Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!
МегаЛекции

Расчет деталей с учетом переменной нагрузки

Прикладные расчеты автомобильных двигателей

 

Общие сведения

 

Расчет деталей с целью определения напряжений и деформаций, возника-ющих при работе двигателя, производится по формулам сопротивления мате-риалов и деталей машин. До настоящего времени большинство используемых расчетных выражений дает лишь приближенные значения напряжений.

Несоответствие расчетных и фактических данных объясняется различ-ными причинами, основными из которых являются: отсутствие действи-тельной картины распределения напряжений в материале рассчитывае-
мой детали; использование приближенных расчетных схем действия сил
и мест их приложения; наличие трудно учитываемых знакопеременных нагрузок и невозможность опреде­ления их действительных значений; трудность определения условий работы многих деталей двигателя и их термических напряжений; влияние не поддающихся точному расчету упругих колебаний; невозможность точного определения влияния состоя-ния поверхности, качества обработки (механической и термической), размеров детали и т. д. на величину возникающих напряжений.

В связи с этим применяемые методы расчета позволяют по­лучить напряжения и деформации, являющиеся лишь условными величинами и характеризующие только сравнительную напряженность рассчитываемой детали. Это положение становится все актуальнее в последние годы
в связи с достижениями в области создания новых конструкционных материалов особо высокой прочности. В двигателестроении уже исполь-зуются композиционные материалы, в состав которых входят высоко-прочные полимеры, пластмассы, керамика и т. п. Создаются конструкционные материалы с заранее заданными свойствами.

Основными нагрузками, действующими на детали двигателя, являются силы давления газов в цилиндре и силы инерции поступа­тельно и вращательно движущихся масс, а также усилия от упругих колебаний и тепловых нагрузок.

Нагрузка от давления газов непрерывно изменяется в течение рабочего цикла и имеет максимальное значение лишь на срав­нительно небольшом участке хода поршня. Нагрузка от инерцион­ных сил имеет периодический характер изменения и в быстроход­ных двигателях иногда достигает значений, превышающих нагрузку от давления газов. Указанные нагрузки являются источниками раз­личных упругих колебаний, представляющих опасность при явлени­ях резонанса.

Усилия от температурных нагрузок, возникающие в результате выделения теплоты при сгорании рабочей смеси и трения, снижают механическую прочность материалов и вызывают дополнительные напряжения в сопряженных деталях при их различном нагревании
и различном линейном (или объемном) расширении.

Расчетные режимы

 

Величина и характер изменения основных нагрузок, воздейству­ющих на детали двигателя, зависят от эксплуатационного режима работы двигателя. Обычно рассчитывают детали для режимов, на которых они работают в наиболее тяжелых условиях.

Основные расчетные режимы для бензиновых двигателей (рис. 17а):

1) максимального крутящего момента Мe. max при частоте вращения
nM = (0,5…0,6)· nN, когда давление газов в цилиндре достигает наибольшего значения pz. max, а силы инерции сравнительно малы;

2) номинальной мощности NeN при частоте вращения nN, когда
все расчеты деталей производятся от совместного действия газовых
и инерционных нагрузок;

3) разностной частоты вращения nразн = (1,15…1,40)· nN, когда
силы инерции достигают наибольших значений, а давление газов незна-чительно или равно нулю.

Для быстроходных дизелей (рис. 17б) принимают расчетные
режимы:

1) номинальной мощности NеN при частоте вращения nN, когда давление сгорания достигает максимального значения pz . max, а детали рассчитывают от совместного действия газовых и инерционных нагрузок;

2) максимальной частоты вращения при холостом ходе nХ. Х. max =
= (1,04…1,07)· nN, при котором силы инерции достигают наибольших значений.

 

 

Рис. 17. К выбору расчетных режимов работы двигателя: а – бензиновый двигатель, б – дизельный двигатель с наддувом

 

При расчетах деталей бензиновых двигателей максимальное давле-
ние газов pz. max определяют или по тепловому расчету, проведенному
для режима максимального крутящего момента, или приближенно принимают равным расчетному (без учета скругления индикаторной диаграммы) максимальному давлению рz сгорания, полученному по тепло-вому расчету для режима номинальной мощности. Инерционными
силами при расчетах на режиме максимального крутящего момента пренебрегают.

