Расчет поршня бензинового двигателя

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получили: диаметр цилиндра D=70 мм, ход поршня S=70 мм, действительное максимальное давление сгорания p _д = 6,195 МПа при n _м = 3000 об/мин, площадь поршня F _п = 38,47 см², наибольшую нормальную силу N _max = 0,0044 MH при φ=370˚, массу поршневой группы m _п = 0,385 кг, частоту вращения n _х.x.max = 6500 об/мин^-1 и λ=0,285.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, приведенных в табл. 12.1, принимаем: толщину днища поршня δ=7,5 мм, высоту поршня Н=88 мм; высоту юбки поршня h _ю=58 мм, радиальную толщину кольца t=3,5 мм, радиальный зазор кольца в канавке поршня Δt=0,8 мм, толщину стенки головки поршня s=5 мм, величину верхней кольцевой перемычки h _п=3,5 мм, число и диаметр масляных каналов в поршне n’ _п=10 и d _м=1,2 мм (см. рис. 12.1). Материал поршня – эвтектический алюминиевый сплав с содержанием кремния около 12%, а _п=22∙10^-6 1/К; материал гильзы цилиндра – серый чугун, а _ц=11∙10^-6 1/К.

Напряжение изгиба в днище поршня

σ_из= p_{z д}(r_i /δ)²=4,2894∙(25,7/7,5)²=50,4 МПа,

где r_i= D/2 - (s+t+Δt)=70/2 - (5+3,5+0,8)=25,7 мм.

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.

Напряжение сжатия в сечении x — x

σ_сж= Р_{z д}/ F_x-x =0,0165/0,00077=21,4 МПа,

где Р_{z д}= p_{z д} F _п=4,2894∙38,47∙10^-4=0,0165 МН; F_x-x =(π/4) ) -n’ _м F’ =[(3,14/4)∙(61,4² - 51,4²) - 10∙12]∙10^-6=0,00077 м²; d_к =D - 2(t+Δt)=70 - 2∙ (3,5+0,8)=61,4 мм; F’ =(d_к-d_i) d _м/2=(61,4 - 51,4)∙1,2=12 мм².

Напряжение разрыва в сечении x-x:

максимальная угловая скорость холостого хода

ω_{х.х max}=π n _{x.x max}/30=3,14∙6500/30=680 рад/c;

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

m_x-x= 0,5 m _п=0,5∙0,385=0,192 кг;

максимальная разрывающая сила

Р_j=m_x-xRω² _{x.x max}(1+λ)=0,192∙0,035∙680²∙(1+0,285)∙10^-6=0,0040 MH;

напряжение разрыва

σ _p= Pj / F_x-x =0,0040/0,00077=5,2 МПа.

Напряжение в верхней кольцевой перемычке среза:

τ=0,0314 p_{z д} D / h _c=0,0314∙4,2894∙70/3,5=2,694 МПа;

изгиба

σ_из=0,0045 p_{z д}(D/ h _п)²=0,0045∙4,2894∙(70/3,5)²=7,72 МПа;

сложное

σ_∑= = =13,3 МПа.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

q₁= N _max/(h _юD)=0,0044/(0,058∙0,070)=1,08 МПа;

q₂= N _max/(HD)=0,0044/(0,088∙0,070)=0,71 МПа.

Ускорение приработки юбки поршня, а также уменьшение трения и снижения износа пары – юбка поршня – стенка цилиндра – достигается покрытием юбки поршня тонким (0,003–0,005 мм) слоем олова, свинца или оловянно-свинцового сплава.

Гарантированная подвижность поршня в цилиндредостигается за счет установления диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расширении в верхнем сечении головки поршня Δ’_г и нижнем сечении юбки Δ’_ю (см. рис. 12.2).

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

D_г=D - Δ_г=70-0,49=69,51 мм;

D_ю=D - Δ_ю=70-0,140=69,860 мм,

где Δ_г=0,007D=0,007∙70=0,49 мм; Δ_ю=0,002D=0,002∙70=0,140 мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии

Δ’_г=D[1+ а _п(T _ц -T ₀)] - D_г[1+ а _ц(Т _г -Т ₀)]=70∙[1+11∙10^-6∙(383 - 293)] - 69,51∙[1+22∙10^-6∙(593 - 293)]=0,101 мм;

Δ’_ю=D[1+ а _ц(T _ю -T ₀)] - D_ю[1+ а _п(Т _ю -Т ₀)]=70∙[1+11∙10^-6∙(383 - 293)] - 69,860∙[1++22∙10^-6∙(413 - 293)]=0,025 мм,

где T _ц=383 К, T _г=593 К, T _ю=413 К принято с учетом жидкостного охлаждения двигателя.