Розрахунок силових шпильок кришки циліндра

Голівки до блоку циліндрів, а також голівкі циліндрів до картера, якщо вони виконані роздільно, кріплять за допомогою силових шпильок. Шпильки розміщають у голівці якнайближче до осі блоку циліндрів. Основна вимога до шпильок – гарантія нерозкриття газового стику при будь-яких режимах роботи двигуна. Це забезпечується прокладками і попереднім затягуванням шпильок.

Силові шпильки для автотракторних двигунів виконують із вуглеродистих сталей. Для особливо навантажених шпильок застосовують сталі 18ХНМА, 18ХНВА, 20ХНВА та ін. Щоб збільшити міцність, застосовують шпильки й болти з різьбленням спеціального профілю, стрижні болтів шліфують. Переходи від одного діаметра до іншого виконують плавними.

При розрахунку шпильки на міцність враховують: силу попереднього затягування, сумарну силу і відповідне їй напруження в шпильці при максимальному значенні р _z у нагрітому двигуні та запасу мощності. При цьому приймають, що тиск від газів даного циліндра поширюється тільки на шпильки, розташовані безпосередньо в цьому циліндрі.

Через труднощі обліку дійсних умов роботи шпильок розрахунок їх на міцність проводять за спрощеною схемою.

Сила попереднього затягування для силових шпильок (мінімальна сила, що діє на шпильки Р_{р min}):

Р_пред =m (1 - c)Р¢_zд,

де m – коефіцієнт затягування шпильки. m=1,5...2. У з'єднаннях із прокладкою: m=5 і вище;

c - коефіцієнт основного напруження нарізного з'єднанння (c=0,15…0,25)

Р¢_zд – сила тиску газів при згорянні, що приходиться на одну шпильку

Р¢_zд = p F_гол/i_шп,

де F_гол = (1,1- 1,3)×pD²/4 при верхньому розташуванні клапанів,

F_гол = (1,7- 2,2)×pD²/4 при нижньому розташуванні клапанів,

i_шп—число шпильок на один циліндр.

Максимальна сила, що розтягує шпильку:

Р_{р max} = Р_пред +c× Р¢_zд .

Відповідно максимальна і мінімальна напруження в шпильці:

s_{P мах} = Р_{р max} / f_min,,

s_{P мin} = Р_{р min} / f_min,,

де f_min - перетин шпильки по внутрішньому діаметру різьби.

Амплітуда і середнє значення напруження:

s _а = (s_{P мах} - s_{P мin}) /2,

s _m = (s_{P мах} + s_{P мin}) /2,

Запас міцності шпильки за межею утоми

n_s =s _-1 / (k_s× s_a + a_s × s _m),

де a_s - коефіцієнт приведення даного асиметричного циклу до симетричного;

k_s - ефективний коефіцієнт концентрації напруження у різьбі (k_s =3,5...4 для вуглеродистих, k_s = 4...5,5 для легованих сталей).

Для легованих сталей напруження в мінімальному перетині шпильок допускають:

при попередньому затягуванні 190 - 290 МПа;

від термічного навантаження 140 - 190 МПа.

Сумарні напруження від попереднього затягування і температурного навантаження для легованих сталей 320—540 МПа, для вуглеродистих сталей 100—150 МПа.

Запас міцності для шпильок і анкерних болтів 2-4. Для орієнтованої оцінки розміру болтів приймають f_min/ F_цил = 1-1,4%.

Якщо голівка виконана з алюмінієвого сплаву, то для попередження зминання голівки під гайки підкладають сталеві шайби збільшеного діаметра:

D_шайбы = (1,25-1,5) D_гайки.

ТЕМА 24 РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ПОРШНЕВОЇ ГРУПИ

 

Розрахунок поршня

Найбільш напруженим елементом поршневої групи є поршень, що працює при високих навантаженнях. Розрахунок поршня з урахуванням перемінних навантажень дуже складний. Ці навантаження враховуються при встановленні відповідного допустимого напруження.

Для визначення навантажень у небезпечних переріз поршня, необхідно розрахувати товщину днища, кільцеву перемичку, ослаблену отворами для відводу масла, і максимальний питомий тиск на тертьових поверхнях. Основні характерні розміри поршня і деталей поршневої групи представлені на малюнку 24.1.

Малюнок 24.1 - Схема для розрахунку поршневої групи

 

Днище поршня розраховують на вигин від дії сили тиску газів як рівномірно навантажену круглу плиту, що вільно спирається на циліндр, за формулою:

де r_i=d_i/2 - внутрішній радіус днища поршня;

δ - мінімальна товщина днища поршня.

Як максимальний тиск згоряння, як і при розрахунку гільзи циліндра, варто приймати дійсний тиск згоряння з теплового розрахунку двигуна.

Необхідно мати на увазі, що значення допустимих напружень у днищі поршня можуть бути істотно збільшені за рахунок ребер жорсткості. При відсутності у днищі ребер жорсткості орієнтовно припустимі значення напруження не повинні перевищувати для поршнів з алюмінієвих сплавів 25 МПа, для чавунних поршнів – 50 МПа.

При наявності ребер жорсткості допустимі напруження не повинні перевищувати для поршнів з алюмінієвого сплаву 150 МПа, для чавунних поршнів - 200 МПа.

Особливу увагу звертають на розрахунок перетину X-Х, послабленого отворами для відводу масел. Рекомендується робити розрахунок цього перетину як на стиск від сили тиску газів, так і на розтягання від сили інерції мас голівки поршня, що рухаються поступово, розташованих вище зазначеного перетину, з огляду на швидкохідність автомобільних двигунів і можливість збільшення частоти їхнього обертання на холостому ході до 1.3n_ном.

Напруження стиску в кільцевому перетині, який ослаблений отворами для відводу масел, від сили тиску газів:

де F_п - площа днища поршня;

F _х-х - площа перетинуХ-Х (малюнок 24.1).

Напруження розтягання для режиму максимальної частоти обертання при холостому ході двигуна

(24.1)

де m_{х-х –} маса голівки поршня з кільцями вище перетину Х~Х (малюнок 24.1);

w_хх.max- максимальна кутова швидкість холостого ходу двигуна.

При визначенні площі перетину X- Х, як і при розрахунку в цілому, використовують наближені співвідношення геометричних параметрів поршня, особливо, якщо їхнє визначення по прототипу двигуна уcкладнено. Площу перетину Х-Х обчислюють з урахуванням діаметра й кількості отворів для відводу масла.

При визначенні маси голівки поршня, що входить у формулу (24.1), можна орієнтовано приймати її як рівну 0,4-0,6 від маси поршневої групи.

З метою запобігання підвищеного зносу циліндро-поршневоі групи в результаті сухого тертя необхідно перевіряти максимальні питомі тиски на тертьових поверхнях. Проводиться перевірка "юбки" поршня, для якої питомі тиски

(24.2)

де h_ю - висота "юбки" поршня (малюнок 24.1).

Як орієнтовні значення напруження стиску для поршнів з алюмінієвих сплавів рекомендується приймати 40 МПа, а для чавунних - 80 МПа. Відповідно напруження розтягання рівні 10 і 20МПа. Максимальний тиск, який розрахований за формулою (24.2), не повинен перевищувати 1МПа.