Конструкция ДВСТаблица 2. Максимальные абсолютные значениянапряжений для модели коленчатого валаσ x , σ y , МПа σ z , МПа σ int , МПаМПа0° 55 42 32 38,430° 60 60 39 5060° 50 60 41 39,690° 83 81,7 53,8 57105° 96,6 118 74,1 83135° 96,6 118 74,1 83180° 62,2 63,8 44,5 46,8210° 30 30 20 24,8240° 58 51 43 45290° 118 120 89 84,8320° 86 76 64 63,5В таблице 3 приведены максимальные абсолютныезначения для конечно-элементной моделишатуна основных неизвестных для каждой из просчитанныходиннадцати рабочих позиций. В таблице4 показаны максимальные абсолютные значенияосновных компонент тензора напряжений взависимости от угла поворота сборки “коленчатыйвал – шатуны”, полученные при расчётах для такихже одиннадцати рабочих позиций. Отметим, чтовнутренние области расположения маслопроводящихканалов не отличались сильно выраженнойконцентрацией напряжений.Таблица 3. Максимальные линейные перемещениядля модели шатунаU·10 5 , м V·10 5 ,мW·10 5 ,мUSUM·10 5 , м0° 8,94 7,2 5,94 12,630° 2,16 1,9 0,25 2,8960° 2,7 2,6 0,3 3,5690° 3,86 4,2 0,45 5,27105° 4,9 5,8 0,62 7,22135° 3,5 4,5 0,48 5,55180° 2,7 3,4 0,37 4,36210° 4,1 4,4 3,1 6,64240° 9,3 11,0 6,98 14,8290° 22,1 21,7 15,0 31,7320° 16,2 13,4 10,4 22,0Анализ результатов, приведенных в таблицах3, 4, говорит о том, что деформирование шатунов,по сравнению с деформированием коленчатоговала, является более существенным, достигая длямаксимальных величин нагрузок, значений уровня(0.15-0.22)мм. Напряженное состояние для шатуновтакже является более выраженным, а наличие в ихверхней части концентраторов напряжений увеличиваетих значения в данной области в несколькораз, где их интенсивность достигает величины570МПа.Таблица 4. Максимальные абсолютные значениянапряжений для модели шатунаσ x ,МПаσ y ,МПаσ z ,МПа0° 196 231 72,6 22930° 81 82 27,5 6960° 102 99 34 8590° 153 145 50 126105° 210 198 69 172135° 162 151 53 132180° 125 121 42 104210° 116 110 38 121240° 284 246 85 269290° 569 573 183 577320° 356 420 127 400σ int ,МПаЗаключениеАнализ полученных результатов показал, чтотрёхмерное НДС кривошипно-шатунного механизмаявляется достаточно равномерным, кроме переходныхучастков “вал - противовес”, контактныхзон “вал – кольцевая прокладка - шатун”, а такжезон концентрации напряжений, где уровень НДСвозрастает в несколько раз. Абсолютные значенияперемещений для всей конечно-элементной моделисборки не превышают 20 мкм. Полученная картинаНДС может быть использована при решении болееобщей задачи – определении возможного рабочегоресурса данной конструктивной сборки.Список литературы:1. Поршневые компрессоры: под ред. Б.С. Фотина.- Л.:Машиностроение, 1987. – 372с. 2. Захаренко С.Е. Поршневыекомпрессоры / С.Е. Захаренко, С.А. Анисимов, В.А.Дмитриевский. – М., Л: Машгиз, 1961. - 452с. 3. КонтюковР.А. Компрессорные и газораспределительные станции/ Контюков Р.А., Максимов В.А., Хадиев М.Б. – Казань:КГУ, 2005 . - 412с.ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2010 73
УДК 621.43Конструкция ДВСВ.А. Пылев, д-р техн. наук, А.В. Белогуб, канд. техн. наукОСОБЕННОСТИ ТЕРМОМЕХАНИЧЕСКОГО НАГРУЖЕНИЯ И УЧЕТАРЕСУРСНОЙ ПРОЧНОСТИ ТОНКОСТЕННОГО ПОРШНЯ БЕНЗИНОВОГО ДВСПостановка проблемы в общем виде и еесвязь с важными научными или практическимизаданиями. Современные тенденции в двигателестроении,наряду с комплексным улучшением эколого-экономическихпоказателей всех типов ДВС,характеризуются неуклонным увеличением ихудельной мощности, надежности, ресурса. Приэтом увеличиваются силовые и тепловые нагрузкина детали цилиндропоршневой группы, на двигательв целом. С учетом объективных тенденцийсокращения сроков проектирования и доводки двигателей,снижения затрат на все этапы жизненногоцикла ДВС, предшествующих эксплуатации, значительнойконкуренции производителей, существеннообостряется внимание к используемым методамматематического моделирования и анализаисследуемых процессов.Поршень ДВС, являясь сложным многофункциональнымэлементом, во многом определяет совокупностькритериев качества двигателя, выступаетодной из основных ресурсоопределяющих егодеталей. При этом значительное внимание исследователейуделяется разработке концепции проектированияи обеспечения ресурсной прочностимассивных поршней дизельных ДВС [1-4].Однако в Украине и странах СНГ доля производимыхбензиновых двигателей примерно в четырераза превышает, и в ближайшей перспективееще будет превышать, долю дизельных. Поэтомуотечественный производитель поршней, ОАО"АВТРАМАТ", ориентируется на постоянное внедрениев производство кроме дизельных, и новыхконструкций тонкостенных поршней бензиновыхДВС. Такие поршни поставляются на первичный ивторичный рынки Украины и других стран.Тонкостенный поршень бензинового ДВС, всилу предъявляемых к нему требований, имеетспецифические конструктивные особенности. Всвязи с этим актуальность работы состоит в развитииметодов проектирования тонкостенного поршня,что позволяет решить сложную научнотехническуюпроблему обеспечения надежности,ресурса, повышения технического уровня ДВС в74целом.Анализ последних исследований и публикаций,в которых начато решение данной проблемы.Методы оценки ресурсной прочностипоршней ДВС базируются на результатах расчетатемпературного и напряженно-деформированногосостояния конструкций с учетом матрицы представительныхпереходных процессов, характерныхдля двигателя машины известного технологическогоназначения [1,5,6]. При этом ресурсная прочностьустанавливается для зоны кромки камерысгорания (КС), как наиболее термонапряженногоэлемента массивного поршня.Анализ конструкций поршней бензиновыхДВС показывает, что вследствие существенно иныхусловий их функционирования, разнообразия формКС, тонкостенности, а в целом – неопределенностиместоположения наиболее теплонапряженной зоны,известный подход не может быть непосредственноперенесен на эти конструкции. В то же время, исследованиянизко- и высокочастотного термонапряженногосостояния тонкостенных поршней, аналогичные[1-6], практически не имели места. Последнееобстоятельство может потребовать уточненияразработанных методик оценки ресурсной прочностипоршней.Нерешенные ранее части общей проблемы,которым посвящается данная статья. Оценкуресурсной прочности поршней в зонах локальныхэкстремумов напряженности выполняют на основеучета совместного накопления повреждений материала,вызванных усталостью и ползучестью:d 1 1fs= ∑ + = 1* ∑UkN U, (1)kfkгде k – совокупность всех циклов низкочастотногонагружения детали до наступления предельногосостояния материала;N fkk– количество циклов доразрушения, вызванных усталостью в условияхединичного k-го цикла нагружения;– энергиярассеивания при ползучести, вызванная единичнымk-ым циклом нагружения;*UU k– критическая величинаэнергии рассеивания при ползучести.ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2010