Механічні якості конструкційних сталей

Розрахункові режими. Навантаження, що діють на деталі автомо­більних двигунів значною мірою залежать від режиму роботи двигуна. Звичайно розрахунок ведеться на сталому режимі і тільки зрідка врахо­вують особливості несталих режимів - розгін або гальмування двигуна.

Вибір розрахункових режимів здійснюється відповідно із забезпе­ченням умов міцності при найбільших навантаженнях.

Для карбюраторних двигунів обов'язковими приймаються три роз­рахункових режими:

1)максимальної частоти обертання колінчастого вала на холосто­му ході n_x.xмакс≡(1,05...1,10)n_ном із обмежувачем частоти обертання та n_x.xмакс≡(1,05...1,10)n_{ном без} , при якому сили інерції досягають найбільших значень;

2. номінальної потужності при частоті обертання n_ном, при якому сили тиску газів та інерції досягають значень близьких до максималь­них;

3)максимального крутного моменту при частоті обертання n_м≡(1,05...1,10)n_ном , коли передбачаються найбільші значення сили тиску газів, а дією інерційних сил нехтують.

У дизелів, як правило, найбільший тиск у процесі згоряння досяга­ється на режимі, близькому до номінальної потужності. Тому із розрахун­ку режим максимального крутного моменту виключають. Залишаються два режими:

1)максимальної частоти обертання колінчастого вала на холосто­му ході n_x.xмакс≡(1,05...1,08)n_ном, при якому, як і у карбюраторних двигунів, розрахунок ведеться за силами інерції;

2. номінальної потужності при п_ном; особливо цей режим має зна­чення для двигунів з наддувом, у яких сила тиску газів на цьому режимі завжди перевищує навантаження на режимі максимального крутного моменту.

Питання і завдання для самоконтролю

1. Перерахуйте основні етапи створення нового двигуна. Дайте ха­рактеристику кожному з них.

2. Які особливості має розрахунок деталей двигуна з урахуванням змінних навантажень?

3.Перерахуйте основні розрахункові режими для ДВЗ.

8.3. Кривошипно-шатунний механізм

8.3.1. Корпусні деталі двигуна

До деталей корпусу ДВЗ відносять: блок циліндрів, картер (або блок-картер), циліндри, головки циліндрів (або головки блоку циліндрів), деталі ущільнювання і кріплення. Корпус є основою для розміщення і кріплення механізмів, систем, допоміжних пристроїв двигуна. Конструк­ція корпусу залежить від загального компонування двигуна, числа і роз­міщення циліндрів типу систем охолодження і змащення, конструкції кривошипно-шатунного та газорозподільного механізмів тощо.

Основні вимоги до корпусних деталей ДВЗ:

• жорсткість і міцність (передусім, таких деталей, як блок-картер, головки циліндрів або головка блоку циліндрів, силові шпильки, корпуси корінних підшипників колінчастого вала);

• стійкість проти спрацьовування (циліндр, підшипники колінчастого вала);

• щільність матеріалу (передусім, блок-картера, головки циліндрів, циліндрів), яка повинна забезпечити відсутність втрат рідини і повітря, що рухаються по каналах, виконаних у цих деталях;

• мінімальні габаритні розміри і маса;

• технологічність виготовлення;

• низька собівартість.

Елементи корпусу при роботі двигуна, навантажені силами тиску газів, силами інерції деталей, що рухаються; на них передаються по­штовхи від автомобіля. Для запобігання неприпустимих деформацій деталі корпусу повинні мати спільну жорстку основу. У більшості авто­мобільних двигунів — це блок-картер.

Блок-картер має переважне застосування на автомобільних дви­гунах з рідинним охолодженням. Конструктивно він являє собою єдиний відливок блока циліндрів і картера.

