Розрахунок розподільного вала

Розрахунок елементів корпуса двигуна

Блок-картер

У більшості сучасних автомобільних і тракторних двигунів блок циліндрів виконаний заодно з верхньою частиною картера і називається блок-картером. До блок-картера кріплять і в ньому розміщують різні механізми й окремі деталі двигуна. Під час роботи двигуна блок-картер сприймає значні динамічні й теплові навантаження. Схема передачі сил тиску газів через елементи блока визначає силову схему блок-картера, серед яких найбільш поширені: а) з несучим блоком циліндрів; б) з несучим блоком сорочок; в) з несучими силовими шпильками (детально див.
[1, 7, 10]).

В двигунах з повітряним охолодженням застосовують переважно дві силові схеми з’єднання головки блока, циліндра і картера: 1) з несучими силовими шпильками і 2) із несучим циліндром [1, 7, 10].

Забезпечення жорсткості блок-картера досягають за допомогою виконання ребер на його перегородках, застосування тунельного картера, розміщення площини з’єднання нижньої половини картера з верхньою нижче площини роз’єму опорних вальниць, а також інших конструктивних заходів [1, 7, 10].

Матеріалом для блок-картера зазвичай служить сірий чавун СЧ44, СЧ40, СЧ15-32 і СЧ32, а також алюмінієві стопи АСЛ4 і СЗ-26 (силумін).

Конструкцію блок-картера і його габаритні розміри визначають призначенням, умовами роботи й потужністю двигуна. Товщина перегородок чавунного блоку і стінок водяної сорочки зазвичай не перевищує 4...7 мм, а товщина перегородок і стінок верхньої половини картера — 5...8 мм. В алюмінієвому блок-картері товщину стінок відповідно збільшують на 1...3 мм.

Одним із найбільш важливих конструктивних показників блок-картера є відношення відстані L₀ між осями сусідніх циліндрів до діаметра D циліндра, щохарактеризує компактність двигуна за довжиною (детально див. табл. 68 [1] або 31 [7]). В даній курсовій роботі можна вважати, що L₀ наближено дорівнює відстані між опорами колінного вала (див. табл. 3.1)

.

(4.1)

Розрахунок блок-картера на міцність складає великі труднощі у визначенні діючих зусиль через складність конфігурації і тут не наводиться.

Гільза циліндра

Гільзи циліндрів є одою з найбільш навантажених деталей двигуна. Вони витримують напруження від дії сил газів, бокового тиску поршня і теплових навантажень.

Важкі умови роботи гільз циліндрів призводять до необхідності використати для їх виготовлення сірий чавун CЧ28-48 і СЧ35-56 або азотовану сталь 38ХМЮА.

Основні конструктивні розміри гільз встановлюють з врахуванням отримання необхідної міцності й жорсткості, яка б забезпечувала відсутність овалізації циліндра при складанні двигуна і під час його роботи. Товщину d_г стінки гільзи зазвичай приймають за експериментальними даними.

Для розрахунку гільзи і шпильок головки блока з п. 1 використовують наступні величини: максимальний тиск згоряння , діаметр циліндра D, площу поршня А_п.

Товщину стінки гільзи, вибрану конструктивно, перевіряють за формулою

,

(4.2)

де s_z — допустиме напруження розтягу, для чавунних втулок 50...60 МПа, а для сталевих втулок — 80...100 МПа.

У випадку розрахунку гільзи циліндрів на міцність визначають напруження тільки від основних навантажень: максимального тиску газів, бокового тиску поршня і перепаду температур у стінці.

Найбільш небезпечним навантаженням є максимальний тиск згорання , який викликає напруження розтягу по твірній циліндра і по його кільцевому перерізу (рис. 4.1).

Напруження розтягу від дії сил тиску газів визначають за наближеною залежністю, яка не враховує нерівномірності розподілу напружень за товщиною гільзи:

,

(4.3)

де D — діаметр циліндра; — максимальний тиск газів, умовно приведений до нижнього положення (НП) поршня; — товщина стінки гільзи циліндра.

Допустимі навантаження для гільз циліндрів, виконаних з чавуну, змінюються в межах 30...60 МПа, а для стальних — 80...120 МПа.

Напруженнями в кільцевому перерізі, а також напруженнями згину внаслідок дії сили F_{N max} в даній курсовій роботі можна знехтувати (див. [1, § 56]).

Під час роботи двигуна між внутрішньою й зовнішньою поверхнями гільзи виникає значний перепад температур, що викликає теплові напруження

,

(4.4)

де Е — модуль пружності матеріалу, для сталі Е = 2,2×10⁵ МПа, а для чавуну Е = 1,0×10⁵ МПа; — коефіцієнт лінійного розширення, для чавуну
a_ц = 1,1×10^–6град^-1; Dt — перепад температур, за дослідними даними для верхньої частини втулки Dt = 100...150 °С; μ — коефіцієнт Пуассона, для сталі μ = 0,25...0,33 і для чавуну — μ = 0,23...0,27.

Напруженням розтягу на зовнішній поверхні гільзи відповідає знак плюс, а напруженням стиску на внутрішній поверхні — знак мінус.