При расчетах на режиме номинальной мощности условно при-
нимают, что максимальная газовая сила Pz действует совместно
с максимальной инерционной силой в в.м.т. Величину максимальной газовой силы определяют по тепловому расчету для режима номинальной мощности с учетом скругления индикаторной диаграммы.

При расчетах на режиме разностной частоты вращения колен­чатого вала давлением газов пренебрегают.

 

Расчет деталей с учетом переменной нагрузки

 

Практически все детали автомобильных и тракторных двигателей даже на установившихся режимах работают в условиях переменных нагрузок. Влияние не только максимальных величин нагрузок, но и харак-тера их изменения по времени на работоспособность деталей авто-мобильных и тракторных двигателей значительно усиливается при по-вышении частоты вращения и степени сжатия. В связи с этим ряд ответственных деталей современных двигателей рассчитывают на стати-ческую прочность от действия максимальной силы и на усталостную прочность от действия постоянно изменя­ющихся нагрузок.

Усталостная прочность деталей зависит от характера изменения нагрузки, вызывающей симметричное, асимметричное или пульсирую-
щее напряжение в рассчитываемой детали; пределов усталости
σ 1, σ 1 Р и τ 1(соответственно при изгибе, растяжении-сжатии и кру-
чении) и текучести σТ и τТ материала детали; от ее формы, размеров, механической и термической обработки, упрочнения по­верхности детали.

В зависимости от характера изменения действующей нагрузки в детали возникают напряжения, которые изменяются по симметричному, асимметрич-ному или пульсирующему циклам. Характеристиками каждого цикла являют-ся: максимальное σ max и минимальное σ min напряжения, среднее напряжение σm, амплитуда цикла σa и коэффициент r асимметрии цикла. Соотношения между характери­стиками для указанных циклов приведены в табл. 10.

При статических нагрузках за предельное напряжение принимают предел прочности σВ (при расчетах деталей, выполненных из хрупкого материала) или предел текучести σТ. (для пластичных материалов).

При переменных нагрузках за опасное напряжение принимается предел усталости σr (для симметричного цикла σr = σ 1; для пульсирующего σr = σ 0) или предел текучести σТ. При расчете деталей соответствую-
щий предел зависит от асимметрии цикла напряжений.

При возникновении в детали нормальных или касательных
напряжений, удовлетворяющих условию

или

, (1)

расчет производится по пределу усталости; при возникновении в детали напряжений, удовлетворяющих условию

,

или

, (2)

расчет производится по пределу текучести. Здесь βσ и βτ – отношение предела усталости при изгибе или кручении к пределу текучести:

,

; (3)

ασ и ατ – коэффициенты приведения асимметричного цикла к равно-опасному симметричному при нормальных и ка­сательных напряжениях соответственно.

 

Таблица 10. Соотношения между характери­стиками циклов

Характе- ристики циклов Циклы
асимметрич- ный Асимметричный пульсирующий однозначный
положительный знакопостоянный знако-переменный
Максимальное напряжение
Минимальное напряжение
Среднее напряжение
Амплитуда напряжения
Коэффициент асимметрии

Значения ασ и ατ для сталей с различными пределами прочно-
сти приведены в табл. 11. Для чугуна ασ = (0,3…0,7); ατ = (0,5…0,7).

 

Таблица 11. Значения ασ и ατ для сталей
с различными пределами прочности

Предел прочности σВ, МПа Изгиб ασ Растяжение-сжатие ασ Кручение ατ
350…450 0,06…0,10 0,06…0,08  
450… 600 0,08…0,13 0,07…0,10  
600…800 0,12…0,18 0,09…0,14 0…0,08
800…1 000 0,16…0,22 0,12…0,17 0,06…0,10
1 000…1 200 0,20…0,24 0,16…0,20 0,08…0,16
1 200…1 400 0,22…0,25 0,16…0,23 0,10…0,18
1 400…1 600 0,20…0,30 0,23…0,25 0,18…0,20

 

При отсутствии данных для решения уравнений (1) и (2) запас прочности детали определяют или по пределу усталости, или по пределу текучести. Из двух полученных значений прочность оценивают по мень-шему коэффициенту.

