Минимальная растягивающая сила

Рр min = Рпр "Ь Р(>

(341)

Ppmm = /n(l-X)P;„,ax+f .

Из-за сложности определения силы Р, в предварительных расчетах ею МОЖНО пренебречь.

Максимальные и минимальные напряжения в шпильке определяют ПО наименьшему сечению стержня и по внутреннему диаметру резьбы (МПа):

°тах = мхУ Fo И о;, = Ppmin/Fo; "max = Ppmax / /op °min = Pp min/Zopj

где Fq - площадь минимального сечения стержня шпильки, м; Fop - площадь сечения шпильки по внутреннему диаметру резьбы, м". Амплитуды и средние напряжения цикла (МПа):

"а = ( "max - °min)/2 °т = { тах + °min)/2; 0„ = (Отах - Omin)/2 И 0„ = (оах + Omin)/2.

Запасы прочности шпильки определяют по уравнениям, приведенным в § 43; коэффициент концентрации напряжений - по формуле (222) с учетом вида концентратора и сюйств материала. Допускаемые запасы прочности изменяются в пределах: па = 2,5 4,0 и Пто = = 1,5 ч- 2,5.

Расчет шпильки головки блока карбюраторного двигателя. На основании проведенного теплового расчета имеем: диаметр цилиндра D = 78 мм; площадь поршня F = 0,004776 м; максимальное давление сгорания Ргтах = Ргд = 6,195 МПа при п = пм= 3200 об/мин. Количество шпилек на один цилиндр гшп = 4; номинальный диаметр шпильки d = 12 мм; шаг резьбы / = 1 мм; внутренний диаметр резьбы шпильки d = d - 1,4/ = 12-1,4 • 1 = 10,6 мм. Материал шпильки - сталь ЗОХ.

По табл. 43 и 44 для легированной стали ЗОХ определяем:

пределы прочности = 850 МПа, текучести а. = 700 МПа и усталости при растяжении-сжатии o.jp =260 МПа;

коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии =0,14.

По формулам (213)-(215) определяем.

% = °-1р/°т = 260/700 = 0,372;

0,372 - 0,14

= 0,369.

1-0,372

Проекция поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра при верхнем расположении клапанов:

F = l,2f„ = 1,2 . 0,004776 = 0,00573 м.

Сила давления газов, приходящаяся на одну шпилькуз

;та, = /г та, РПшп 6,195 • 0,00573/4 = 0,00887 МН.

Сила предварительной затяжки

Р„р =/тг (1 - X) Р; „ах = 3 (1 - 0.2) • 0,00887 = 0,0213 МН,

где /и = 3 - коэффициент затяжки шпильки для соединений с прокладками; X = 0,2 - коэффициент основной нагрузки резьбоюго соединения.

Суммарная сила, растягивающая шпильку без учета силы Р:

Ppmax = Рпр + x/;„ax = 0,0213 + 0,2 • 0,00887 = 0,02307 МН.

Минимальная сила, растягивающая шпильку:

Ppmin=P„p= 0,0213 МН.

Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в шпильке:

Отях -

Omin =

= 261 МПа; 241 МПа,

где pQp = dV4 - площадь сечения шпильки по внутреннему диаметру резьбы, м.

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

+ Omin)/2 = (261 + 241)/2 = 251 МПа;

Оа = (°тах - amin)/2 = (261 - 241)/2 = 10 МПа.

Величина = o„fe, = 10 • 3,22/(0,98 • 0,82) = 40 МПа,

гдеk,= l + (?(%. - 1) = 1 + 0,74(4,0 - 1) = 3,22; аа = 4,0 определяется по табл. 47; q = 0,74 - по рис. 95 при - 850 МПа и Ока = 4,0; 6 = 0,98 - по табл. 48 при d=12 мм; бц = 0,82 - по табл. 49 (грубое обтачивание).

0 40 «

Так как

= 0,159<-

= 0,369, то запас проч-

251 1-f.

ности шпильки определяется по пределу текучести:

" п,, = оЦо + а J = 700/(40 + 251) = 2,4.