Сумарні напруження від тиску газу й перепаду температур:

на зовнішній поверхні гільзи циліндра

;

(4.5)

на внутрішній поверхні

.

(4.6)

Рисунок 4.1 – Розрахункова схема гільзи циліндра.

Сумарне напруження в чавунній гільзі не повинно перевищувати
100...130 МПа, а в стальній — 180...200 МПа.

Головка блока

Головка блока циліндрів є деталлю складної конфігурації. Конструкція головки і її основні розміри залежать від розмірів впускних і випускних клапанів, свічок, форсунок, циліндрів і форми камери згоряння. В автомобільних і тракторних двигунах з рідинним охолодженням головки циліндрів зазвичай виготовляють у вигляді загальної виливки для одного ряду циліндрів, а в двигунах з повітряним охолодженням встановлюють індивідуальні головки або головки, що об’єднують два сусідніх циліндри.

Головки циліндрів працюють в умовах дії на них великих знакозмінних навантажень і високих температур, які викликають значні навантаження. Унаслідок складності конструктивних форм і неможливості точного врахування всіх сил, що діють на головку, розрахунок її на міцність є доволі умовним. У практиці двигунобудування під час конструювання головок блока основні розміри їх приймають згідно дослідних даних, перевірених практикою.

Матеріалу для виготовлення головки блока повинна бути притаманна підвищена міцність стосовно механічних і теплових навантажень. Цим вимогам краще відповідають алюмінієві стопи (АО5) і сірі чавуни (СЧ15-32, СЧ28-48) із легуючими присадками. В двигунах з повітряним охолодженням головки циліндрів виготовляють із стопів АС9, АЛ5 і АК4.

Головка блока повинна бути достатньо жорсткою, що забезпечують шляхом відповідного вибору її основних розмірів.

Товщину d_гол нижньої опорної стінки головки і товщину d_р стінок водяної сорочки для двигунів з діаметром циліндра D = 8...150 мм можна визначити за наступними наближеними залежностями [7]: для двигунів Отто = 0,09D [мм]; для дизелів =(1,5+0,09D)[мм]; для всіх двигунів =(2,2+0,03D) [мм].

У випадку використання алюмінієвих стопів товщину стінок відповідно збільшують на 2...3 мм.

Шпильки головки блока

Силові шпильки служать для з’єднання головки блока з блок-картером (рис. 4.2). Шпильки головки блока працюють в умовах дії на них сил від попереднього затягування, тиску газів і навантажень, що виникають внаслідок неоднакових температур і коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів головки блока, блок-картера і шпильок.

Рисунок 4.2 – Розрахункова схема шпильки.

Кількість силових шпильок, їх конструктивні розміри і попереднє затягування повинні забезпечувати надійне ущільнення газового стику на всіх режимах роботи двигуна.

Матеріалом для виготовлення шпильок для бензинових двигунів і дизелів є вуглецеві сталі з високою межею пружності і високолеговані сталі (18XHMA, 18XHBA, 20XHBA, 40XHMA і ін.), оскільки ці матеріали сприяють зменшенню залишкових деформацій, що забезпечує хорошу герметичність газового стику.

При неробочому стані і холодному двигуні силові шпильки навантажені силою попереднього затягування F_попер, яку приймають на підставі експериментальних даних у вигляді наступної залежності

, (4.7)

де m — коефіцієнт затягування шпильки; χ — коефіцієнт основного навантаження різьового з’єднання; — сила тиску газів при згоранні, що припадає на одну шпильку.

Величина m змінюється в межах 1,5...2,0, а в з’єднанні з прокладками вона підвищується до 5 і більше.

Коефіцієнт основного навантаження різьового з’єднання

,

(4.8)

де K_пр, K_шп, K_гол — податність відповідно прокладки, шпильки і головки блока.

Для автотракторних двигунів величина χ змінюється в межах 0,15...0,25.

Під час роботи двигуна, крім зусилля затягування, на шпильки діє сила розтягу тиску газів, яка досягає найбільшого значення в момент згорання.

Сила тиску газів під час згоряння, що припадає на одну шпильку,

,

(4.9)

де — максимальний тиск згорання; А_к — проекція поверхні камери згоряння на перпендикулярну до осі циліндра площину; і_шп — кількість шпильок, що припадають на один циліндр.

У випадку розташування клапанів: нижнього А_к/А_п=1,7...2,2; верхнього А_к/А_п=1,1...1,3, де А_п— площа поршня.

Під дією сили попереднього затягування відбувається розтяг шпильки і стиск з’єднаних деталей. Під час роботи двигуна сила тиску газів при згоранні викликає додатковий розтяг шпильки і стиск головки.

З врахуванням зменшення сили тиску у ділянці з’єднання від сил тиску газів під час згорання, сумарна сила, що розтягує шпильку,

, або ,

(4.10)

Мінімальна сила, що розтягує шпильку,

, або .

(4.11)

У випадку виготовлення головки і блок-картера з алюмінієвих стопів в стальних шпильках під час роботи двигуна з’являються додаткові теплові навантаження внаслідок підвищення температури і різних значень коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів шпильок і з’єднаних деталей.