Приближенная оценка пределов усталости при переменной нагрузке основана на использовании эмпирических зависимостей:

для сталей σ 1= 0,40· σВ; σ 1 Р = 0,28· σВ; τ 1= 0,22· τВ; σ 1 Р = (0,7…0,8)· σ 1;
τ 1 = (0,4…0,7)· σТ;

для чугуна σ 1= (0,3…0,5)· σВ; σ 1 Р = (0,6…0,7)· σВ; τ 1= (0,7…0,9)· σ 1;
τТ = (0,2…0,6)· σВ;

для цветных металлов σ 1= (0,24…0,5)· σВ.

Основные механические характеристики для сталей и чугуна приведены в табл. 12, 13.

Запас прочности без учета формы, размеров и обработки повер­хности деталей определяется из приведенных ниже выражений.

При расчете по пределу текучести

, (4)

; (5)

при расчете по пределу усталости

, (6)

. (7)

 

Таблица 12. Механические свойства легированных сталей (МПа)

Марка стали
20X 650…850 400…600 310…380      
30X 700…900 600…800        
30ХМА      
35Х    
35ХМА    
38ХА    
40Х 750…1 050 650…950 320…480 240…340 210…260
40ХН 1 000…1 450 800…1 300 460…600 320… 420    
45Х 850…1 050 700…950 400…500
50ХН 1 100    
12ХНЗА 950…1 400 700…1 100 420…640 270…320   220…300
18ХН24А 1 100  
18ХНВА 1 150…1 400 850…1 200 540…620 360…400   300…360
25ХНМА 1 150
20ХНЗА 950…1 450 850…1 100 430..650   240…310
25ХНВА 1 100…1 150 950…1 050 460…540 310…360 280…310
30ХГСА 1 100   510…540 500…530 220…245
37XH3A 1 150…1 600 1 000…1 400 520…700 320…400
40ХНМА 1 150…1 700 850…1 600 550…700   300…400
  320…420     120…150   80…120
  350…450     120…160   85…130
  400…500   170…220 120…160   100…130
20Г 480…580          
  430…550    
  480…600   200…270 170…210   110…140
  520…650   220…300 170…220   130…180
35Г2 680…830          
  570…700 310…400 230…320 180…240 140…190
40Г 640…760          
  600…750   250…340 190…250   150…200
45Г2 700…920   310…400     180…220
  630…800   270…350 200…260 160…210
50Г 650…850   290…360
60Г 670…870   250…320      
  750…1 000   270…360 220…260   170…210
65Г 820…920          

Таблица 13. Mexaнические свойства чугунов (МПа)

Марка чугуна (условный)
Серые чугуны
СЧ15–32 СЧ21–40 СЧ24–44 СЧ28–48 СЧ32–52 СЧ35–56 СЧ38–60   1 000 1 100 1 200 1 300         – – – – – – –
Высокопрочные чугуны
ВЧ45–0 ВЧ45–5 ВЧ40–10 ВЧ50–1.5 ВЧ60–2   – – – – – 1 100 – – – – – – – – – – – – – – –  
Ковкие чугуны
КЧ30–6 КЧЗЗ–8 КЧ35–10 КЧ37–12 КЧ45–6 КЧ50–4 КЧ60–3   – – – – – – –   – – – – – – – – – – – – – – – – – – – – –  

 

Влияние различных факторов на усталостную прочность детали описывают следующими величинами:

1. коэффициентами концентрации напряжений: теоретическим αкσ
и эффективным kσ (kτ), учитывающими местное повышение напряжений
в связи с изменением формы детали (отверстия, выточ­ки, галтели,
резьбы и т. п.);

2. масштабным коэффициентом εм, учитывающим влияние абсолют-ных размеров тела на предел усталости;

3. коэффициентом поверхностной чувствительности εП, учитывающим влияние состояния поверхности детали на предел прочности.

Теоретическим коэффициентом концентрации напряжений называ-
ют отношение наибольшего местного напряжения к номинальному
при статической нагрузке без учета эффекта концентрации

, (8)

Значения αКσ для ряда наиболее распространенных кон-
центраторов приведены в табл. 14.

Влияние на предел прочности не только геометрии концентратора,
но и материала образца учитывают эффективным коэффициентом концентрации напряжений kσ. При переменных напряжениях

, (9)

где σ 1и σк 1– пределы усталости гладкого образца при симметричном цикле и с концентратором соответственно.

