Цилиндр гильзасын есептеу реті

Цилиндр гильзалары қозғалтқышта ең көп жүктелген бөлшек болып саналады. Оларға газ күшінің әсерінен, поршеньнің бүірлік қысымынан және жылулық жүктемелерден кернеуге ие болады. Цилиндр гильзаларының жұмыс шарттары қиын болғандықтар, оларды жоғары сапалы легирленген шойыннан немесе азотталған болаттан жасайды.

Алюминий блоктардың «ылғал» шойын және болат гильзаларын блоктың

 

су көйлекшесінің жазықтығынан сәл жоғары (0,03-0,07 мм) орналастырады, осы кезде төсенішті және блок басын орналастыру мен болтты тартудан кейін қажетті нығыздау амтамасыз етіледі. Бұл кезде гильзалардың асты резеңке нығыздағыш сақинамен герметизацияланады. Кейбір дизельдердің конструкциясында блоктағы гильзаның тек жоғарғы бурт бойымен ғана қысылған, ал қалған бөлігі бос және блок басын қысудан болатын күштік жүктемелерге ие болмайды.

Қазіргі уақытта кейбір қозғалтқыштардың алюминий блогына тозуға қарсы шйыннан жасалған жұқа қабырғалы «құрғақ» гильзалар құйылған. Бұл кезде гильзаның жоғарғы бөлігінің температуралық және күштік деформацияға ұшырамау мақсатындағы блок көйлегімен байланысы болмайды. Кейбір жетекші фирмалар құйылған емес, түйіршіктен пісіріоіп жасалған «құрғақ» гильзалары бар қозғалтқыштарды жасайды. Бұл алюминийді кремниймен легирлеуді үлкейтуге және блок материалының сызықтық ұлғаюын шойынның сызықтық ұлғаю коэффицентіне жақындатуға мүмкіндік береді. Осы жағдай иінді біліктегі түбірлі подшипниктердің саңылауларын тұрақты қылып ұстауды қамтамасыз етеді. Кейбір фирмалар алюминий блоғын құйғанда цилиндр айнасының бетінде кремнийдің бағытталған кристаллизациясын алуға мүмкіндік беретін арнайы технологияларды қолданады. Одан кейінгі бетті өңдеуарқылы беттен алюминий кетіріледі де соңғы өңдеуден кейін таза кремний қалады. Бұндай темірмен гальванды жабылған және хромдалған сақиналары бар, поршеньмен жұпталған гильзалар жоғары тозуға төзімділікке ие болады.

Гильзалардың негізгі конструкциялық өлшемдерін анықтағанда қозғалтқышты жинау мен оның жұмысы кезінде цилиндрдің жұмырлануын болдырмайтынын қамтамасыз ететін қажетті беріктік пен қатаңдықты алуды ескеру керек. d _Г шойын қабырғасының қалыңдығын әдетте тәжірибелік мәліметтерден қабылдайды.

 

1. Гильза қабырғасының конструктивті қабылданған қалыңдығын цилиндр ыдыстарын есептеуге арналған формуламен тексереді:

мұндағы: D — цилиндр диаметрі, мм;

σ_Х— созылудағы рұқсат етілген кернеу (шойын төлкелері үшін σ_Х = 50 — 60, болат төлкелері үшін σ_Х =80 — 100 МПа);

p_z — жану процесі соңындағы газдардың қысымы, МПа.

 

2. Газ күштерінің әсерінен болатын σ_Р созу кернеуі.

Газ күштерінің әсерінен болатын σ_Р созу кернеуін гильза қалыңдығы бойынша кернеудің біркелкі емес таратылуын есептемейтін жақындатылған тәуелділік бойынша анықтайды:

 

мұндағы: P_XMAX— шартты түрде поршеньнің т.ө.н.-гі қалпына қатысты, газдардың максималды, МПа;

D — цилиндр диаметрі, мм;

δ_Г— цилиндр гильзасы қабырғасының қалыңдығы, мм.

Шойыннан жасалған цилиндр гильзалары үшін σ_Р рұқсат етілген кернеу 30 — 60 МПааралығында, ал болаттан жасалғандарғы — 80 — 120 МПа.

3. Гильзаның сақиналы қимасы бойынша созу кернеуі.