Блок-картер може бути сконструйований за різними силовими схе­мами, під якими розуміють схеми передачі основних сил окремими еле­ментами двигуна, а також двигуном та його опорами під час роботи. Розрізнюють такі силові схеми корпусу:

1) несучий блок циліндрів, стінки якого у сукупності з головкою ци­ліндрів (або головкою блоку циліндрів) і шпильками навантажуються газовими силами (наприклад, двигуни ВАЗ, ГАЗ-51) (рис. 8.2);

2) несучий блок оболонки циліндрів, наприклад, у двигунах ГАЗ, ЗІЛ, КамАЗ та багатьох інших. У цьому разі при вставній гільзі від розрив­ної дії сил тиску газів будуть навантажуватися стінки водяної оболонки та міжциліндрових перегородок (рис. 8.3);

2. несучі силові шпильки, наприклад, у двигуні Д-12, МеМЗ-966 (968) (рис. 8.4)

2. несучий циліндр (рис. 8.5)

У автомобільних однорядних та V-подібних двигунах із рідинним охолодженням циліндри звичайно виготовляються одним блоком і з верхньою половиною картеру. Така монолітна відливка порівняно із роздільним блоком циліндрів і картером має збільшену жорсткість. Це, у свою чергу, забезпечує мінімальні деформації, збільшує надійність силової установки, дає можливість раціонального використання металу корпусу ДВЗ.

Перелічені раніше вимоги до блок-картера двигуна забезпечуються конструк­тивно і вибором відповідного матеріалу та термічною обробкою. Конструктивно жор­сткість блок-картера (картера) може бути збільшена застосуванням міжциліндрових перегородок, що розташовані в площинах корінних підшипників; введенням зміцню­ючих ребер; виконанням площини роз'єд­нання корінних підшипників колінчастого вала вище роз'єднання блока з піддоном (рис. 8.3); застосуванням повноопорного колінчастого вала, який має корінні під-шипники після кожного циліндра, або використанням так званого картера тунельного типу, який не має площин рознімання по корінним підшипникам (рис. 8.4).

Додатково наявність корінних опор після кожного циліндра забезпе­чує більш рівномірне розподілення сил і моментів вздовж блока цилінд­рів, а тому і більш раціональне використання матеріалу.

Матеріалом для блок-картера переважно вибирають сірі дрібнозер­нисті чавуни перлітної структури з графітовими вкрапленнями, часто леговані хромом, нікелем, міддю, титаном або алюмінієві сплави.

Товщина стінок і перегородок верхньої частини чавунного картера дорівнює 5...8 мм, а стінок водяної оболонки та перегородок блоку - 4...7 мм. Алюмінієві деталі при відливанні у піскові форми мають стінки на 1...2 мм товщі.

Застосування прогресивних технологій, наприклад, литва деталей під тиском, дозволяє отримати тонкі та міцні стінки як чавунних, так і алюмінієвих деталей. Товщина стінок чавунних відливок доведена до 3,2...3,5 мм. Однак для карбюраторних автомобільних двигунів перевагу віддають алюмінієвим деталям, що дозволяє значно (майже в чотири рази) зменшити їх масу.

При проектуванні ширина картера визначається траєкторією край­ньої точки зовнішньої головки шатунного болта. Мінімальна відстань між цією траєкторією та внутрішньою поверхнею стінки картера звичайно не перевищує 10...15 мм (рис. 8.3).

Повздовжні габаритні розміри картера, опріч числа циліндрів, знач­но залежать від міжосьової відстані циліндрів, яка у свою чергу зале­жить від ряду факторів:

• наявності між циліндрами корінного підшипника та його конструк­ції;

• довжини шатунної шийки;

• типу гільзи циліндра;

• наявності проходу для охолоджуючої рідини між стінками сусідніх циліндрів.

Ця відстань оцінюється відношенням L₀ /D, де L₀ - відстань між осями циліндрів; D - діаметр циліндра. Значення цього відношення у автомобільних двигунах змінюється у межах 1,2...1,5.

