Проектирование бензинового двигателя для легкового автомобиля

Общий запас прочности шатунной шейки равен:

[3…4].

5. Расчёт механизма газораспределения

1. Исходные данные

Рис. 11. Схема пружинного узла

Диаметр горловины клапана dг =25,0 мм

Максимальный подъём клапана hкл max = 10,5 мм

Радиус начальной окружности кулачка r0 = 19,0 мм

Угол фаски клапана g = 45°

Зазор в клапане D = 0,15 мм

Диаметр тарелки впускного клапана dвп = 29 мм

Диаметр тарелки выпускного клапана dвып = 25,5 мм

Угол участка сбега j z = 21°

Угол отрицательных ускорений j2 = 4°

Масса МГР, приведённая к оси клапана mмгр = 0,140 кг

Максимальное отрицательное ускорение jmax = 1942,4 м/с

 

Угол положительных ускорений на участке подъёма клапана j1 = 24°

Длина пролёта распределительного вала l = 106 мм

Размер a = 30 мм

Размер b = 76 мм

 

Рис. 12. Схема проходного сечения в клапане

Материал пружины сталь 50ХВА

Диаметр наружной пружины Dпр н = 25 мм

Длина направляющей втулки lн = 25 мм

Диаметр толкателя dт = 35 мм

Скорость толкателя в конце участка сбега Vт = 0,54 мм/с

Наружный диаметр распределительного вала   D = 25 мм

Внутренний диаметр распределительного вала d = 10 мм

Ширина кулачка bк = 15 мм

Максимальный радиус профиля кулачка rmax = 74,4 мм

Материал распределительного вала сталь 12ХН3А

Механические характеристики стали 50ХВА:

предел выносливости при симметричном цикле при кручении t–1 = 260 МПа;

предел прочности при кручении tВ = 810 МПа.

максимально допустимое расчётное напряжение  [t ] = 560 МПа

 

.

2. Расчёт пружин клапана

Для увеличения надёжности и уменьшения габаритов пружинного узла предусматриваем по две пружины на каждый клапан, но в связи с уменьшением массы клапана достаточно одной пружины.

1. Расчёт наружной пружины

Максимальная сила упругости пружины:

Рпр max = k×mмгр×jmax = ×1,5×0,140×1842,2 = 386,8 Н,

где  k = 1,5 - коэффициент запаса.

Жёсткость пружины:

C = Pпр max / fmax = Рпр 0 / f0 = Pпр max / (2 hкл max) = 386,8 / ( 2×10,5 ) = 18,4 Н/мм.

Тогда:

Pпр 0 = Pпр max / 2 = 386,8 / 2 = 193,4 Н;

f0 = fmax / 2 = hкл max = 10,5 мм;   fmax = hкл max × 2 = 21,0 мм.

Диаметр пружинной проволоки:

= 0,0033 м,

где  c = (Dпр/d + 0,5)/(Dпр/d – 0,75) = 1,2 – принятый коэффициент, учитывающий срез витков и неравномерность напряжений по сечению витка.

Принимаем d = 3,8 мм. Уточняем c :

c = (25/3,8 + 0,5)/(25/3,8 – 0,75) = 1,11.

Касательные напряжения в пружине:

= 498,3 МПа.

Расчёт пружины на усталость:

Минимальные и максимальные напряжения:

tmax = tрасч = 498,3 МПа;

tmin = 0,5×tрасч = 0,5×498,3 = 249,1 МПа

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

tm = ( tmax + tmin ) / 2 = ( 498,3 + 249,1 ) / 2 = 373, МПа;

ta = ( tmax – tmin ) / 2 = (498,3 – 249,1) / 2 = 124,6 МПа.

Запас сопротивления усталости:

n =

[1,2…2,2],

где  et = 1,0 – коэффициент, учитывающий масштабный эффект при кручении;

yt = 0,2 – коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости при кручении.

Число рабочих витков пружины:

iраб =

= 7,24,

где  G = 0,8 ×105 МПа - модуль упругости второго рода

Число полных витков пружины:

iполн = iраб + 2 = 7,24 + 2 = 9,24.

Шаг пружины:

t = d + Dmin + ( fmax / iраб ) t = 3,8 + 0,7 + ( 21,0 / 7,24 ) = 7,4 мм,

где  Dmin = 0,7 мм - наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.

Проверка пружины на резонанс:

Частота собственных свободных колебаний:

18223,2 мин-1.

Частота вращения распределительного вала:

np = nxx / 2 = 5600 × 1,1 / 2 = 3080 мин-1.

Условия нормальной работы пружины: 

( nc / np ) = 18223,2 / 3080 = 5,8;

( nc / np ) ¹ 1, 2, 3, 4, 5, …

3. Расчёт толкателя

Изгибающий момент в толкателе от кулачка:

М = Рт max × e = 1302,28×0,002 = 2,6 Н×м,

где е = Vт / wр = 0,54 / 287,8 = 0,002 м ,

где wр = p × np / 30 = 3,14 × 2250 / 30 = 287,8 c-1;

Рт max = Рj Tmax + ( Pпр + Рг )( lк / lт ) = 632,5 + 265,4 + 404,38 = 1302,28 Н – максимальная сила от выпускного клапана, действующая на кулачок,

где  Рj Tmax = mмгр × jmax+ = 0,140 × 4518,1 = 632,5 Н;

Рпр = Рпр 0 + c × hx = 193,4×2 + 11,1×2×0,792 = 404,38 Н;

Рг = Pb × p × dвып2 / 4 = 0,52×3,14×25,52 / 4 = 265,4 Н;

Удельное давление на боковую поверхность толкателя:

q = 6M / ( dт × lн2 ) = 6×2,6×10-6 / ( 0,035×0,0252 ) = 0,713 МПа.

 

4. Расчёт распределительного вала

Рис. 13. Схема распределительного вала

 

Прогиб распределительного вала под кулачком выпускного клапана:

0,0006 [0,05]мм.

Напряжение смятия:

sсм =

= 211,76 [1200] МПа.