 

σ^і_Р шамасы негізінен ауамен салқындатқыш қозғалтқыштардың тасушы гильзалары үшін анықталады. Олардың цилиндр құраушысының үзілу мүмкіндігі қырларды қабырғалардың көммегімен қатайту арқасында азаяды.

 

4. Поршень саусағының ортасына қосылған күшетн пайда болатын иілу моменті:

мұндағы: — динамикалық есептен анықталынған, жалпы күштің максимал мәні, МН;

а — саусақ осінен ж.ө.н. дейінгі арақашықтық., мм;

b— саусақ осінен т.ө.н. дейінгі арақашықтық, мм.

 

Иілу кернеуі

 

мұндағы: W — гильзаның көлденең қимасының моменті, м³:

 

W=0,1(D⁴₁ – D⁴)/D₁

D₁ және D — гильзаның сыртқы және ішкі диаметрлері, м.

 

6. Тасушы цилиндр қабырғаларының созылуы мен иілуінен пайда болатын жалпы кернеу:

 

Шойыннан жасалған гильзалар үшін σ_Z мәні60 МПа, ал болаттан жасалғандар — 110 МПааспау керек.

 

7. Жылулық кернеу.

Қозғалтқыштың жұмысы кезінде гильзаның ішкі және сыртқы беттерінің арасында жылулық кернеуді тудыратын үлкен температуралық айырым пайда болады

мұндағы: Е — материалдың серпімділік модулі, МПа (болат үшін E=2,2 • 10⁵, шойын үшін Е= 1,0 • 10⁵);

α_Ц— сызықтық ұлғаю коэффиценті (шойын үшін α_Ц =11·10^-61/K);

ΔT — температуралық айырымы, К (сынақ мәліметтері бойынша төлкенің жоғарғы бөлігі үшін ΔT = 100 — 150);

— Пуассон коэффиценті (болат үшін μ= 0,25— 0,33, шойын үшін μ=0,23 — 0,27). Гильзаның сыртқы бетінің созылу кернеуіне «+» белгісі, ал ішкі бетіндегі созылу кернеуіне «-» белгісі сәйкес келеді.

8. Газ қысымы мен температура өзгерісінен болатын жалпы кернеулер:

цилиндр гильзасының сыртқы бетінде

ішкі бетінде

Шойын гильзадағы σ^і_Ʃ жалпы кернеуі100-130 МПа, ал болат гильзада – 180-200 МПа аралығынан аспау керек.

Карбюраторлы қозғалтқышының цилиндр гильзасын есептеу мысалы

Жылулық есеп негізінде келесі мәндер қабылданды: цилиндр диаметрі D=78 мм, n=n_М=3200 мин^-1 кезінде максималды жану қысымы P_MAX=Px_Д=6,195 МПа. Цилиндр гильзасының материалы — шойын: α_Ц =11·10^-6 1/K_, E=1,0·10⁵МПа және μ=0,25.

Цилиндр гильзасының қабырға қалыңдығын конструктивті таңдайды :δ_Г=6 мм.

Гильза қабырғасының есептелінетін қалыңдығы

 

мұндағы: σ_Х = 60 МПа — шойын созылуына рұқсат етілеген кернеу.

Гильза қабырғасы үшін беріктік қоры бар қалыңдықты таңдайды, өйткені δ_Г>δ_Г.Р.

Газдардың максимал қысымының әсерінен гильзадағы созылу кернеуі:

 

Гильзадағы жылулық кернеу

 

мұндағы: ΔТ= 120 К — гильзаның ішкі және сыртқы беттерінің арасындағы температуралық айырма.

Газ қысымы мен температура айырмасының әсерінен гильзада болатын жалпы кернеу:

сыртқы беттің

 

ішкі беттің

 

Цилиндр блогының басын есептеу реті.

Цилиндр блогының басы құрылысы жағынан күрделі бөлшек болады. Бастың құрылысы және негізгі өлшемдері енгізу мен шығару клапандарының, тұтандыру шамдарының, форсункалардың, цилиндрлердің өлшемдеріне және жану камерасының пішініне байланысты. Сұйықтықпен салқындатылатын автомобиль және трактор қозғалтқыштарда цилиндр бастарын әдетте бір қатарлы цилиндрлер үшін ортақ құйма түрінде жасаса, ауамен салқындататын қозғалтқыштарда әрбір цилиндрге бөлек немесе екі көршілес цилиндрді қосатын бас түрінде жасайды.