Расчет шпильки головки блока дизеля. На основании проведенного теплоюго расчета имеем: диаметр цилиндра D = 120 мм; площадь поршня Fn = 0,0113 м; максимальное давление в конце сгорания р г = р zmax = 11,307 МПа при пы = 2600 об/мин; количество шпилек на один цилиндр гшп = 4; номинальный диаметр шпильки d = 20 мм; шаг резьбы = 1,5 мм; внутренний диаметр резьбы шпильки = =А -1,4/ = 20-1,4 • 1,5 = 17,9 мм; материал шпильки - сталь 18ХНВА.

По табл. 43 и 44 для легированной стали 18ХНВА определяем: пределы прочности 0= 1200 МПа, текучести о = ЮОО МПа,

усталости при растяжении-сжатии a ip = 380 МПа;

коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии а, =

= 0,22.

По формулам (213)-(215) определяем:

= e-ip/x = 380/1000 = 0,38; - а, )/(1 - р.) =

= (0,38 - 0,22)/(1 - 0,38) = 0,258.

Проекция поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра при верхнем расположении клапанов:

Рк= 1.25fn= 1,25 • 0,0113 = 0,01413 м.

Сила давления газов на одну шпильку

Р;шах = /гшахкАшп = 11.307 • 0.01413/4 = 0,0399 МН.

Сила предварительной затяжки

Рпр = /«(1 -Х)Р;тах = 3,5(1-0,22) . 0,0399 = 0,109 МН,

где m = 3,5 - коэффициент затяжки шпильки для соединений с прокладками; х = 0,22 - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Суммарная сила, растягивающая шпильку, без учета силы Р<

Рршах = Р„р + хР;тах = 0.109 + 0,22 • 0,0399 = 0,1178 МН.

Минимальная сила, растягивающая шпильки:

Рр min = Рпр = 0,109 МН.

Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в шпильке:

= 468,3 МПа;

cmin = = Г9""" = T-r-rrlzrr = 433,3 МПа,

где Pop = 8/4 - площадь сечения шпильки по внутреннему диа-.метру резьбы, м.

Среднее напряжение и амплитуда цикла

= (ошах + Omin)/2 = (468,3 + 433,3)/2 = 450,8 МПа;

а„ = (атах -amin)/2 = (468,3 - 433,3)/2 = 17,5 МПа.

Величина

Оак = /М = 17,5 - 3,85/(0,9 - 0,82) = 91,3 МПа,

где ко = 1 4- 9 («ка - 1) = 1 + 0,95(4,0- 1) = 3,85; чо = 4,0 определяется по табл. 47; = 0,95 -порис 95 при = 1200 МПа и at, = 4,0; Sj, = 0,9 - по табл. 48 при d = 20 мм; е„ = 0,82 - по табл. 49 (грубое обтачивание).

Так как о„к/о,„ = 91,3/450,8 = 0,2025 < (р, - а. )/(1 - ) = 0,258, то запас прочности шпильки определяется по пределу текучести

= + От) = 1000/(91,3 + 450,8) = 1,84.

Главв XV

РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ

§ 61. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Для газообмена в существующих автомобильных и тракторных двигателях применяются клапанные механизмы, выполненные в основном по двум конструктивным схемам: с верхним и нижним расположением клапанов. В настоящее время большинство двигателей имеет верхнее располо-жение клапанов.

При конструировании клапанного механизма необходимо стремиться к максимально возможному Удовлетворению двух противоположных требований: 1) получению максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра, и 2) сокращению до минимума массы подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок.

Проектирование механизма газораспределения начинают с определения проходных сечений в седле клапана Ркл и в горловине Рор (рис. 110). Площадь проходного сечения в клапане определяют при условии неразрывности потока несжимаемого газа по условной средней скорости в сечении седла при максимальном подъеме клапана на режиме номинального числа оборотов: .

с;, -с i

Рис. ПО. Расчетная схема проходного сечения в клапане

(342)

где v„,cp - средняя скорость поршня, м/с; Рд - площадь поршня, см; /кл - число одноименных клапанов; w - скорость газа в проходном сечении клапана (для впускного клапана должна быть равна или меньше скорости, принятой в тепловом расчете при определении потерь давления на впуске АРа), м/с.

