Чайнов Н.Д. - Конструирование двигателей внутреннего сгорания (1037884), страница 69
Текст из файла (страница 69)
Числособственных колебаний пружиныnc =9,55d mG,22ri п dcp(8.59)где r – плотность материала пружины; G – модуль упругости второго рода материала пружины.Опасность резонанса считаетсянезначительной, если отношениеnc/np ³ 8; значение nc не должнобыть кратным np. При расчете двухпружин нагрузку между пружинамираспределяют поровну или в соответствии с соотношениями Рпв == (0,35–0,50)Рп; Рпн = (0,50–0,65)Рп.Характеристика обеих пружиндолжна обеспечивать требуемыезначения Рп0 и Рп. При конструировании обычно задаются диаметроми числом витков каждой пружины.При расчетах нескольких пружин, суммарное усилие которыхравно åРп, их заменяют одной(рис.
8.48), причем жесткость С эквивалентной пружины считаютравной сумме жесткостей отдельных пружин:æP öC = c1 + c 2 +, ..., + c i = çç п1 ÷÷ +è f1 øæP öæP ö+ çç п2 ÷÷+, ..., + çç пi ÷÷ .è f2 øè fi øНаибольшее усилие эквивалентной пружины равно сумме наибольших усилий отдельных пружин. Соответствующее этому усилию перемещение эквивалентной пружиныf = å Pп C .(8.60)Сила эквивалентной пружины вмомент начала подъема клапанаå Pп0 = å Pп - Ch.(8.61)8.3.3. Расчет деталей приводаклапановПри расчетах на прочность деталей привода клапанов применяютсяматематические модели различногоуровня. Наряду с упрощенными одномерными аналитическими моделями, использующими методы сопротивления материалов, все ширеприменяются двумерные (в перРис.
8.48. Схема изменения сил принескольких пружинах334спективе и трехмерные) конечноэлементные математические модели, базирующиеся на методах теории упругости и пластичности.Коромысло, как и рычаг клапана,рассчитывается на изгиб и растяжение (сжатие), вызываемые действующей по оси клапана силой Рки силой Рт со стороны толкателя.Сила Рк представляет алгебраическую сумму сил инерции, давленияклапанных пружин и давления газов на головку клапана и достигаетнаибольшего значения в моментоткрытия выпускного клапана.Расчетными сечениями являются сечения А–А со стороны клапанаи сечения Б–Б со стороны распределительного вала (см.
рис. 8.6).Суммарное напряжение:в се ении A - AüP a P cos x 0 ïs сум = к 1 + к;ïWAFAïýв се ении Б - БïPт b1 Pт cos h 0 ï,ïs сум =+WБFБþ(8.62)где WA, WБ и FA, FБ – соответственно моменты сопротивления и площади сечений рычага клапана; x0 иh0 – соответственно углы между направлениями действия сил Рк и Рт иотрезками а1 и b1 (см. рис. 8.6).Допускаемые напряжения [s]для рычагов из различных материалов следующие.Рычаг40–50Кованый стальной60–80Из легкого сплава,чугунаt=|P|,2 F 0ш(8.63)где P = Pк + Pт – суммарный векторсил Рк и Рт; F0ш – площадь поперечного сечения оси коромысла.Значение t в выполненных конструкциях ориентировочно составляет 60–90 МПа, а давление рычагана ось 80–120 МПа.Более точно напряженнодеформированное состояние коромысел ирычагов определяют с помощьюплоских конечноэлементных моделей, которые можно отнести к моделям второго уровня. В качестве примера на рис. 8.49 приведены результаты расчета коромысла под действием силы Рт = 980 Н.
Цифрами обозначены значения расчетных напряжений (МПа) в точках на наружныхповерхностях. Сплошными линиями[s], МПаЛитой стальнойЛегированныйстальнойНевысокие значения [s] связаны с условностью расчетной схемы, по которой они определены.Если привод клапанов осуществляется рычагом или траверсой, топоследние рассчитываются на изгибпод действием нормальной к нимсоставляющей силы S, действующейсо стороны кулачка в точке контакта. Шток траверсы рассчитывают наизгиб. Напряжения изгиба в траверсах лежат в пределах 50–80 МПа.Ось коромысла рассчитываетсяна срез. Напряжения среза100–20020–25Рис. 8.49.
Плоская конечноэлементная модель коромысла335изображено распределение интенсивности напряжений si.Штангу толкателя проверяют напродольный изгиб. Обычно в данном случае справедлива формулаЭйлера, так какLш³iшp2 Ep2 EJ ш; Pкр =, (8.64)sтL2шгде Ркр – критическая сила; iш == J ш F ш – радиус инерции штанги; Fш, Jш, Lш – соответственно площадь, момент инерции среднего сечения и длина штанги.Коэффициент запаса устойчивостиn = Pкр Р т .(8.65)Значения коэффициента запасаустойчивости n для штанг двигателей следующие.ДвигательnСтационарный судовой и тепловозный4–6Автомобильный и тракторный3–5Быстроходный форсированный2,5–3Значения k лежат в пределах 400–1000 Н/см2.Удельная нагрузка на ось роликаи напряжения среза в его оси определяются так же, как и для оси коромысла.
Кроме того, ось ролика рассчитывают на изгиб, как балку надвух опорах. В выполненных конструкциях осей роликов напряжениеизгиба достигают 180–350 МПа.Распределительные валы рассчитываются на изгиб. Получающиесяпри расчете напряжения изгиба, какправило, незначительны, так какневелики крутящий момент и усилия Рт со стороны толкателей, действующих на распределительныйвал.
