Поршень. При проектировании поршней пользуются конструк­тивными соотношениями, определяющими их основные размеры, а затем производят поверочный расчет на прочность. Поршень проверяют на сжатие, изгиб и удельное давление. Толщина днища чугунных поршней (рис. 232) ? = (0,12?0,18)D, алюминиевых го­ловок ?= (0,1?0,12) D и стальных головок ?= (0,06?0,1) D. Толщина стенки поршня ?= (0,05?0,075) D. Общая длина поршня L=(l,2?1,8) S.

Расстояние от нижней кромки поршня до оси поршневого пальца С = (0,7?1,2) D. Расстояние первой канавки поршневого кольца от нижней кромки поршня l= (0,15?0,3) D для тихоход­ных двигателей и l = (0,1?0,17) D для быстроходных.

Поршень проверяют на сжатие от силы давления газов по наи­меньшему сечению головки F_min, которое проходит по канавке последнего поршневого кольца

Допустимые напряжения [?]_сж для чугунных поршней не должны превышать 40 Мн/м², для поршней из алюминиевых сплавов 50—70 Мн/м² и стальных 100 Мн/м².

Днище поршня рассчитывают на изгиб, рассматривая его как круглую плиту.

Равнодействующая сила Р давления р_z на половине днища поршня

Сила Р приложена в центре тяжести площади полукруга на расстоянии X = 2 / 3 ? D₁ / ?. Половина равнодействующей опорной ре­акции будет также равна Р и приложена в центре тяжести полуок­ружности на расстоянии Y = D₁ / ?. Изгибающий момент в опасном сечении I — I

Для плоского днища в сечении I — I напряжение изгиба

где р_z—наибольшее давление цик­ла в цилиндре, н/м²;

? — толщина днища, м;

[?]_и — допускаемое напряжение изгиба, для чугунных поршней оно равно 35— 50 Мн/м², для поршней из алюминиевых сплавов 50—70 Мн/м² и для сталь­ных поршней 60— 100 Мн/м².

Опорную поверхность бобышек под поршневой палец рассчитывают на наибольшее удельное давление

где d — диаметр поршневого паль­ца, м;

l_р — рабочая длина бобышек, м.

Допустимое значение [р]_mах = = 20?40 Мн/м². Меньшее значение [р] _max — Для плавающих пальцев в поршнях из алюминиевого сплава и большее значение — для закрепленных пальцев в чугунном поршне.

Поршневой палец (рис. 233). По конструктивным соображе­ниям принимают следующие размеры поршневого пальца: диаметр d = (0,35?0,4) D, длину вкладыша головного подшипника a = (0,45?0,6) D, внутренний диаметр пальца d₀= (0,4?0,5) d.

Проверочный расчет пальца производится по наибольшему уси­лию Р_z на деформации изгиба и среза. Изгибающий момент от­носительно опасного сечения I — I

(L— расстояние между серединами опор пальца, м; а — длина вкладыша головного подшипника, м).

Напряжения изгиба

Для поршневых пальцев из углеродистых сталей [?]_и = 80? 120 Mн/м² и из легированных [?]_и= 180?200 Mн/м².

Напряжение среза в сечении II - II:

где F — площадь поперечного сечения II - II пальца, м². Допускаемое напряже­ние [?]_cp = 50?60 Mн/м².

Шток и ползун. Основные размеры штока определяют по следующим зави­симостям: диаметр d= (0,25?0,35)D, диаметр заплечика штока d₁=(0,3?0,5)D, диаметр посадочного конца штока d₂ = (0,7 ? 0,8) d, длина L= (1,5 ? 2,1) S. Шток проверяют на основании условия прочности на продольный изгиб, сжатие и смятие.

Расчет штока на продольный изгиб производят по формуле Эйлера:

где n — запас прочности, принимаемый равным 16—25;

L — длина штока, м.

Проверку штока производят на сжатие

Основные конструктивные зависимости для ползуна (рис. 234): диаметр шейки поперечины (0,38-^0,45) ?>, длина шейки поперечины l = (0,7?0,8) d₄, расстояние между внутренними кромками шеек L = (1,2?1,5) d.

Сечение ползуна I - I проверяют на изгиб

— меньшее значение допускаемого напряжения для двигателей двойного действия. Цапфы поперечины проверяют на изгиб:

где W₁ — момент сопротивления сечения цапфы, м³.

Концевые шипы для башмаков проверяют на изгиб от силы инерции ползуна и нормального давления на параллели.

Шатун. Стержень шатуна рассчитывают на сжатие и продоль­ный изгиб.

Напряжение сжатия

где F_min —минимальное сечение шатуна в месте перехода стержня в верхнюю головку, м²; [?]_сж принимают для углеродистой стали равным 80—100 Мн/м² и легированной стали 120—150 Мн/м²

Проверку стержня шатуна на продольный изгиб производят по формулам:

для углеродистой стали

для легированной стали

Критическая сила Р_кр = ?_крF,       (221)

где ?_кр — критическое напряжение, н/м²;

L — длина шатуна, м;

i — радиус инерции сечения, м;

F — площадь среднего сечения стержня шатуна, м².

Зная Р_кр, определяют степень надежности. Отношение Р_кр к действующей силе Р называется степенью надежности п = Р_кр / P_z. Для тихоходных дизелей степень надежности 4—6,5, для быстроходных 3—4,5 и для двигателей двойного действия 6,5—7.

Для быстроходных двигателей суммарное напряжение сжа­тия и изгиба в среднем сечении шатуна определяют:

где k — коэффициент, учитывающий характер нагрузки;

J — момент инерции сечения шатуна, м⁴;

Выбор допускаемых напряжений необходимо производить с учетом размеров шатуна и технологии его изготовления. Суммарное допускаемое напряжение для крупных кованых шатунов из углеродистой стали не должно превышать 100 Мн/м², для ша­тунов из легированной стали 130 Мн/м², для шатунов штампован­ных сплошного профиля из углеродистой стали 160 Мн/м² и для шатунов штампованных из легированной стали 220 Мн/м².

Верхнюю неразъемную головку шатуна рассчитывают на раз­рыв силой, возникающей при заедании поршня Р_в или силой инер­ции прямолинейно-движущихся масс Р_и, если она больше силы заедания поршня.

Напряжения растяжения в боковых стенках головки шатуна

где F — площадь сечения головки, м². Допускаемое напряжение растяжения [?]_р = 25?40 Мн/м².

Напряжение изгиба в опасном сечении

где l₁, l₂, h— размеры головки шатуна, м.

Нижнюю головку проверяют на изгиб по вертикальному сече­нию крышки мотылевого подшипника, а шатунные болты — на разрыв. За расчетное усилие принимают силу инерции поступа­тельно-движущихся частей и вращающихся масс или силу заеда­ния поршня Р_в.

Для крышки мотылевого подшипника

Зная ширину крышки b, которая принимается равной 0,2—0,75 длины вкладышей, находят высоту крышки

где l — расстояние между осями шатунных болтов, м; [?]_и не должно превышать для литых стальных головок 65 Мн/м²; для стальных кованых 100 Мн/м².

Напряжения растяжения в шатунных болтах

где Р_и — суммарная максимальная сила инерции:

G_п.д. —масса поступательно-движущихся частей, кг;

G_в.ш. —масса вращающейся части шатуна за вычетом нижней половины нижней головки шатуна, кг;

і — число шатунных болтов;

f — площадь наименьшего сечения болта, м²;

Рабочие напряжения в шатунных болтах не должны превы­шать для болтов из углеродистой стали 70—90 Мн/м² и для бол­тов из легированной стали 110—130 Мн/м².