое сечение, обладающее большой жесткостью при малой массе. В некоторых случаях в них просверливают канал для подачи масла к подшипнику верхней головки шатуна.

Основные конструктивные параметры стержня шатуна:

15,47 мм; (174)

20,11 мм; (175)

11,06 мм; (176)

3,0 мм. (177)

Стержень шатуна рассчитываем на усталостную прочность в среднем сечении В-В от действия знакопеременных суммарных сил, возникающих на режимах n=nN. Запас прочности сечения определяем в плоскости качания шатуна и в перпендикулярной плоскости. Условием равнопрочности стрежня шатуна в обеих плоскостях является nx=ny.

Сила, сжимающая стержень шатуна, достигает максимального значения в начале рабочего хода при Рzд и определяется по формуле:

(178)

-0,142 МН.

где 0,8736 мм. (179)

Максимальные напряжения в опасном сечении:

(180)

-156,33 МПа;

где k - коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскостях симметрии. Экспериментальное тензометрирование поверхностей от нецентрального действия сил, деформации сечения от воздействия температуры и направления вращения позволяет принять в расчетах k=kx=ky=1,2... 1,3.

Fcp - площадь среднего сечения стержня шатуна:

(181)

10,9*10-5 м2.

Сила, растягивающая шатун, достигает максимального значения в начале впуска:

(182)

-0,142 МН;

где pr - давление остаточных газов, принятое в начале теплового расчета.

Минимальные напряжения в опасном сечении:

-139,21МПа. (183)