 

Таблица 14. Значения αКσ

для ряда наиболее распространенных концентрато­ров

Вид концентратора напряжений αКσ
Полукруглая выточка при отношении радиуса к диаметру стержня:  
0,1 2,0
0,5 1,6
1,0 U
2,0 1,1
Галтель при отношении радиуса галтели к диаметру стержня:  
0,0625 1,75
0,125 1,50
0,25 1,20
0,5 1,10
Переход под прямым углом 2,0
Острая V -образная выточка (резьба) 3,0…4,5
Отверстия при отношении диаметра отверстия к диаметру стержня  
от 0,1 до 0,33 2,0…3,0
Риски от резца на поверхности изделия 1,2…1,4

 

Связь между коэффициентами αК σ и kσ выражается приближенной зависимостью

, (10)

где q – коэффициент чувствительности материала к концентрации напря-жений (изменяется в пределах 0 < q < 1).

Величина q зависит в основном от свойств материала:

для серого чугуна 0

высокопрочных и ковких чугунов 0,2…0,4

конструкционных сталей 0,6…0,8

высокопрочных легированных сталей 1,0

Кроме того, коэффициент q можно определить по соответствую-
щим графикам, приведенным на рис. 18.

  При отсутствии в рас-считываемой детали резких переходов и при качественной обработке поверхностей един-ственным фактором, вызываю-щим концентрации напряже-ний, является качество внутрен-ней структуры материала. В этом случае эффективный коэффициент концентрации , (11) где σВ – предел прочности (МПа).
Рис. 18. Коэффициент чувствительности сталей к концентрации напряжений   Связь между коэффициента-ми kσ и kτ можно выразить по опыт­ным данным зависимостью

. (12)

При проектировании деталей двигателя следует свести к минимуму влияние местных напря­жений, чтобы увеличить усталост­ную прочность. Это достигает­ся увеличением радиусов закруг­ления во внутренних углах дета­ли, расположением отверстий в зонах пониженных напряжений и т. д.

Масштабным коэффициентом εм называют отношение предела усталости образца с диаметром d к пределу усталости стандарт­ного образца (dст = 10 мм). Значе­ния коэффициента εм для конст­рукционных сталей и высокопроч­ных чугунов приведены в табл. 15.

 

Таблица 15. Значения масштабных коэффициентов εм
в зависимости от размера детали

Масштаб- ные коэф­фициенты Размеры детали (мм)
10* 10…15 15…20 20…30 30…40 40…50 50…100 100…200
ε   1…0,95 0,95…0,90 0,90…0,85 0,85…0,80 0,80…0,75 0,75…0,65 0,65…0,55
ε   1…0,94 0,94…0,88 0,88…0,83 0,83…0,78 0,78…0,72 0,72…0,60 0,60…0,50

* Для деталей размером меньше 10 мм значения ε и ε могут достигать 1,1…1,2 (ε – это εM при растяжении-сжатии в изгибе, ε – это εM при кручении).

 

Коэффициентом поверхностной чувствительности εП называют отно-шение предела усталости образца с заданным состоянием пове­рхности
к пределу усталости такого же образца, но с полированной поверх-
ностью. Значения коэффициента εПσεПτ для различных состоя-
ний поверхности приведены в табл. 16.

Таблица 16. Значения коэффициента εПσεПτ
для различных состо­яний поверхности

Вид обработки или поверхностного упрочнения εПσεПτ Вид обработки или поверхностного упрочнения εПσεПτ
Полирование без поверх­ностного упрочнения   Обдувка дробью 1,1…2,0
Шлифование без поверх­ностного упрочнения 0,97…0,85 Обкатка роликом 1,1…2,2
Чистовое обтачивание без поверхностного упрочнения 0,94…0,80 Цементация 1,2…2,5
Грубое обтачивание без поверхностного упрочнения 0,88…0,60 Закалка 1,2…2,8
Без обработки и без пове­рхностного упрочнения 0,76…0,50 Азотирование 1,2…3,0

Примечание. При поверхностном упрочнении детали вид предварительной механичес-кой обработки не влияет на величины εПσ и εПτ. С увеличением коэффициента концентраций напряже­ний kВ и с уменьшением размеров детали значения εПσ и εПτ возрастают.

 

Для повышения усталостной прочности рекомендуется высокая чистота поверхности, особенно вблизи концентраторов. Ответственные детали, работающие в тяжелых условиях циклических напряже­ний, обычно шлифуют и полируют, а в ряде случаев производят механическое или термическое упрочнение.