Цилиндр блогының басына қойылатын ең басты талаптардың бірі – жану камерасының қабырғалары мен шығару клапаны және клапан арасындағы жалғастырғыш тың жақсы суытылуы. Әрбір цилиндрінде төрт клапан орнатылған қазіргі замандағы көп клапанды қозғалтқыштар үшін бұл талап өте маңызды болып келеді. Төрт клапанды басстарда, әдетте, жоғарыда орналасқан екі тарату білігі қолданылады, бірақ бір тарату білігі болатын конструкция да бар.

Цилиндр блогының бастары оларға әсер ететін үлкен, таңбасы өзгермелі (знакопеременных) жүктемелер мен жоғары температуралар шарттарында жұмыс істейді. Осы кезде, әсіресе жоғары жылдамдықты қозғалтқыштарда, бастардағы термиялық кернеу мәні механикалық кернеуден әлдеқайда үлкен болады. Шойын бастардағы жану камера қабырғаларының температурасы 350°С, ал бөлек нүктелер арасындағы температуралық айырым 150°С дейін жетеді. Жылуөткізгіштігі жоғары алюминий құймаларында максималды температура мәні төмендеу, ал температуралық айырым әдетте 60°С – тан аспайды.

Цилиндр блогының бастары едәуір кернеу туғызатын үлкен, таңба өзгермелі жүктеме мен жоғарны температура жұмыс шарттарында жұмыс істейді. Әртүрлі факторлардың әсерімен анықталатын, конструкциялық пішінінің күрделілігі мен блог басына әсер ететін барлық күштерді дәл есептеу мүмкін болмағандықтан, оның беріктікке есептеуі шартты түрде болады.

Цилиндр диаметрі D мм қозғалтқыштар үшін бастың төменгі төменгі тірек қабырғасының δ_ГОЛ қалыңдығы мен су көйлегінің қабырғасының қалыңдығы δ_Р келесі келтірілген байланыстар арқылы аныталады:

Бензинді қозғалтқыштар үшін ………..…. δ_ГОЛ =0,09D мм

Дизельдер үшін ….. …………………….......... δ_ГОЛ = (1,5+0,09 D) мм

Барлық қозғалтқыштар үшін ……………….. δ_Р = (2,2+0,03 D) мм

 

Ажырау кернеуі.

мұндағы: - есептелетін күш, МН,

- есептелетін қима, м²

σ_Р ажырау кернеуі 10 – 15 МПа аралығында өзгереді. Рұқсат етілген кернеулердің төмен мәндері қозғалтқыш жұмысы кезінде формуламен есептелмейтін үлкен жылулық жүктемелердің пайда болуына байланысты.

 

Блок басының шпилькасын есептеу реті.

 

Күштік шпилькалар блок басын және блок-картерді біріктіру үшін қолданылады. Шпилькалар оларға алдын-ала тартудың, газ қысымының, темепература тепе-теңсіздігінен болатын жүктемелердің әсер ету күштері мен блок басының, блок-картер және шпилька материалының сызықтық ұлғаю коэффицентірінің әсер шарттарында жұмыс істейді. Күш шпилькаларының саны, олардың консттруктивті өлшемдері мен алдын-ала тарту қозғалтқыштың барлық режиміндегі газ торабының сенімді нығыздауын қамтамасыз ету керек.

Бензин немесе дизель қоғалтқыштарындағы шпилькаларды серпімділік шегі жоғары болатын көміртекті болаттан немесе легирленген болаттан жасайды. Серпімділік шегі жоғары материалды қолдану жұмыс кезінде пайда болатын қалдық деформациялаудың азаюына әсер етеді, ол газ торабының сенімді герметизациясын қамтамасыз етеді.

Қозғалтқыш жұмыс істемегенде не салқын болғанда күштік шпилькалар алдын-ала тарту күшімен Р_ПР жүктелген, ол күшті сынақ мәліметтері бойынша келесі байланыс арқылы анықтайды:

мұндағы: т — шпильканың тарту коэффиценті;

— бұрандалы қосылыстың негізгі жүктемесінің коэффиценті;

— жану кезінде бір шпилькаға түсетін газдардың қысым күші, МН.

1 сурет. Шпильканың есептік сызбасы.

 

т мәні1,5 – 2,0 аралықта өзгереді, ал төсеніші бар қосылыстарда ол5 не одан артық мәнге дейін ұлғаяды.

