Днище поршня рассчитывается на изгиб от действия максимальных газовых условий рzmax как равномерно нагруженная круглая плита, свободно опирающаяся на цилиндр. 

Рис. 6.1 Схема поршня

Материал поршня – алюминиевый сплав, αп=22·10-6 1/К.

Материал гильзы цилиндра – серый чугун, αц=11·10-6 1/К.

Для дизелей максимальное давление газов обычно достигается при работе на режиме максимальной мощности.

Таблица 6.1

Напряжение изгиба (МПа) в днище поршня

МПа                  (6.2)

где рzmax=рz=6.356 МПа – максимальное давление сгорания;

мм – внутренний радиус днища.

Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости. Кроме того, в целях повышения износо- и термостойкости поршня целесообразно осуществить твердое анодирование днища и огневого пояса, что уменьшит возможности перегрева и прогорания днища, а также пригорания верхнего компрессионного кольца.

При отсутствии у днища ребер жесткости допустимые значения напряжений [sиз] (МПа) лежат в пределах:

Для поршней из алюминиевых сплавов …………….…..…20-25

При наличии ребер жесткости [sиз] возрастают:

Для поршней из алюминиевых сплавов …………………...до 50-150

Головка поршня в сечении х–х, ослабленная отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв.

Напряжение сжатия в сечении х-х:

площадь сечения х – х

м2   (5.3)

где   мм – диаметр поршня по дну канавок;

 мм – внутренний диаметр поршня;

 мм2 – площадь продольного диаметрального

сечения масляного канала.

Максимальная сжимающая сила:

 МН                 (6.4)

Напряжение сжатия:

 МПа                         (6.5)

Допустимые напряжения на сжатие для поршней из алюминиевых сплавов [sсж] = 30 ¸ 40 МПа.

Напряжение разрыва в сечении х-х:

- максимальная угловая скорость холостого хода:

 рад/с                       (6.6)

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

 кг                   (6.7)

- максимальная разрывающая сила:

                       (6.8)

 МН

Допустимые напряжения на разрыв для поршня из алюминиевых сплавов [sр] = 4 ¸ 10 МПа.

- напряжение разрыва:

 МПа                              (6.9)

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

- среза:

МПа             (6.10)

где D=93 мм – диаметр цилиндра;

 hп=4 мм – толщина верхней кольцевой перемычки.

- изгиба:

МПа          (6.11)

- сложное:

 МПа            (6.12)

допускаемые напряжения sS (МПа) в верхних кольцевых перемычках с учетом значительных температурных нагрузок находятся в пределах:

для поршней из алюминиевых сплавов…………….…30-40.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

 МПа                              (6.13)

 МПа                              (6.14)

где Nmax=0.0025 МН – наибольшая нормальная сила, действующая на стенку

цилиндра при работе двигателя на режиме максималь-

ной мощности.

Для современных автомобильных и тракторных двигателей q1 = 0.3 ¸ 1.0 и q2 = 0.2 ¸ 0.7 МПа.

Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления оптимальных диаметральных зазоров  между цилиндром и поршнем при различных тепловых нагрузках, возникающих в процессе работы дизеля. По статистическим данным для алюминиевых поршней с неразрезными юбками

∆r=(0.006 ¸ 0.008)D=0.007·93=0.651 мм                      (6.15)

∆ю = ( 0.001 ¸ 0.002 )D=0.002·93=0.186 мм                 (6.16)

Диаметры головки и юбки поршня:

мм                              (6.17)

мм                            (6.18)

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

                  (6.19)

мм

                    (6.20)

мм

где aц=11×10-6 1/К – коэффициент линейного расширения материала

цилиндра;

aп=22×10-6 1/К - коэффициент линейного расширения материала поршня;

Тц =383 К – температура стенок цилиндра;

Тr = 593 К – температура головки в рабочем состоянии;

Тю =413 К – температура юбки поршня в рабочем состоянии;

То =293 К – начальная температура цилиндра и поршня.

6.2 Расчет поршневого кольца

Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок, выполняя три основные функции:

– герметизации надпоршневого пространства в целях максимально возможного использования тепловой энергии топлива;

– отвода избыточной доли теплоты от поршня в стенки цилиндра;

– "управление маслом", т.е. рационального распределения масляного слоя по зеркалу цилиндра и ограничения попадания масла в камеру сгорания.

Материал кольца – серый чугун. Е=1.2·105 МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

                                 (6.21)

 МПа

где мм.

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности при каплевидной форме эпюры давления:

, [МПа]                                                   (6.22)

Результаты расчета р, а также μк для различных углов ψ приведены ниже:

По этим данным построена каплевидная эпюра давлений кольца на стенку цилиндра (рис. 5.2).

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

 МПа           (6.23)

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

МПа               (6.24)

Монтажный зазор в замке поршневого кольца:

                    (6.25)

мм

где  мм – минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя;

 aк =11·10-6 1/К – коэффициент линейного расширения материала кольца;

 aц =11·10-6 1/К – коэффициент линейного расширения материала гильзы;

 Тк=493 К  – температура кольца в рабочем состоянии;

 Тц =383 К – температура стенок цилиндра;

 То= 293 К – начальная температура.

6.3 Расчет поршневого пальца

Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации. В соответствии с указанными условиями работы к материалам, применяемым для изготовления пальцев, предъявляются требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементированные малоуглеродистые и легированные стали

Для расчета принимаем следующие данные:

наружный диаметр пальца dn=25 мм,

внутренний диаметр пальца db=16 мм,

длину пальца ln=80 мм,

длину втулки шатуна lш=40 мм,

расстояние между торцами бобышек b=44 мм.