Проходное сечение в горловине не должно ограничивать пропускную способность впускного (или выпускного) тракта. Учитывая, что через горловину проходит стебель клапана, ее площадь обычно принимают Ррор = (1,1 н- 1,2) Ркл. Диаметр горловины (мм)

drop =/4fropM . 10. (343)

Максимальный диаметр горловины ограничивается возможностью размещения клапанов в головке блока при заданных диаметре D цилиндра, конструктивной схеме газораспределения и типе камеры сгорания. В связи с этим значение впускного клапана, полученное по формуле (343), не должно быть больше:

в том числе:

зелеи;

ском;

овальной камерами сгорания;

мерами, сгорания.

Диаметры горловин выпускных клапанов обычно принимают на 10-20% меньше dp впускных клапанов.

Проходное сечение клапана с коническим уплотнением (рис. ПО) при высоте подъёма клапана Лкл в рассматриваемый момент времени

кл = •Лкл (drop cos а + д sin а cos а),

(344)

где drop = dl - диаметр горловины, равный малому диаметру посадочного конуса клапана (при dpop > di площадь f «л определяют по формулам для двух участков подъема клапана), см; а - угол фаски клапана (у современных двигателей а = 45° для выпускных клапанов, а = 45° и реже а = 30° для впускных клапанов);

(345) (346)

Максимальную высоту подъема клапана (см) при известных значениях f кл и а определяют из уравнений (345) и (346):

F = 2,72d,opA, + 1Л8Лкл см при а = 30°; /кл = 2,22drop/iK« + l.ll/iLcM при а = 45°.

Лкл = К7,44ор + 4,72f„л / 2,72 - dop при а = 30°; (347)

= ]/4,93d?op + 4,44,л / 2,22 - dp при а = 45°. (348)

Максимальная высота подъема клапана в автомобильных двигателях изменяется в пределах Лкл тах= (0,18 ч- 0,30) dop, а в тракторных - Лкл max = (0,16ч-0,24) dp. Для угла а = 45° величину hn. max берут ПО всрхнсму прсдслу.

Окончательная проверка установленных значений диаметра горловины и высоты подъема клапана, а также выбранных в тепловом расчете фаз газораспределения проводится по условной скорости йУвп потока, определяемой по интегральной проходной площади в седле клапана.

Так как интегральную площадь (время-сечение) FnM определяют

по диаграмме подъема клапана Ркл~ Fif) за время его перемещения от

в. м. т. (или н. la. т.) до н. м. т. (или в. м. т.), то ©Ёп находят после установления профиля кулачка и построения кривой подъема клапана.

§ 62. ПОСТРОЕНИЕ ПРОФИЛЯ КУЛАЧКА

Мгновенные открытие и закрытие клапана позволяют получить максимальное время-сечение, но даже при незначительных массах деталей механизма газораспределения приводят к возникновению больших сил инерции. В связи с этим при проектировании органов газораспределения подбирают такой профиль кулачка, который, обеспечивая достаточное наполнение цилиндра, вызывает допустимые по величине силы инерции.

Профиль кулачка обычно строят в соответствии с выбранным законом образования профиля, что обеспечивает получение относительно простых в изготовлении кулачков.

В современных автомобильных и тракторных двигателях применяют следующие виды кулачков: выпуклый, тангенциальный, вогнутый и безударный.

На рис. III представлены наиболее распространенные кулачки: выпуклый (рис. 111, а) - профиль образован дугами двух радиусов

г, и Гг и тангенциальный (рис. 111,6) - профиль образован с помощью двух прямых, касательных к начальной окружности г» в точках Л и Л и дуги радиусом Гг.

Выпуклый профиль кулачка можно применять для подъема плоского, выпуклого и роликового толкателей, а тангенциальный - главным образом для роликовых толкателей.

Профиль кулачка строят от начальной окружности. Ее радиус Гр выбирают из условия обеспечения достаточной жесткости механизма

Рис. 111. Построение профиля кулачка