10. Бұрандалы қосылыстың негізгі жүктемесінің коэффиценті [1]

мұндағы: К_ПР, К_ШП және К_ГОЛ – сәйкесінше төсеніштің, шпильканың және блок басының икемділігі.

Автомобиль мен трактор қозғалтқыштары үшін χ мәні 0,15-0,25аралығында өзгереді.

11. Жану кезінде бір шпилькаға түсетін газдардың қысым күші:

мұндағы: — максималды жану қысымы, МПа;

— жану камерасы бетінің цилиндр осіне перпендикуляр жазықтыққа проекциясы, м²;

— бір цилиндрдегі шпилькалар саны.

12. Шпильканы созатын жалпы күш

Жану кезінде газдардың қысым күшінің әсерінен тораптағы (стык) ΔР қысым күшінің азаюын ескеріп, шпильканы созатын жалпы күш

Шпилька мен қосылатын бөлшектердің икемділік мәндерін пайдаланып, алдыңғы теңдеуді келесі түрде жазуға болады:

 

немесе

13. Шпильканы созатын күш

мұндағы: α_ГОЛ және α_ШП — бас пен шпилька материалдарының сызықтық ұлғаю коэффиценттері; болат үшін α_ШП=11·10^-6 1/K, алюминий құймасы үшін α_ГОЛ=22·10^-6 1/K;

ΔТ_ГОЛ және ΔТ_ШП— бас пен шпильканың температурасының ұлғаюы, К (сұйықпен салқындатылатын қозғалтқыштың орныққан жылулық жағдай кезінде ΔТ_ГОЛ =ΔТ_ШП= 70-80 К деп қабылдауға болады);

l_ГОЛ— бастың биіктігі, мм;

l_ШП — шпильканың есептік ұзындығы (гайканың төменгі ұшынан бұранда блогына бұралған соңғы ұшына дейінгі арақашықтықты қабылдайды) мм;

К_ГОЛ және К_ШП — бас пен шпильканың икемділігі.

 

Шпильканы созатын минималды күш:

немесе

Көлденең қимасының ауданы тұрақты шпилькалар үшін.

 

мұндағы: l_ШП— шпильканың есептік ұзындығы, мм;

Е — шпилька материалының серпімділік модулі (болат үшін Е=2,2∙ 10⁵ МПа);

Ғ₀— шпилька өзекшесінің көлденең қимасының ауданы, мм².

Цилиндр басы үшін сәйкесінше

мұндағы:l_ГОЛ — бастың ұзындығы, мм;

Е — бас материалының серпімділік модулі (алюминий құймасы үшін Е=7,3∙ 10⁴ МПа);

F_ГОЛ— бір шпилькаға сәйкес келетін бастың көлденең қимасының ауданы, мм².

Қарастырыл жатқан жағдай үшін шпильканы созатын максималды күш::

немесе

Минималды созатын күш

 

немесе

P_t күшін анықтау күрделі болғандықтан, алдын-ала есептеулерде оны ескермеуге болады.

Шпилькадағы максималды және минималды кернеулерді өзекшенің ең кішкентай қиимасы мен бұранданың ішкі диаметрі арқылы анықтайды (МПа):

және

және

мұндағы: F₀ — шпилька өзекшесінің минималды қимасының ауданы, м²;

F_ОР — бұранданың ішкі диаметрі бойынша шпилька қимасының ауданы, м².

Циклдың амплитудасы және орташа кернеулері (МПа):

және

және

Карбюратор қозғалтқышының блок басы шпилькасын есептеу мысалы.

Жылулық есептеудің негізінде келесі мәндерді қабылдаймыз: цилинд­р диаметрі D= 78 мм; поршень ауданы F=0,004776 м²; n=n_M=3200 мин^-1 кезінде жанудың максималды қысымы P_MAX=Px₂= 6,195 МПа. Бір цилиндрдегі шпилькалар саны i_ШП= 4; шпильканың номиналды диаметрі d= 12 мм; бұранда қадамы t=1 мм. Шпильканың материалы — болат 30Х.