Вместе с тем распределительный вал должен быть достаточножестким. Прогибы вала от действияусилий в контакте с кулачками недолжны превышать 0,02–0,05 ммдля автомобильных двигателей,0,05–0,10 мм для тракторных и0,02–0,10 мм для форсированныхспециального назначения.
Приближенно прогиб f определяют, рассчитывая распределительный вал поБоковую поверхность толкателярассчитывают на смятие от силы Nт,приложенной к оси ролика толкателя(рис. 8.50). При расчете принимают,что нагрузка на направляющую изменяется по длине по линейному закону. Максимальные распределенныеусилия возникают у концов втулки:k2 =2 N т (2l + 3a)2 N т (l + 3a); k1 =.2ll2Наибольшая удельная нагрузкана нижнем концеk=2 N т (2l + 3a).dl 2(8.66)Рис. 8.50.
Схема нагружения направляющеготолкателя336Рис. 8.51. Определение прогиба распределительного валаразрезной схеме, как балку, лежащую на двух опорах и нагруженнуюодной или двумя сосредоточеннымисилами (рис. 8.51).Под действием одного кулачка,расположенного слева, прогиб валапод кулачкомf = 6,8Pт l12 (l - l1 ) 2El (d 4 - d 4 ).(8.67)При двух одноименных клапанахв цилиндре, открываемых одновременно симметрично расположенными кулачками, прогиб валаfPт l 2 (3l= 3,4 1 4- 4l1 )E (d - d )4.Рис.
8.52. Схема для расчета наконечниковштанги и ударника клапанадля опор штанги (рис. 8.52)(8.68)Контактные напряжения определяют в местах соприкосновения рабочих поверхностей кулачков итолкателей, наконечников штанг истержней клапанов с коромысламии др.
При этом возникают высокиеконтактные напряжения, которыеопределяют по формулам Герца,различающимися в зависимости отформы поверхностей деталей вместе контакта.Опоры штанги и ударник клапана проверяют на максимальную силу Рт или Рк, одна из которых действует по оси толкателя, а другая пооси клапана:s= 0,388 32æ2ll öPт E ç - ÷ ; (8.69)è r1 r2 øдля сферического ударника клапана (r1 = R; r2 = ¥)s = 0,388 3Pк E 2;R2(8.70)для цилиндрического ударникаs 1 = 0,418Pк E,bR(8.71)где b – ширина ударника; Е – модуль упругости.Значения напряжений s для наконечников штанг и ударников дос337Двигательsmax, МПаСтационарный судовой и тепловозный600–1000Автомобильный и тракторный600–12008.4.
Конструирование органовраспределения двухтактныхдвигателейРис. 8.53. Схема взаимодействия кулачка с роликовым толкателемтигают 1500–2500 МПа, а для форсированных конструкций до 4000 МПа.Напряжения на профиле кулачка (рис. 8.53) определяют по формулеæ SEs = 0,418 çè böæ 1 1 ö÷çç ± ÷÷ ,øè r R ø(8.72)где S – нормальная сила, действующая на кулачок; r – радиус ролика или цилиндрической поверхности толкателя; R – радиус кривизны кулачка в точке касания толкателя; b – ширина кулачка.Для кулачка с выпуклым профилем значение s берут со знакомплюс, для кулачка с вогнутым профилем – со знаком минус, для тангенциального кулачка R = ¥ и, следовательно, второе слагаемое вскобках обращается в нуль.Допускаемые напряжения сжатияsmax на цементированной и закаленной поверхности кулачков различных двигателей следующие.Впускные органы двухтактныхдвигателей должны соответствоватьследующим основным требованиям:• размеры окон и фазы их открытия должны быть выбраны таким образом, чтобы при достаточном "время–сечении" был ограничен заброс продуктов сгорания вресивер продувочного воздуха;• кривая изменения площадиоткрытия впускных органов по времени должна характеризоваться быстрым изменением этой площади вначале открытия и конце закрытия.Выпускные органы должны удовлетворять следующим основным требованиям:• "время–сечение" должно бытьдостаточным для выпуска продуктов сгорания (включая часть продувочного воздуха, попадающего ввыпускную систему), при этом момент начала открытия выпускныхорганов должен быть согласован собщим необходимым "время–сечением" выпуска и "время–сечением"предварения выпуска;• кривая изменения площадиоткрытия внешних органов по времени должна характеризоваться быстрым увеличением этой площади вначале открытия.Выбор системы газораспределения (прямоточная клапаннощелевая, прямоточная щелевая, петлеваяи т.д.) предопределяет конструкциюорганов газораспределения.338Рис.
8.54. Формы окон и варианты расположения их относительно кромки поршня при его крайнемположении:а – впускных; б – выпускныхКонструирование органов газораспределения можно начать как свпускных, так и с выпускных.Впускные окна выполняют четырехугольными (в виде прямоугольников, параллелограммов илиредко трапеций), овальными икруглыми. Формы окон и вариантывозможного расположения их относительно кромки поршня прикрайнем его положении показанына рис. 8.54.При наличии четырехугольныхокон в виде параллелограмма потеря хода поршня наименьшая, болееравномерно и в меньшей степениизнашиваются поршневые кольцаи перемычки между окнами, а также уменьшается возможность западания концов колец в окна.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