Материал поршневого пальца – сталь 15Х, Е=2·105 МПа.

Палец плавающего типа.

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

Максимальные напряжения возникают в пальцах дизелей при работе на номинальном режиме.

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

– газовая

МН               (6.26)

где рzmax=рz=6.356 МПа – максимальное давление газов на номинальном

   режиме;

 мм2 – площадь поршня;

– инерционная

МН  (6.27)

где рад/с

– расчетная

МН                  (6.28)

где k =0.82 – коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.

Удельное давление (МПа) пальца на втулку поршневой головки шатуна

МПа                              (6.29)

где  м – наружный диаметр пальца;

  м – длина опорной поверхности пальца в головки шатуна.

Удельное давление пальца на бобышки

 МПа                   (6.30)

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

                                               (6.31)

 МПа

где a=dв/dп=0.64 – отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.

Для автомобильных и тракторных двигателей [ sиз ] = 100 ¸ 250 МПа.

Касательные напряжения среза пальца в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

                                         (6.32)

Мпа

Для автомобильных и тракторных двигателей [t] = 60 ¸ 250 МПа.

Максимальная овализация пальца (наибольшее увеличение горизонтального диаметра ∆ dnmax, мм) наблюдается в его средней, наиболее напряженной части:

                             (6.33)

мм

где Е = 2·105 МПа – модуль упругости материала пальца.

Напряжение овализации на внешней поверхности пальца:

- в горизонтальной плоскости (точки 1, ψ=0º):

             (6.34)

 МПа

-в вертикальной плоскости (точки 3, ψ=90º):

         (6.35)

МПа

Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:

- в горизонтальной плоскости (точки 2, ψ=0º):

                       (6.36)

МПа;

-в вертикальной плоскости (точки 4, ψ=90º):

                   (6.37)

 МПа.

7. КОНСТРУКТОРСКИЙ РАЗДЕЛ

Конструкторский раздел предназначен для рассмотрения основной задачи данной работы — усовершенствования системы охлаждения двигателя ЗМЗ 406 применяемого на автомобилях ГАЗ 2705, 3221 «ГАЗЕЛЬ» и их модификациях. При этом изменения в двигателе принятые в  тепловом расчете, т.е. форсирование двигателя для повышения его тяговых и скоростных характеристик приняты как перспективные и представляющие интерес с практической, а в данном случае еще и с теоретической  точки зрения. Принимая данные, полученные в тепловом расчете, и учитывая ,что после форсирования двигателя увеличилась мощность нетто, а следовательно тепловой режим стал более напряженным был проведен расчет системы охлаждения.

7.1 Расчет жидкостной системы охлаждения

Модернизируя систему охлаждения двигателя внутреннего сгорания проведем предварительный её расчет согласно материалу, изложенному в      [4]. Однако данный расчет является проверочным и ведётся в первом приближении с тем, чтобы сохранить геометрические, тепловые и иные  параметры основных деталей системы охлаждения максимально унифицируя её с существующей конструкцией в случае доработки. При расчете системы охлаждения двигателя исходной величиной является количество отводимого от него в единицу времени тепла Qω (ккал/ч). Это количество может быть определено из уравнения теплового баланса, или (ориентировочно) на основании экспериментальных данных. В данной работе используем второй вариант, на основании экспериментальных данных, выбирая коэффициенты и эмпирические данные предполагая наиболее напряженный тепловой режим работы.

В качестве циркулирующей охлаждающей жидкости принимаем этиленгликолевую незамерзающую смесь (антифриз).

 Таким образом, количество тепла отводимого от двигателя в единицу времени:

Qω=qωNeN=860∙85,0232∙1,36=99443,135 ккал/ч,                   (7.1)

где  qω=860 ккал/(л.с.∙ч)— количество отводимого от двигателя тепла,

                    для карбюраторных ДВС  обычно qω=830…860 ккал/(л.с.∙ч);

        NeN=85,0232 кВт— наибольшая мощность двигателя.

Находим количество жидкости (кгс/ч), циркулирующей в системе охлаждения в единицу времени,

 кгс/ч                (7.2)

где сω=0,5 ккал/(кгс∙°С)— теплоемкость циркулирующей жидкости;

      =5 °C— разность температур входящей в радиатор и

                                выходящей из него жидкости.

7.2 Расчет радиатора

 Величину поверхности охлаждения радиатора в первом приближении (м2) с достаточной точностью определим по простейшей формуле и сравним с существующей (FД=20 м2):

Fp=fpNNeN=0,17∙85,0232∙1,36=19,66 м2                                     (7.3)

где fpN=0,17 м2/л.с.— удельная поверхность охлаждения радиатора, fpN=0,1…0,23 м2/л.с. для легковых автомобилей.

Как видно из расчетов Fp=19,66м2≈ FД=20м2, относительная разность 2%.

Емкость системы охлаждения оставим прежней, т.е. Vω=12 л.

Примерное количество проходящего через радиатор воздуха:

GL=205∙NeN=205∙85,0232∙1,36=22868 кгс/ч.                            (7.4)

7.3 Водяной насос

 Расчетная производительность водяного насоса:

Gв.н.=Gω/ηв.н.=/0,85=46796,7694 кгс/ч,                   (7.5)

где ηв.н.=0,85— коэффициент, учитывающий возможность прорыва жидкости между крыльчаткой и корпусом насоса.

Необходимая на привод водяного насоса мощность:

 кВт   (7.6)

где Н=7 м вод. ст.— создаваемый насосом напор;

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9