11.2-кесте және 11.3-кесте бойынша болат 30Х үшін анықтаймыз:

11.2-кесте. Болаттың механикалық сипаттамалары

Болат маркасы	Легирленген болаттың механикалық қасиеттері, МПа
20Х	650-850	400-600	310-380
30Х	700-900	600-800
30ХМА				-	-	-
35Х			-	-	-	-
35ХМА			-	-	-	-
38ХА			-	-	-	-
40Х	750-1050	650-950	320-480	240-340	-	210-260
40ХН	1000-1450	800-1300	460-600	320-420
45Х	850-1050	700-950	400-500	-	-	-
50ХН				-	-	-
12ХН3А	950-1400	700-1100	420-640	270-320		220-300
18ХН24А			-	-	-	-
18ХНВА	1150-1400	850-1200	540-620	360-400		300-360
25ХНМА		-	-	-	-	-
20ХНЗА	950-1450	850-1100	430-650		-	240-310
25ХНВА	1100-1150	950-1050	460-540	310-360	-	280-310
30ХГСА			510-540	500-530	-	220-245
37ХНЗА	1150-1600	1000-1400	520-700	-	-	320-400
40ХНМА	1150-1700	850-1600	550-700	-		300-400

 

11.3-кесте. Беріктік шегі әртүрлі болттар үшін α_σ және α_τ мәндері

Беріктік шегі , МПа	Иілу	Созылу-сығылу	Бұрау
350-450	0,06-0,10	0,06-0,08	0
450-600	0,08-0,13	0,07-0,10	0
600-800	0,12-0,18	0,09-0,14	0-0,08
800-1000	0,16-0,22	0,12-0,17	0,06-0,10
1000-1200	0,20-0,24	0,16-0,20	0,08-0,16
1200-1400	0,22-0,25	0,16-0,23	0,10-0,18
1400-1600	0,20-0,30	0,23-0,25	0,18-0,20

 

созылу-сығылу кезінде:шаршау шегі = 260 МПа, беріктік шегі σ_В= 850 МПа және аққыштық шегі σ_Т= 700 МПа; циклды келтіру коэффиценті =0,14.

Формула бойынша анықтаймыз:

;

Жоғарыда орналасқан клапандар кезінде жану камерасы бетінің цилиндр осіне перпендикуляр жазықтыққа проекциясы:

Бір шпилькаға сәйкес келетін газдардың қысым күші:

 

Алдын-ала тарту күші:

 

мұндағы: т=3 — төсенішпен қосылу үшін шпильканы тарту коэффиценті;

λ=0,2 — бұрандалы қосылыстың негізгі жүктемесінің коэффициенті.

P_t күшін ескермей, шпильканы созатын жалпы күш:

 

Шпильканы созатын минималды күш:

Шпилькада пайда болатын максималды және минималды кернеулер:

мұндағы: - бұранданың ішкі диаметрі бойынша шпилька қимасының ауданы, м².

Циклдың амплитудасы және орташа кернеуі:

Шама МПа,

мұндағы: ;

кесте 4 бойынша анықталады;

q = 0,74 — = 850 МПа және =4,0 кезінде 2 сурет бойынша анықталады;

= 0,98 — =12 мм кезінде кесте 5 бойынша анықталады;

= 0,82 — 6 кесте бойынша (дөрекі өңдеу)

11.4 - кесте. Ең кең таралған концентраттар қатарына арналғанα_kσ мәні

 

Кернеу шоғырландырушы түрі	αkσ
Радиустың өзекше диаметріне қатынасы кезіндегі жарты шеңберлі қырнау (полукруглая выточка): 0,1 0,5 1,0 2,0	2,0 1,6 1,2 1,1
Радиустың өзекше диаметріне қатынасы кезіндегі галтель 0,0625 0,125 0,25 0,5	1,75 1,50 1,20 1,10
Тіке бұрышпен өту	2,0
Өткір V-тәріздес қырнау (бұранда)	3,0-4,5
Радиустың өзекше диаметріне қатынасы кезіндегі тесік от 0,1 до 0,33	2,0-3,0
Өнім сыртындағы бұрандадан болатын қатер (Риски от резца на поверхности изделия)	1,2-1,4

11.5-кесте

Масштабты коэффиценттер	Бөлшек өлшемдері, мм
10*	10-15	15-20	20-30	30-40	40-50	50-100	100-200
		1-0,95	0,95-0,90	0,90-0,85	0,85-0,80	0,80-0,75	0,75-0,65	0,65-0,55
		1-0,94	0,94-0,88	0,88-0,83	0,83-0,78	0,78-0,72	0,72-0,60	0,60-0,50