Гільзи циліндрів являють собою циліндричну оболонку, частіше вставну для легкої зміни. Від типу гільзи та її конструкції значно зале­жить жорсткість блока ДВЗ. Залежно від того, омиваються гільзи охоло­джуючою рідиною чи ні, їх підрозділяють на сухі та мокрі (рис. 8.6).

При застосуванні мокрих гільз відкривається можливість уживання більш стійких проти спрацьовування в експлуатації матеріалів, збільшується ефективність відведення теплоти та знижуються витрати на ремонт.

Мокрі гільзи вставляються у направляючі центруючі пояси блока. Для збереження геометричної форми під час роботи гільза має два на­правляючих центруючих пояса: верхній і нижній. Опорні площини для мокрої гільзи виконують у кільцевих приливах блока, які забезпечують збереження геометричної форми гільзи.

Опорні площини гільзи можуть бути розміщені у різних місцях по висоті блока: у верхній частині блока (рис. 8,6, б); у кільцевому приливі, який знаходиться нижче опорної площини блока циліндра (рис. 8.6, в); у приливі нижньої частини блока (рис. 8.6, г). При більш низькому розмі­щенні опорної площини гільзи покращується охолодження її верхньої частини та поршневих кілець.

Ширину опорного фланця визначають з урахуванням тиску на кіль­цевий пояс при попередній затяжці шпильок. Для чавунних блоків цей тиск повинен бути не більше 380...420 МПа, для алюмінієвих -140...180 МПа. Висота фланця складає приблизно 0,1 D.

При роботі двигуна під дією перемінних навантажень поршня гільза зазнає динамічних деформацій. Найбільш ефективними методами зни­ження динамічних деформацій є збільшення її жорсткості, більш щільна її посадка у направляючих поясах, зменшення зазорів між поршнем і гільзою, а також підбір профіля поршня.

Ущільнення нижнього стику мокрої гільзи і блока досягається зви­чайно за допомогою двох гумових кілець 2. У деяких конструкціях уста­новлюють доповнююче опорне кільце 3 (рис. 8.6, з).

Товщину стінок циліндра вибирають із умов отримання достатньої жорсткості проти овалізації та можливості розточування при ремонті. Звичайно вона складає для мокрих чавунних гільз 5...8 мм.

Для збільшення довговічності у верхню частину гільзи циліндра за­пресовують коротку жаростійку вставку із аустенітного чавуну (нірезісту) 1 (рис. 8.6, з). Стійкість гільзи спрацьовуванню при цьому збільшується у 3-4 рази. Внутрішня поверхня циліндра (дзеркало) у цьому випадку обов'язково підлягає пористому хромуванню (канали і пори у шарі пори­стого хрому сприяють змащенню поверхні тертя).

Циліндри двигунів із повітряним охолодженням виготовляють час­тіше литими, з несучими силовими шпильками, з розвиненим оребрен-ням, яке займає 45...55% усієї довжини циліндра (рис. 8.7).

Площа поверхні охолодження циліндра прямо пропорційна висоті та числу ребер. Крок ребер складає від 4,5 до 6 мм залежно від способу виготовлення гільзи циліндра. Висота ребер визначається теплопровід­ністю металу і звичайно не перевищує 50 мм. Для запобігання овалізації циліндра у ребрах робляться вирізи, що доходять до стінок циліндра. Ці вирізи зміщують один відносно другого з метою запобігання овалізації при нагріванні циліндра і виникнення у результаті цього значних терміч­них напружень.

Матеріалом для виготовлення гільз звичайно служить перлітний сі­рий чавун, рідше - сталь та алюмінієві сплави. Останні здебільшого ви­користовуються для малопотужних двигунів повітряного охолодження. При виготовленні гільз широко використовують різні методи термообро­бки: цементацію, азотування, загартовку СВЧ, пористе хромування.