При попередніх розрахунках цими навантаженнями можна знехтувати [7].

Максимальне і мінімальне напруження в шпильці визначають в найменшому перерізі стрижня і у внутрішньому діаметру різі:

і ; і , (4.12)

де А₀ — площа мінімального поперечного перерізу стрижня шпильки; А_0р — площа поперечного перерізу шпильки по внутрішньому діаметру різі.

Амплітуди і середні напруження циклу

і ; і . (4.13)

Запаси міцності шпильки визначають за виразами (1.1), (1.7) або (1.8).

Коефіцієнт концентрації напружень k_s визначають за формулою (1.4) з врахуванням виду концентратора і властивостей матеріалу.

Допустимі запаси міцності змінюються в межах: =2,5...4,0 і =1,5...2,5.

Розрахунок розподільного вала

Для виготовлення розподільних валів застосовують вуглецеві (40, 45, 40Г, 50Г) чи леговані (15Х, 12ХНЗА) сталі і леговані чавуни. На рис. 5, а зображено конструктивні параметри, які використовують при розрахунку розподільного вала, а також сили, що його навантажують.

На кулачки розподільного вала діють сили від приводу випускного та впускного клапанів. Епюра моментів від дії цих сил показана на рис. 5, б. Максимальна сила передається на кулачок від випускного клапана в початковий період його відкриття внаслідок необхідності подолання додаткового опору відпрацьованих газів. В цей час зусилля від приводу впускного клапана є значно меншим. Тому для розрахунку розподільного вала беруть до уваги лише силу , що дорівнює максимальній силі дії приводу випускного клапана (рис. 5, в).

Рисунок 5 – Конструктивна (а) та схематична (реальна (б) та розрахункова (в))
схеми розподільного вала з епюрами згину, що виникають.

Розподільний вал розраховують на жорсткість і зминання. Для розрахунку необхідні значення кутової швидкості колінчатого валу w_e, діаметру циліндра D, ходу поршня S, площі поршня A_п (п.1) і відстані між осями циліндрів (п.4).

Значення середньої швидкості руху заряду приймають w_вп =50...130 м/с, більші значення відповідають більшим значенням частоти обертання колінного валу n_e.

Середня швидкість поршня

.

(5.1)

Площа прохідного перерізу клапана

.

(5.2)

Площа горловини А_г = (1,1…1,2)А_кл. Діаметр горловини клапана

.

Наближене значення максимальної висоти підйому клапана h_{кл max} = (0,27…0,3)d_г, передатне відношення коромисла = 0,5…0,96, тоді максимальна висота підіймання штовхача . Геометричні параметри кулачка: радіус початкового кола кулачка r₀ = (1,5…2,5)h_клmax; кут робочого профіля
j_р0 = 65…70 град.; радіус кола при вершині кулачка r₂ = 4…8 мм; параметри

; ;

(5.3)

радіус першої ділянки профілю кулачка

.

(5.4)

Зовнішній діаметр тарілки клапана d_вип = (1,06…1,34)d_г. Питома маса рухомих деталей механізму газорозподілу, приведена до клапана, M_Sкл^/ = 230…300 кг/м² для нижнього і M_Sкл^/ = 180…230 кг/м² для верхнього розташування розподільного вала. Сумарна маса цих деталей, приведена до клапана M_Sкл = M_Sкл^/А_г, до штовхача M_Sшт = M_Sкл(l_кл/l_шт)². Кутова швидкість обертання розподільного вала w_к = 0,5w_е. Коефіцієнт запасу сили пружності пружини для дизелів К = 1,28…1,5, для двигунів Отто К = 1,33…1,66. Мінімальна сила пружності пружини

,

(5.5)

У випадку відсутності теплового розрахунку тиск в циліндрі в момент початку відкриття випускного клапана можна прийняти p_г = 0,5 МПа; а тиск у випускному трубопроводі p_r^/ = p₀ = 0,1 МПа.

Для опуклого кулачка максимальна сила F_{шт max},що діє на кулачок зі сторони клапанного привода, розраховують за формулою

,

(5.6)

Відстань між опорами вала для рядного двигуна можна прийняти l = 2L₀, а для У-подібного l = L₀. Відстані від опор до точки прикладання силиприймають з конструктивних міркувань, причому a+b=l. Зовнішній діаметр розподільного вала d_р = 2r₀+2; внутрішній діаметр d_р приймають конструктивно.

Розрахункова схема вала являє собою двоопорну розрізну балку, яка вільно лежить на опорах і навантажена в місці дії штовхача (див рис. 5).

Стріла прогину розподільного валу під дією сумарної сили

.

(5.7)

Модуль пружності для сталі E = 2,2×10⁵ МПа. Величина прогину y не повинна перевищувати 0,02...0,05 мм.

Напруження зминання, що виникають в місцях контакту робочих поверхонь кулачка і штовхача, визначають за формулами:

для плоского штовхача

,

(5.8)

для роликового штовхача

,

(5.9)

де b_к— ширина кулачка; r — радіус ролика штовхача.

Допустимі напруження зминання [s_зм] = 400...1200 МПа.