 

 

 

11.6-кесте. Беттік сезгіштік коэффиценті ε_п

Өңдеудің немесе сыртқы бекіту түрі
Сыртқы бекітусіз қырнау
Сыртқы бекітусіз тегістеу	0,97-0,85
Сыртқы бекітусіз тазалап қайрау	0,94-0,80
Сыртқы бекітусіз дөрекі қайрау	0,88-0,60
Өңдеусіз және сыртқы бекітусіз	0,76-0,50
Жарнақпен үрлеу (обдувка дробью)	1,1-2,0
Роликпен өңдеу	1,1-2,2
Цементация	1,2-2,5
Шынықтыру	1,2-2,8
Азоттау	1,2-3,0

 

болғандықтан, шпильканың беріктік қоры аққыштық шегі бойынша анықталады:

 

2 сурет. Болаттың кернеу концентрациясына сезгіштік коэффиценті

 

№12 ПРАКТИКАЛЫҚ ЖҰМЫС

 

Карбюратор қозғалтқышының газ тарату элементтерін есептеу.

 

Мақсаты: газ тарату механизм элементтерінің жобалау – құрастыру жұмыстарын орындау.

Жылулық есеп негізінде келесі мәндерді қабылдаймыз: цилиндр диаметрі D = 78 мм, поршень ауданы F_п=47,76 см²; n_N=5600 мин ^-1 номиналды қуат кезіндегі айналу жиілігі; иінді біліктің бұрыштық айналу жиілігі ω=586 рад/с; поршеньнің орташа жылдамдығы v_п.ср=14,56 м/с; енгізу клапаны максималды көтерілгенде седлоның өтуші қимасындағы қоспа жылдамдығы ω_вп=95 м/с; енгізу клапанының ашылуын алдын-алу бұрышы φ_пр= 18°; енгізу клапанының жабылуының кешігу бұрышы φ_зп=60°. Тарату білігі мен жоғарыда орналасқан, жоғары клапанды газ тарату механизмі.

Есептеу шеңбер доғалары түзейтін симметриялық профилі бар дөңес жұдырықша үшін жүргізіледі.

Клапан мен мойынның өтуші қималарының негізгі өлшемдерін есептеу реті.

1. Максимал көтерілгенде клапанның өтуші қимасының ауланы.

F_кл = v_п.срF_п / ω_вп=14,56·47,76/95=7,32 см²;

2. Клапан мойнының диаметрі.

d_тоp= = =3,23,

мұндағы: F_топ=1,12F_кл= 1,12·7,32=8,20 см².

Жоғарыда орналасқан (жану камерсы сына типті не жазық жұмырлы) клапандарды баста мүмкін орналастыру шарттарынан мойын диаметрі d_тоp=0,45D =0,45·78=35 мм дейін жете алады .. d_тоp=32,5 мм қабылдаймыз;

3. Клапан фаскасының бұрышы α=45° болғанда клапанның максималды көтерілу биіктігі:

h_кл.max= /2,22–d_тоp= /2,22–32,5=8,92 мм.

ЕНГІЗУ ЖҰДЫРЫҚШАСЫНЫҢ НЕГІЗГІ ӨЛШЕМДЕРІ.

4. Бастапқы шеңбер радиусы

r₀=(1,3 – 2,0)h_кл.max=(1,3 – 2,0)·8,92=(11,6 – 17,8) мм.

r₀=15 мм деп қабылдаймыз;

5. Итергіштің максималды көтерілуі;

h_т.max=h_кл.max l_т/l_кл=8,92·33,5/52,6=5,68 мм,

мұндағы: l_т=33,5 мм және l_кл=52,6 мм — тіректен жұдырықша және клапанға дейінгі (1 суретте), техникалық негізде қабылдан арақашықтық (осы механизмде итергіштің ролінде жұдырықшамен тура байланыста болатын тербелмелі рычаг болады).

 

 

1 сурет. Клапан жетектерінің сызбасы:

а – бір иықты рычаг; б – екі иықты рычаг.