Непрямими заходами, які підвищують довговічність гільз, є такі:

1. застосування термостату, який дозволяє підтримувати стабіль­ний тепловий стан двигуна у межах 90...95°С незалежно від режиму йо­го роботи;

2. застосування жалюзей радіатора, які також регулюють тепловий стан двигуна;

3. удосконалення очищення масла та повітря;

4. вентиляція картера для видалення відпрацьованих газів, котрі погіршують якість масла і викликають швидке його обсмолення.

Для ущільнення газового стику між гільзою й головкою циліндрів застосовуються прокладки, які тривалий час повинні витримувати ви­сокі температури та бути достатньо пружними, щоб заповнити на опор­них поверхнях блоку та головки усі нерівності глибиною 0,2...0,3 мм.

На рис. 8.8 показані конструкції різних прокладок. Застосовуються такі прокладки:

1. цільнометалеві із алюмінію або міді, котрі мають твердість знач­но меншу, ніж матеріал, із якого виготовлені головки та блок. Подібні прокладки установлюють у двигунах із жорсткими головками циліндрів і блоками при великій затяжці силових шпильок;

2. металеві, набрані із тонких листів. Прокладка може бути викона­на зі змінною жорсткістю за рахунок зменшення у деяких місцях числа листів. Для окантування навколо вирізу під камеру згоряння застосо­вують один із зовнішніх листів. Ці прокладки надійно ущільнюють газо­вий стик у конструкціях з жорсткими блоками і головками при великій затяжці силових шпильок;

3. м'які, спресовані, які складаються із двох листів графітизованого азбестового картону, накладені на стальну сітку (рис. 8.8, а) або стале­вий перфорований лист (рис. 8.8, б), що збільшує міцність прокладки і дає можливість її установлювати повторно. Азбестові волокна для збіль­шення міцності просочуються резиною або спеціальними зв'язуючими жаростійкими матеріалами.

Прокладки такого типу виготовляють товщиною 1,1 мм і більше. Для збільшення пружних якостей та її надійності окантовують отвори під камеру згоряння, що захищає прокладку від дії газів. У зоні окантування ювщина прокладки більше, що забезпечує більший тиск по контуру газового стику.

У зв'язку з установкою м'яких прокладок на дизелях з високим тиском згоряння застосовують прокладки з потовщеною окантовкою та загибом її в паз (рис. 8.8, в), з подвійною окантовкою (рис. 8.8, г), із подвійною окантовкою та загибом її у паз (рис. 8.8, д), захистом від дії газів кільцем 1 з каліброваним дротом усередині (рис. 8.8, е) або циліндричною пру­жиною.

У деяких двигунах установлюють роздільно на кожному циліндрі ущільнюючі кільця із червоної міді або алюмінію, врізаючи їх у торець гільзи. На площині головки у цьому разі повинні бути оброблені кільцеві виступи.

Головки циліндрів є важливим елементом корпусу ДВЗ. Конструк­ція головок значною мірою залежить від типу ДВЗ (дизель чи двигун із примусовим запалюванням суміші), типу системи охолодження, типу та форми камери згоряння, розташування клапанів, свічок або форсунок, впускних та випускних каналів та ін.

У сучасних автомобільних двигунах значне розповсюдження знахо­дять головки з тангенціальними або гвинтовими впускними каналами 1 (рис. 8.9, а), які забезпечують цілеспрямований інтенсивний рух робочо­го заряду у циліндрі та його турбулізацію. Це також вносить свої відзна­ки у конструкції головок.

Різко ускладнюється конструкція головки циліндра та її виготовлен­ня для дизелів з роздільними камерами згоряння - з вихровою камерою або передкамерою (рис. 8.9, б).

Головки циліндрів блочних конструкцій виконуються у вигляді одно­го відливку для кожного ряду циліндрів.

При високих навантаженнях від сили тиску газів, особливо у дизелів з наддувом, застосовуються індивідуальні головки для кожного циліндра. Така конструкція головки дає можливість рівномірного розміщення си­лових шпильок, і, як наслідок, більш надійного рівномірного ущільнення газового стику, а також індивідуального доступу до кожного циліндра.