С учетом влияния концентрации напряжений, размера и качества обработки поверхности детали максимальное напряжение цикла (МПа)

, (13)

или

, (14)

а запасы прочности при расчете по пределу усталости

, (15)

; (16)

при расчете по пределу текучести

, (17)

, (18)

где и .

При сложном напряженном состоянии общий запас прочности детали при совместном действии на нее касательных и нормальных напряжений

, (19)

где nσ и nτ – частные коэффициенты запаса прочности.

Для определения минимального общего запаса прочности следу­ет подставить в формулу (19) минимальные значения nσ и nτ. Влияние температуры на усталостную прочность сказывается в том, что с ее повышением первой предел усталости у гладких образцов, а также
у образцов с концентраторами обычно снижается.

Величина допускаемого запаса прочности зависит от качества материала, вида деформаций, условий работы, конструкции, харак­тера действующих нагрузок и других факторов. От правильного установления допускаемого напряжения зависит прочность и без­опасность проектируемой конструкции, количество затрачиваемого материала.

 

Расчет поршневой группы

Поршень

Наиболее напряженным элементом поршневой группы является поршень (рис. 19), воспринимающий высокие газовые, инерцион­ные
и тепловые нагрузки. Его основными функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передача с наименьшими потерями газовых сил давления кривошипно-шатунному механизму. Поршень представляет собой достаточно сложную деталь как в отношении
самой конструкции, так и в отношении технологии и подбора материала при его изготовлении. Основные конструктивные соотношения размеров элементов поршня приведены в табл. 17.

Совершенствование поршней современных двигателей осуществля-
ется путем уменьшения их массогабаритных параметров, повышения прочности и износостойкости, а также снижения коэф­фициента линей-
ного расширения, что важно для получения минимального теплового зазора между поршнем и цилиндром без заклинивания.

Таблица 17. Размеры элементов поршня

Название элемента Бензиновые двигатели Дизельные двигатели
Толщина днища поршня (0,05…0,09)· D (0,12…0,2)· D
Высота поршня (0,8…1,2)· D (1,0…1,5)· D
Высота огневого (жарового) пояса (0,06…0,09)· D (0,11…0,2)· D
Толщина первой кольцевой перемычки (0,03…0,05)· D (0,04…0,06)· D
Высота верхней части поршня (0,45…0,75)· D (0,6…1,0)· D
Высота юбки поршня (0,6…0,75)· D (0,6…0,7)· D
Внутренний диаметр поршня D – 2·(S + t)+ Δ t
Толщина стенки головки поршня (0,05…0,1)· D (0,05…0,1)· D
Толщина стенки юбки поршня 1,5…4,5 2,0…5,0
Радиальная толщина кольца компрессионного (0,035…0,045)· D (0,04…0,045)· D
маслосъемного (0,03…0,043)· D (0,038…0,043)· D
Радиальный зазор кольца в канавке поршня компрессионного 0,7…0,95 0,7…0,95
маслосъемного 0,9…1,1 0,9…1,1
Высота кольца 1,5…4,0 3,0…5,0
Разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии (2,5…4)· t (3,2…4)· t
Число масляных отверстий в поршне 6…12 6…12
Диаметр масляного канала (0,3…0,5)· a (0,3…0,5)· a
Диаметр бобышки (0,3…0,5)· D (0,3…0,5)· D
Расстояние между торцами бобышек (0,3…0,5)· D (0,3…0,5)· D
Наружный диаметр поршневого пальца (0,22…0,28)· D (0,30…0,38)· D
Внутренний диаметр поршневого пальца (0,65…0,75)· D (0,50…0,70)· D
Длина пальца закрепленного (0,85…0,9)· D (0,85…0,9)· D
плавающего (0,78…0,88)· D (0,80…0,85)· D
Длина головки шатуна закрепленного пальца (0,28…0,32)· D (0,28…0,32)· D
плавающего пальца (0,33…0,45)· D (0,33…0,45)· D
         

Поршни автотракторных двигателей изготавливаются в основном
из алюминиевых сплавов, реже из чугуна. В качестве алюминиевых сплавов использовались эвтектические сплавы алюминия с кремнием, содержание которого в сплаве не превышало 12…13 %. Однако постоянно растущий уровень форсирования двига­телей, особенно двигателей
с турбонаддувом и дизелей, требовал перехода на более термопрочные материалы для изготовления по­ршней. Новые двигатели имеют поршни, изгото­вленные из заэвтектических сплавов алюминия с кремнием, содер­жание которого достигает 18 % и более. Для улучшения физико-механических свойств заэвтектических сплавов применяется их легиро-вание никелем, магнием, медью, хромом и специальные технологии
литья или горячей штамповки.

 

 

 

Рис. 19. Схема поршня

 

Чугунные поршни по сравнению с алюминиевыми обладают
более высокими показателями твердости, износостойкости и жаропроч-ности, а также одинаковым коэффициентом линейного расшире­ния
с материалом гильзы цилиндра. Однако большая плотность чугунного поршня не позволяет его использовать для высокооборотных двигателей.
В настоящее время все серийно выпускаемые двигатели легковых автомобилей имеют поршни из алюминиевых сплавов.

Дальнейшее совершенствование поршней предусматривает широкое использование для их изготовления композиционных материалов. Основу этих материалов составляют легкие и не очень прочные материалы (например, алюминий), которые «насыщаются» высокопрочными поли-мерными, керамическими или металлическими волокнами. Эти волокна
не только жестко связывают молекулы основного материала, но
и воспринимают значительную нагрузку, как механическую, так и тепло-вую. Армирование элементов поршня керамическими волокнами из оксида алюминия Аl2О3 и диоксида кремния SiО2 способствует высокой термической стабильности поршня.

Величину верхней части поршня h 1 выбирают исходя из обеспечения одинакового давления опорной поверхности поршня по высоте цилиндра и прочности бобышек, ослабленных отверстиями для пропуска масла. Высота головки поршня hГ, включающая огневой пояс е, устанавливается исходя из обеспечения нормального температурного режима ее элементов. Работоспособное состояние поршневой группы обеспечивается толщиной днища поршня и размещением компрессионных и маслосъемного колец. Высота юбки hЮ определяется вели­чиной необходимого теплового зазора между юбкой поршня и ци­линдром: чем меньше этот зазор, тем короче можно сделать юбку поршня, снизив ее массу.

При работе двигателя температура потока горящей топливо-воздушной смеси, омывающей днище поршня, меняется от минимальной при пуске и прогреве двигателя до максимальной на режимах наи-
больших нагрузок. При этом максимальную тем­пературу имеет днище поршня, а минимальную – юбка. Распреде­ление средней температуры
при работающем двигателе по высоте поршня показано на рис. 20а.
С учетом такого распределе­ния температуры профиль поршня по высоте выполняется ступенчатой (рис. 20б), конической или лекальной формы.

Значительная часть теплового потока от днища и огневого пояса поршня быстро уходит в стенку цилиндра через поршневые кольца, и только часть теплоты передается в бобышки, а затем и в юбку поршня. При этом отвод теплоты от бобышек существенно меньше, чем от стенок юбки, которые контактируют со стенками цилиндра. В результате по оси бобышек поршень расширяется значительно больше и становится овальным (рис. 20в). Оптимальная форма поршня для вновь проектируемого двигателя подбирается в резуль­тате кропотливых и длительных экспериментов.

Наиболее общими конструктивными и технологическими на­правлениями при разработке поршней современных двигателей являются:

сокращение расстояния от днища поршня до оси бобышек
в целях снижения высоты и массы двигателя;

уменьшение высоты юбки поршня и снижение его веса за счет вырезов в наименее нагруженных местах (Х -образные поршни);

нанесение на днище и верхнюю канавку поршня износо-
и термостойкого покрытия, преобразующего поверхностный слой алю­миния в керамику Аl2О3;

снижение теплового расширения поршня за счет заливки в его тело стальных терморегулирующих вставок;

покрытие юбки поршня тонким (0,003…0,005 мм) слоем олова, свинца или оловянно-свинцового сплава в целях быстрой приработки,
а также уменьшения трения и снижения износа;

уменьшение внешнего и внутреннего диаметров пальцев;

переход на плавающие пальцы малой длины с фиксацией шатуна
от осевых перемещений в бобышках поршня;

снижение высоты колец;

применение специальных конструктивных и технологических элемен-тов, улучшающих смазку и уменьшающих износ пары: поршень – цилиндр.

 

 

Рис. 20. Изменение температуры по высоте поршня и зазоров между поршнем
и зеркалом цилиндра в разных сечениях: а – изменение температуры по высоте поршня; б – изменение зазоров между поршнем и зерка­лом цилиндра; в – изменение площади попе

Поделиться:





Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...