4. Прочностной расчет деталей дизеля

4.1 Расчет поршня.

Таблица 2. Конструктивные соотношения элементов поршня, поршневых пальцев и колец.

Параметр и формула	Числовое значение
Толщина днища поршня (δ) 0,12Д
Зазор между тронком и втулкой цилиндра (Д-Д1) 0,001Д
Длина поршня, L (1,0-1,77)Д
Длина тронковой части Lт 1S
Зазор между цилиндром и головкой поршня (Д-Д2) 0,007Д
Расстояние С от верхней кромки поршня до первого кольца (С~δ)
Расстояние от нижней кромки тронка до оси поршневого пальца L1 0,8Д
Толщина стенки головки поршня S4 0,06Д
Толщина стенки тронка, S1 0,5S4
Число уплотнительных колец
Радиальная толщина кольца, b 0,04Д
Высота кольца, h 0,5b
Ширина перемычки между канавками, h1
Диаметральный зазор между кольцом и канавкой поршня, S2
Тепловой зазор на высоте кольца, S3
Число маслосъемных колец
Диаметр поршневого пальца, d 0,4Д
Диаметр внутреннего отверстия пальца, d0 0,5d
Длина пальца, լ 0,40Д
Расстояние между внутренними торцами бобышек, լ 1 0,45Д
Длина опорной поверхности в бобышке, լϐ 0,24Д
Расстояние между центрами бобышек լ0= լ 1+ լϐ
Д – диаметр цилиндра S – ход поршня

После конструктивного определения толщины днища поршня находим рабочее напряжение изгиба от совместного действия механических и тепловых нагрузок

σ_и=0,68P_z((Д_з/2δ)^2))=83,5МПа

где:

P_z – максимальное давление цикла=7МПа

Д_з- диаметр заделки днища=0,36036м

δ – толщина днища поршня=0,043м

Д_з=Д2-S4

[σ_и]=100МПа,

[σ_и]≥ σ_и

Условие прочности соблюдено.

Проверяем длину тронка (L_т) на допускаемое удельное давление

P_т=р_{и max}/(ДL_т)=0,3МПа

р_{и max}=0,08р_zi=0,05

р_zi=P_z(πД²/4)=0,71МН

[P_т]=0,35Мпа

Условие работоспособности соблюдено.

После определения размеров бобышек, проверяем их на допустимое удельное давление:

Р=р_zi /(2d* լϐ)=35,5 МПа

[P]=40МПа

Условие работоспособности соблюдено.

После определения по таблице размеров кольца, проверяем его на изгиб:

σ_из=3Р*((Д-b)/b²))=96,18

где: Д – диаметр цилиндра, м

b – толщина кольца, м

Р – удельное давление кольца на стенку рабочей втулки, вызванное силами упругости, МПа =0,03МПа

[σ_из]=150МПа

[σ_из]≥ σ_из

Условие прочности соблюдено.

После определения размеров поршневого пальца, рассчитываем его на изгиб как двухопорную балку

М_из=(Р_z/2)(( լ₀/2)-(l₁/4))=0,0292Мн

Момент сопротивления сечения

W=0,1((d⁴-d₀⁴)/d)=0,0003м³

Напряжение изгиба в пальце

σ_из=М_из/W=97,3МПа

[σ_из]=120МПа

Условие работоспособности соблюдено.

Проверяем принятые размеры на невыдавливание смазки из головного подшипника:

P_z/(l₁*d)=30МПа,≤к

к - от 20 до 50.