У двигунів з верхнім підвісним розташуванням клапанів габаритні розміри головки по висоті залежать, у першу чергу, від площини та фо­рми прохідного перерізу каналів впускного та випускного клапанів, а та­кож висоти щілин для охолоджувальної рідини між стінками головки і цими каналами.

Товщину нижньої опорної стінки головки вибирають із умов одер­жання достатньої жорсткості, щоб запобігти недопустимим деформа­ціям сідел, клапанів та площини газового стику при навантаженні голо­вки силами тиску газів та від температури. Товщина нижньої опорної стінки чавунної та алюмінієвої головок δ_г (рис. 8.10), як і товщина стінок

водяної оболонки δ_р, зростає із збільшенням діаметра циліндра. Вка­зані товщини стінок чавунних литих головок циліндрів у діапазоні змін діаметрів циліндра 0 = 80...150 мм можуть бути виражені відповідно до статистичних даних лінійними залежностями:

У головках з алюмінієвого сплаву опорну стінку роблять на 2 мм товстіше.

У сучасних бензинових двигунів відносна висота головки

При напівсферичних камерах згоряння відносна висота збільшуєть­ся до

У більшості дизелів відносна висота головки

Висота проходу для охолоджуючої рідини між стінками головки та каналів у нижній частині становить 12...14 мм, у верхній - 5...6 мм.

Прохідна площа впускного каналу, починаючи від сідла, повинна збільшуватися і досягати при вході в головку 1.2...1.3 значення прохідної площі безпосередньо перед сідлом клапана. Для випускних клапанів та­кож рекомендується дещо збільшувати прохідну площу відвідного кана­лу.

Випускні канали у значній більшості конструкцій головок ДВЗ вико­нуються для кожного циліндра окремо, до того ж довжина випускного каналу по можливості повинна бути короткою для зменшення втрат теп­лоти у системі охолодження.

Свічки запалювання у карбюраторних та газових двигунах розта­шовуються у бобишках головки, які з усіх боків повинні обмиватися хо­лодною рідиною.

Форсунки системи живлення дизелів та газодизелів установлюють­ся у гнізда 1 (рис. 8.10), які виконані безпосередньо у головці або у вставних втулках.

Розміщення клапанів та форсунок у головці залежить від їх кількості та форми камери згоряння. Часто, коли розмістити клапани та форсунку в один ряд неможливо, використовують похиле та зміщене відносно осі циліндра положення форсунки (рис. 8.10).

Ураховуючи складну об'ємну конструкцію головки циліндрів при її проектуванні, слід звертати увагу на розподіл температур. Температура поверхні, яка контактує з газами, досягає у чавунних головках 350 °С. Перепади температур між окремими точками силової стінки чавунної головки досягають 150 °С. Максимальні температури головок із алюміні­євих сплавів не перевищують 250 °С, а перепади 60 °С. Температурні перепади вирівнюють направленим охолодженням найбільш термічно напружених місць: перемичок між клапанами, клапанами і форсункою (або свічкою), зони випускного патрубка та ін.

У двигунів із повітряним охо­лодженням температура головок, які завжди виготовляються із алюмінієвих сплавів, не повинна перевищувати 220...250 °С. Най­кращою схемою розміщення клапанів з точки зору поліпшення повітряного охолодження головки є

V-подібна (рис. 8.11).

Кут розвалу клапанів цих головок доходить 80°. Висота охолоджуючих ребер литих головок дорівнює 50…60 мм. Ребра можуть виготовлятися як литвом, так і фрезеруванням. У кованих головках ребра фрезерують. У цьому випадку товщина ребер може бути доведена до 1,5 мм з кроком 3,5...4,0 мм. Поверхня охоло­дження при цьому зростає у порівнянні з литими конструкціями на 20%.

