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 М_{e. max} при частоте вращения
n_M = (0,5…0,6)· n_N, когда давление газов в цилиндре достигает наибольшего значения p_{z. max}, а силы инерции сравнительно малы;

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

3) разностной частоты вращения n_разн = (1,15…1,40)· n_N, 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 N_еN при частоте вращения n_N, когда давление сгорания достигает максимального значения p_{z . max}, а детали рассчитывают от совместного действия газовых и инерционных нагрузок;

2) максимальной частоты вращения при холостом ходе n_{Х. Х. max} =
= (1,04…1,07)· n_N, 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 p_{z. max} определяют или по тепловому расчету, проведенному
для режима максимального крутящего момента, или приближенно принимают равным расчетному (без учета скругления индикаторной диаграммы) максимальному давлению р_z 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 P_z 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 σ_Т и τ_Т 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 σ_m, амплитуда цикла σ_a и коэффициент r асимметрии цикла. Соотношения между характери­стиками для указанных циклов приведены в табл. 10.

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

При переменных нагрузках за опасное напряжение принимается предел усталости σ_r (для симметричного цикла σ_r = σ_{– 1}; для пульсирующего σ_r = σ ₀) или предел текучести σ_Т. 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 β_σ и β_τ – отношение предела усталости при изгибе или кручении к пределу текучести:

,

; (3)

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

 

Таблица 11. Значения α_σ и α_τ 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· σ_В; σ_{– 1 Р} = 0,28· σ_В; τ_{– 1}= 0,22· τ_В; σ_{– 1 Р} = (0,7…0,8)· σ_{– 1};
τ_{– 1} = (0,4…0,7)· σ_Т;

для чугуна σ_{– 1}= (0,3…0,5)· σ_В; σ_{– 1 Р} = (0,6…0,7)· σ_В; τ_{– 1}= (0,7…0,9)· σ_{– 1};
τ_Т = (0,2…0,6)· σ_В;

для цветных металлов σ_{– 1}= (0,24…0,5)· σ_В.

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 α_кσ
и эффективным k_σ (k_τ), учитывающими местное повышение напряжений
в связи с изменением формы детали (отверстия, выточ­ки, галтели,
резьбы и т. п.);

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

3. коэффициентом поверхностной чувствительности ε_П, 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 α_Кσ 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 k_σ. При переменных напряжениях

, (9)

где σ_{– 1}и σ^к_{– 1}– пределы усталости гладкого образца при симметричном цикле и с концентратором соответственно.

 

Таблица 14. Значения α_Кσ

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 α_{К σ} и k_σ 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 ε_м называют отношение предела усталости образца с диаметром d к пределу усталости стандарт­ного образца (d_ст = 10 мм). Значе­ния коэффициента ε_м для конст­рукционных сталей и высокопроч­ных чугунов приведены в табл. 15.

 

Таблица 15. Значения масштабных коэффициентов ε_м
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
εMσ		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
εMτ		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_Mσ и ε_Mτ могут достигать 1,1…1,2 (ε_Mσ – это ε_M при растяжении-сжатии в изгибе, ε_Mτ – это ε_M при кручении).

 

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

Таблица 16. Значения коэффициента ε_Пσ ≈ ε_Пτ
для различных состо­яний поверхности

Вид обработки или поверхностного упрочнения	εПσ ≈ εПτ	Вид обработки или поверхностного упрочнения	εПσ ≈ εПτ
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 ε_Пσ и ε_Пτ. С увеличением коэффициента концентраций напряже­ний k_В и с уменьшением размеров детали значения ε_Пσ и ε_Пτ 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 n_σ и n_τ – частные коэффициенты запаса прочности.

Для определения минимального общего запаса прочности следу­ет подставить в формулу (19) минимальные значения n_σ и n_τ. 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 h_Г, 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 h_Ю 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: