И. Ф. Дьяков, Р.А. Зейнетдинов Проектирование автотракторных двигателей учебное пособие

70

литных чугунно: СЧ 24-44; СЧ 21-40; СЧ 15-32; СЧ 32-52 с легирующими присадками Ni, Cr, Mo, W, Ti или из алюминевых сплавов силуминов, обладающих хорошими литейными качествами АСЛ-4, АЛ-9, С3-26. Сухие гильзы обычно изготовляют из специального кислотоупорного высоколегированного чугуна.

Конструкция блок-картера и его габаритные размеры определяются назначением, условиями работы и мощностью двигателя. Толщина стенок водяной рубашки и перегородок чугунного блока составляет 4...7 мм, а толщина стенок и перегородок верхней половины картера 5...8 мм. В алюминиевом блок-картере толщина упомянутых элементов увеличивается примерно на 2 мм.

Основные размеры блока-картера могут быть определены по следующими приближёнными зависимостями (для современных двигателей возможны не-

Примечание: D - диаметр цилиндра, S - ход поршня.

71

Цилиндры двигателей с воздушным охлаждением изготавливаются раздельно и крепятся к верхней половине картера. В автотракторных двигателях применяются в основном конструкции с несущими шпильками и литыми цилиндрами с необтачиваемыми ребрами.

На стенках цилиндра выполняется оребрение, площадь которого составляет 25...40% от площади всей поверхности охлаждения цилиндра. Основными параметрами оребрения цилиндра являются: число ребер zp, средняя высота ребра hр, шаг оребрения tp, средняя толщина ребра δp , средняя ширина межрёберного канала lk и диаметр цилиндра у основания ребер D0 (табл.4.5).

Таблица 4.5.

Параметры оребрения цилиндра двигателя

Расчёт гильзы цилиндра. Основные конструктивные размеры и их соотношения для гильз цилиндров (рис.4.1) устанавливают из расчета обеспечения необходимой прочности и жесткости, а также хорошего теплоотвода (табл. 4.6).

Таблица 4.6. Конструктивные размеры и их соотношения для гильз цилиндра

Ориентировочные размеры элементов ребер приведены в таблице 4.7. Гильза цилиндра подвергается действию сил давления газов, тепловых нагрузок и усилий от затяжки шпилек головки цилиндров.

72

Таблица 4.7.

Размеры элементов ребер (мм)

При этом распределение сил от давления газов по длине гильзы неравномерное: так, в районе опорного фланца и верхнего посадочного пояса давление на стенку достигает максимального значения давления сгорания pzmax, а в средней части, между верхним и нижним посадочными поясами, стенка нагружается нормальной силой N и давлением прорываемых газов, с учетом снижения его за счет дросселирования в компрессорных кольцах поршня.

Таким образом, учитывая, что распределение сил от давления газов по длине гильзы трудно поддаётся расчету и толщина гильзы по длине неодинакова, при расчетах допускают равномерное распределение давления сгорания pz и принимают постоянную толщину гильзы по длине.

Температурные напряжения рассчитывают из предположения, что те-

пловой поток установившийся, температура по толщине стенки изменяется симметрично оси цилиндра и постоянна по длине гильзы.

Напряжения изгиба в плоскости приложения силы достигают незначительной величины. При закреплении гильзы цилиндра при помощи опорного фланца в нем возникает сложное нагружение в расчетном сечении I-I (рис.4.3). Необходимые для расчета характеристики материала и размеры гильзы цилиндра представлены в таблице 4.8 и на рисунках 4.2 и 4.3. При этом усилие от затяжки шпилек Fd вызывает деформации изгиба и смятия в опорном фланце, которые достигают значительной величины. Деформации растяжения и скалывания, вызываемые составляющими силы Fd, являются условными и не рассчитываются.

Толщина стенки цилиндра (гильзы) δц выбирается из условий достаточной жесткости и обеспечения достаточного количества ремонтных расточек.

Стенки «несущего» цилиндра (гильзы) двигателя жидкостного охлаждения проверяются на разрыв по образующей от внутреннего давления газов в конце сгорания pz на режиме максимальной мощности (Pemax, ωен) по формуле расчета стенки цилиндрических сосудов, нагруженных внутренним давлением.

где D − диаметр цилиндра, мм; σр.доп. − допустимое напряжение на растяжение, МПа: для чугуна составляет 40...60 МПа, для стали 80...100 МПа; pz − давление газов в конце сгорания (обычно Pz = Pzmax) МПа.

При проведении расчета цилиндров и вставных цилиндровых гильз рассматривают лишь основные нагрузки: максимального давления газов, бокового давления поршня и перепада температур на стенки. Наиболее опасной нагрузкой в этом случае является максимальное давление газов pzmax, вызы-

74

вающее растягивающее напряжение σp по образующей цилиндра и σ′р – по его кольцевому сечению.

Напряжение σр определяют по приближенной формуле, не учитывающей характер распределения напряжений по толщине стенки:

Величина σ′р определяется в основном для несущих гильз двигателей воздушного охлаждения, у которых разрыв по образующей цилиндра менее возможен за счет усиления стенок ребрами:

(воздушным охлаждением) несущую втулку обычно рассчитывают на изгиб от действия нормальной силы Nmax для сечения,

где Nmax − максимальное значение нормальной силы, определяется из динамического расчета, Н; a − расстояние от оси пальца до ВМТ, мм; b − расстояние от оси пальца до НМТ., мм; D1 и D − наружный и внутренний диаметры гильзы, мм.

Суммарные напряжения от растяжения и изгиба в стенках несущего цилиндра

Для стальных цилиндров допускаемое напряжение σΣ не более 108 МПа, для чугунных σΣ не более 59 МПа.

Во время работы двигателя между внутренней и наружной поверхностями гильзы возникает значительный перепад температур, вызывающий тепловые напряжения. Температурные напряжения сжатия на внутренней поверхности

где К – отношениие внутреннего диаметра гильзы к наружному (D/D1). Температурные напряжения растяжения на наружной поверхности мокрой

гильзы

76

Основные размеры головки блока цилиндров могут быть определены по-

между стенками, мм

При использовании алюминиевых сплавов толщина стенок головки больше на 2...3 мм, чем чугунных.

В двигателях с воздушным охлаждением индивидуальные головки рассчитывают на разрыв по сечению Х−Х (рис.4.5).

Напряжение разрыва:

ментах головки, а также ухудшением при высоких температурах механических свойств алюминиевых сплавов.

77

Расчет силовых шпилек головки. Шпильки головки цилиндров подвергаются растяжению от предварительной затяжки Fпр и воспринимают пульсирующую силу давления газов Fz, действующую на головку. Для упрощения расчета можно принять, что сила давления газов нагружает только группу шпилек (4-6 штук), непосредственно окружающих данный цилиндр, и равномерно распределяется между ними. Если головка цилиндра и шпильки выполнены из материалов, имеющих различные коэффициенты линейного расширения, то при рабочей температуре двигателя возникает дополнительное усилие Ft, вызванное тепловым расширением головки.

Для подбора размеров шпильки можно воспользоваться статическими данными, в соответствии с которыми отношение номинального диаметра резьбы dp шпильки к диаметру цилиндра D находится в пределах 0,12...0,13. Следует, однако, иметь в виду, что, исходя из условий эксплуатации применять шпильки диаметром менее 10...12 мм нецелесообразно.

Максимальная расчетная сила, растягивающая каждую шпильку

где Fпр − усилие предварительной затяжки шпильки; χ − коэффициент основной нагрузки резьбового соединения, учитывающей уменьшение предварительной затяжки при действии нагрузки вследствие податливости всех элементов соединения; для автотракторных двигателей χ = 0,15...0,25; F′zmax− сила давления газов, приходящаяся на одну шпильку; Ft – дополнительные усилия от термических деформаций деталей, растягивающие силовые связи и уплотняющие стыки.

Сила предварительной затяжки Fпр рис. 4.6 и 4.7 определяется по приближенной зависимости

где ψ − коэффициент затяжки шпильки, учитывающий силу предварительной затяжки болта.

Для автомобильных и тракторных двигателей в зависимости от материалов

где pzmax − максимальное давление газов в цилиндре, МПа; zшп − число шпилек на один цилиндр (обычно zшп =4...6); Ak − площадь проекции поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра, м2 .

При нижнем расположении клапанов Ak = (1,7...2,2)An, а при верхнем Ak

= (1,1...1,3)An , где An − площадь поршня.

79

длине диаметром в качестве dшп следует принимать по внутреннему диаметру резьбы); Aг − площадь поперечного сечения на середине высоты стягиваемой головки, приходящаяся на одну шпильку, мм2.

В случае применения чугунных головок, имеющих практически одинаковое тепловое расширение со шпильками, величину Ft можно не учитывать.

Минимальное значение растягивающей шпильку силы

Fpmin = Fпр + Ft= ψ(1- χ)F′zmax + Ft. (4.32)

Из-за сложности определения коэффициента податливости соединяемых деталей (головки) в предварительных расчетах дополнительная нагрузка Ft на шпильку, как правило, не учитывается.

Максимальное и минимальное напряжения, МПа, пульсирующего цикла в шпильке

Так как при работе двигателя силовые шпильки подвергаются действию переменных нагрузок, запас прочности следует определять по характеристикам переменного цикла: амплитуде напряжений σа и среднему напряжению σm, где

(4.34)

Запас прочности по амплитуде

где σ-1 − придел выносливости для симметричного цикла; ψσ − коэффициент

центрации резьбового соединения; Кσ − коэффициент концентрации на витках резьбы; εσ − коэффициент влияния абсолютных размеров резьбового соединения; β = 1,2...1,6 − коэффициент конструктивного упрочнения.

Коэффициент концентрации напряжения Кσр для шпилек из углеродистых сталей 3...4, из легированных − 4...5,5.

Допускаемые запасы прочности изменяются в пределах: na = 2,5...4,0 и n = 1,25...2,5.

4.4. Расче детали поршневой группы

Поршни автотракторных двигателей изготавливают в основном из алюминиевых сплавов и реже из чугуна. Эскиз поршня показан на рис.4.8. Основ-