Важливе значення для головок циліндрів має термообробка, в пер­шу чергу, це штучне старіння або відпал, які дозволяють зняти остаточні напруження після литва.

Корінні підшипники також є елементом корпусу ДВЗ (рис. 8.12).

Кришки підшипників колінчастого вала закріплюються болтами або шпильками. Для алюмінієвих картерів застосовують тільки шпильки, а для чавунних - як болти, так і шпильки. Для надання більшої жорсткості вузлу корінного підшипника, а також правильної установки і фіксації, кришки з боків фіксують обробленими площинами 1 у приливах картера, які зв'язані зі стінками картера ребрами. До того ж передбачають допов­нюючі зв'язки кришок із стінками картера у вигляді двох стяжних шпи­льок або болтів 2. Кришки можуть також фіксуватися прецизійними бол­тами. До корінних підшипників масло надходить по каналах у картері, що мають діаметр 5...8 мм.

Вкладиші корінних підшипників колінчастого вала встановлю­ють у розточку картера та кришки з натягом 0,06...0,1 мм (рис. 8.13). Від провертання та осьових переміщень вкладиші фіксуються відігнутими "вусиками" 7, що спираються на стикові площини картера і кришки або штифтами, які запресовують у картер та кришку.

Вкладиші автомобільних двигунів виготовляються переважно біме­талевими із маловуглецевих сталей товщиною 2...5 мм із заливкою свинцевою бронзою або високоолов'янистим алюмінієвим сплавом. То­вщина заливки звичайно складає від 0,2 до 0,8 мм. Для прискорення прироблення свинцеву бронзу вкривають тонким шаром олова або бабі­ту (0,08...0,15 мм).

Вкладиші бензинових двигунів виготовляються тонкостінними із сталевої основи, алюмінієвого шару та покриттям бабітом. Радіальна товщина таких вкладишів складає 0,03...0,04 від діаметра корінної ший­ки вала при товщині шару бабіту 0,2...0,5 мм. У дизелів товщина вкла­диша досягає 0,045...0,06 від діаметра корінної шийки при товщині за­ливки 0,3...0,7 мм. У цьому випадку кількість основних шарів може бути збільшена до трьох, наприклад: 1) стальна основа; 2) свинцева бронза (0,2...0,25) мм; 3) підкладка нікелю - 5 мкм (шаром не враховується); 4) свинцево-олов'янистий сплав — 50 мкм;

5) захисне олов'янисте по­криття — 5 мкм (шаром не враховується).

Для збільшення корозійної стійкості антифрикційного шару у висо-кошвидкісних двигунах застосовують електролітичне покриття робочої поверхні індієм. Це пов'язано з наявністю у змащуючих матеріалах ор­ганічних кислот.

Розрахунку із розглянутих вище деталей піддаються тільки найпро­стіші: циліндри, силові шпильки та ряд інших. Блок-картери та головки циліндрів, як правило, не розраховуються внаслідок складної їх просто­рової конструкції і наявності багатьох концентраторів напруження, вплив яких важко врахувати. Останнім часом до їх розрахунку намагаються притягнути методи кінцевих елементів. Головки циліндрів також нама­гаються розраховувати і на теплове навантаження.

Гільза циліндрів є однією з найбільш навантажених деталей. Вони зазнають комплексних навантажень, але розраховуються, як правило, в залежності від основних із них: максимального тиску газів та бокової дії поршня.

Найбільш небезпечним на­вантаженням є максимальний тиск згоряння р_zд , який викли­кає розтягуюче напруження по твірній циліндра (рис. 8.14).

Ці напруження визначаються за формулами, які не враховують нерівномірність розподілення напружень по товщині гільзи, бо коливання товщини гільз авто­мобільних двигунів незначне, МПа:

де р_zд — дійсний тиск згоряння, МПа;D-діаметр циліндра,м; δ — тов­щина стінки гільзи, м.