 

Жазық итергіші бар дөңес жұдырықшаны белгілі бір қалыпқа келтіру

6. Доғалар радиусы

Жұдырықшаның дөңес профилінің доғасы үшін радиус r₂ ≥1,5 мм, r₂=8,5 мм деп қабылдаймыз, сонда

r₁=

мұндағы: а = r₀+h_т.max– r₂=15+5,68-8,5=12,18 мм,

φ_р0=(φ_пр+180°+ φ_зп)/4=(18+180+60)/4=64°30'.

7. Итергіш радиусы r₁ доға бойымен көтерілгенде максималды бұрыш.

φ _p1max =13°03'.

8. Итергіш радиусы r₂ доға бойымен көтерілгенде максималды бұрыш

φ_p2max= φ_p0 – φ_p1max=64°30' –13°03'=51°27'.

9. Итергіштің иінді біліктің айналу бұрышы бойымен көтерілуі

h_т1=(r₁– r₀)(1– cosφ_p1)=(57,2– 15)(1– cosφ_p1)=42,7(1– cosφ_p1) мм;

h_т2= acosφ_p2+ r₂– r₀=12,18 cosφ_p2+8,5–15=(12,18 cosφ_p2–6,5) мм.

10. Итергіштің жыдамдығы мен үдеуі

ω_т1 =(r₁– r₀)ω_к sinφ_p1=(57,2 – 15)·10 ^-3·293 sinφ_p1=12,36 sinφ_p1 м/с;

ω_т2 =ω_кasinφ_p2=293·12,18·10 ^-3 sinφ_p2=3,57sinφ_p2 м/с;

j_т1=(r₁– r₀)ω²_к cosφ_p1=(57,2 – 15)·10 ^-3·293² cosφ_p1=3623 cosφ_p1 м/с²;

j_т2= –ω²_кacosφ_p2= –293²·12,18·10 ^-3 cosφ_p2= –1046 cosφ_p2 м/с²,

мұндағы: ω_к=0,5ω= 0,5·586=293 рад/с — тарату білігінің бұрыштық айналу жиілігі.

Тарату (және иінді) біліктің айналу бұрышына байланысты келтірілген формулалар бойынша h_т, ω_т және j_т есептелген мәндері 1 кестеде келтірілген.

 

12.1-кесте мәліметтері бойынша 2 суретте итергіштің көтерілу, жылдамдық және үдеу диаграммалары көрсетілген.

12.1-кесте.

 

Клапанның уақыт-қимасын есептеу мысалы.

Егер ордината осі бойынша масштабын келесідей өзгертсе

М_hкл=h_клmax М /h_тmax=8,92∙0,1/5,68=0,157 мм/мм.

итергіштің абсцисса осі бойында M = 1°/мм масштабымен және ордината осі бойында М =0,1 мм/мм масштабы бойынша тұрғызылған итергіштің көтерілу диаграммасы клапанның көтерілу диаграммасы болады.

2 сурет. Итергіштің көтерілу, жылдамдық және үдеу диаграммалары; клапанның толық уақыт-қимасы.

 

 

11. Клапанның уақыт-қимасы.

= M_tM_FF_abcd,

мұндағы: M_t =M /(6n_p)=1/(6∙2800)=5,952∙10^-5 с/мм;

M_F =М_hкл×2,22 d_тоp=0,157∙2,22∙32,5=11,3 мм²/мм;

12. Дөңес жұдырықша үшін

 

= 5,952∙10^-5∙11,3∙3820=2,569 мм²∙с,

мұндағы: F_abcd= 3820 мм² — енгізу тактыдан кейін итергіштің көтерілу қисығының (2 суретте) астындағы аудан.

 

13. Клапанның өтуші қимасының орташа ауданы.

F_кл.ср= /(t₁ – t₂)=M_FF_abcd/l_ad =11,3∙3820/90=480 мм² =4,80 см².

14. Түтіктегі қоспа ағынының орташа жылдамдығы.

ω'_вп=v_п.срF_п/F_кл.ср=14,56∙47,76/4,80=145 м/с.

15. Клапанның толық уақыт-қимасы.

=5,952∙11,3∙4280=2,878 мм²∙с,

мұндағы: F_АВ — А нүктесінен В нүктесіне дейінгі (клапан жабылуы) (2 суретте) итергіштің көтерілу қисығының астындағы аудан.

Жұдырықшаның бұрылу бұрышына байланысты клапанның ағымдағы уақыт-қимасының мәні 2 суретте көрсетілген, дөңес жұдырықша үшін есептеліп, кесте 1 жазылды.