Для гільз циліндрів із чавуну припустимі напруження не повинні пе­ревищувати 50, а для сталевих 120 МПа.

Для двигунів з повітряним охолодженням розрив по твірній цилінд­ра менш можливий за рахунок укріплення стінок ребрами охолодження. У цьому випадку напруження розтягування по кільцевому перерізу цилі­ндра, МПа:

а напруження вигину, МПа:

У цій формулі момент вигину М_виг від сили N_мaкс, прикладений до середини поршневого пальця, МПа:

де N_макс — максимальне значення бокової сили, діючої на поршень, із динамічного розрахунку, МН; а — відстань від осі поршневого пальця до верхньої мертвої точки, м;

b — відстань від осі поршневого пальця до нижньої мертвої точки, м.

Відстані а та b розраховуються через вираз для переміщення пор­шня залежно від кута повороту колінчастого вала.

Для несучих гільз знаходиться сумарне напруження по кільцевому перерізу від розтягуючої дії сили тиску газів та вигнання під дією бокової сили N_макс:

Момент опору W, м³, для кільцевого перерізу циліндра знаходиться за зовнішнім D₁ та внутрішнім D діаметрами:

Сумарне напруження від вигинання та розтягування не повинно пе­ревищувати для чавунних гільз циліндрів 60, а для сталевих 110 МПа.

Силові шпильки повинні забезпечувати при будь-яких режимах роботи двигуна нерозкриття газового стику. Вони розтягуються силою попереднього затягування, силою тиску газів і силою, яка з'являється за рахунок різниці температур та коефіцієнтів лінійного розширення мате­ріалів головки, блоку та шпильок.

У неробочому стані і холодному двигуні силові шпильки навантаже­ні силою попередньої затяжки, яку за експериментальними даними при­ймають у вигляді приблизної залежності, МН:

де т — коефіцієнт затяжки шпильки, який змінюється у межах 1,5 ... 2,0 а у з'єднаннях з прокладками він збільшується до 5 і більше; X — кое­фіцієнт діючого навантаження різьбового з'єднання, змінюється у межах 0,15... 0,25; P’_{z д} — сила тиску газів при згорянні, яка приходиться на од­ну шпильку, МН.

При роботі двигуна, крім зусилля затяжки на шпильки, діє розтягу­юча сила тиску газів, досягаючи найбільшого значення у момент зго­ряння.

Сила тиску газів при згорянні, МН, яка приходиться на одну шпиль­ку:

де р_zд — максимальний тиск згоряння, Мпа, F_к — проекція поверхні камери згоряння на площину, перпендикулярну до осі циліндра, м²; і_шп — число шпильок на один циліндр.

При нижньому розташуванні F_к /F_п =1,7...2,2, при верхньому F_к /F_п =1,1...1,3 ,

де F_п — площа поршня.

Під дією сили попередньої затяжки відбувається розтягування шпильки і стиск деталей, що з'єднуються. При роботі двигуна сила тиску газів при згорянні викликає додаткове розтягування шпильки та стиск головки.

Сумарна сила, яка розтягує шпильку, МН:

Таким чином, максимальна сила, яка розтягує шпильку без ураху­вання доповнюючих теплових навантажень, МН:

а мінімальна

Максимальні та мінімальні напруженні у шпильці визначають за найменшим перерізом стержня або за внутрішнім діаметром різьби, МПа:

де F_ор - площа перерізу шпильки на внутрішньому діаметрі різьби, м².

Амплітуда, середнє напруження циклу та запаси міцності шпильки визначають за рівняннями у підрозділі 8.2. Припустимий запас міцності повинен лежати у межах

п_σ = 2,5...4,0.

Матеріал силових шпильок блока повинен мати якомога більшу межу пружності, не меншу сумарного значення від сил тиску газів та інерції для запобігання ослаблення газового стику. Силові шпильки дви­гунів виготовляються із вуглецевих та легованих сталей (18ХНМА, 18ХНВА та інші).