Питання і завдання для самоконтролю

1.Перерахуйте основні силові схеми корпусу двигуна та дайте їм характеристику.

2.Укажіть типи гільз циліндрів та особливості їх роботи.

3.Поясніть конструктивні особливості головок двигунів із рідинним та повітряним охолодженням.

4. Яку будову мають корінні підшипники ДВЗ?

5. Назвіть зусилля, покажіть перерізи та дайте характеристику на­пружень, на які розраховуються гільзи циліндрів.

6. Перелічіть вимоги до групи поршня. Укажіть конструктивні та функціональні ознаки поршнів.

7. Як розподіляються навантаження тиску газів на поршневі кільця? Дайте характеристику конструктивних особливостей компресійних та маслознімних кілець.

8. Назвіть переваги та недоліки поршневих пальців плаваючого ти­пу відносно закріплених.

9. Назвіть напруження, покажіть перерізи та дайте характеристику зусиль, від яких розраховуються деталі поршневої групи.

10.Назвіть складові частини групи шатуна та вкажіть їх основні конструктивні особливості. Дайте схему розрахунку на міцність стержня шатуна.

11.Назвіть конструктивні заходи, спрямовані на зміцнення колінчастих валів. Назвіть переваги та недоліки литих та кованих валів.

12. Поясніть конструкцію ущільнення кінців колінчастих валів.

12. У чому полягає розрахунок колінчастого вала на міцність? Які коливання системи колінчастого вала Ви знаєте? Які коливання нази­ваються крутильними? Укажіть найбільш небезпечний вид крутильних коливань. Як їм запобігти?

8.4. Механізм газорозподілу

Механізм газорозподілу призначений для впуску в циліндри ДВЗ свіжого заряду (повітря у дизелів і горючої суміші у КБД, газових ДВЗ) та випуску з них спрацьованих газів у відповідності з встановленими фа­зами газорозподілу.

Механізми газорозподілу розділяються на клапанні, золотникові та змішані.

Золотникові механізми газорозподілу застосовують у двотактних двигунах. Роль золотника у цьому випадку виконує поршень.

Клапани можуть бути розташовані зверху циліндрів або збоку (нижнє розташування клапанів).

У чотиритактних автомобільних двигунах переважне застосовують­ся клапанні механізми з верхнім підвісним розташуванням клапанів (рис. 8.38).

Така конструкція має ряд переваг перед іншими, а саме: набуває більшої компактності камера згоряння, а це, в свою чергу, дозволяє за­безпечити краще наповнення циліндрів, підвищити ступінь стиску, збільшити потужність ДВЗ або при тій же потужності зменшити літраж ДВЗ; зменшуються витрати теплоти у систему охолодження і тим самим збільшується індикаторний ККД; спрощується блок циліндрів; змен­шується шум під час роботи механізму; полегшується регулювання теп­лових зазорів у клапанах; підвищується надійність роботи механізму. Але при такій схемі ускладнюються конструкція головки, приводу роз­подільного вала, збільшуються висота головки і габаритні розміри дви­гуна.

При двоклапанній конструкції механізму, яка частіше застосо­вується на автомобільних двигунах, клапани можуть бути розміщені в один ряд уздовж осі блока або у два ряди (рис. 8.39). У карбюраторних двигунів впускні і випускні трубопроводи, як правило, розміщуються з однієї сторони головки циліндрів, що відкриває можливість організувати підігрів впускного трубопроводу теплотою відпрацьованих газів і забез­печити більш інтенсивне випаровування палива під час впуску. У ди­зелів трубопроводи частіше розміщені по обидві сторони головки, при цьому зменшується підігрів повітря та збільшується коефіцієнт напов­нення. Останнім часом з метою збільшення коефіцієнту наповнення все ширше застосовуються три- та чотириклапанні головки циліндрів. Це дає змогу збільшити площину прохідних перерізів клапанів і зменшити розміри клапанів, що сприятиме надійності їх роботи.

Умовами роботи деталей механізму газорозподілу є значні наван­таження, зокрема, великі контактні напруження; робота їх відбувається в умовах високих температур при недостатньому змащенні поверхні тертя.

Важливі вимоги до механізму газорозподілу - забезпечення ефек­тивної зміни робочого тіла і надійності роботи на всіх експлуатаційних режимах. Вказані вимоги забезпечуються раціональною конструкцією механізму, вибором відповідного матеріалу для його деталей та ефек­тивним відведенням теплоти від найбільш нагрітих поверхонь. При цьо­му прагнуть максимально приблизити розподільний вал до клапанів, щоб зменшити маси, що рухаються зворотно-поступально, а також за­безпечити максимальний прохідний переріз клапанів та надійність робо­ти механізму газорозподілу.

Привід клапанів виконується безпосередньо за схемами від ниж­нього розподільного вала (рис. 8.38, а) або від верхнього (рис. 8.38, б). При нижньому розміщенні розподільного вала зусилля, що відкривають клапани, передаються через штовхачі, штанги та коромисла. Роз­подільний вал при нижньому розміщенні найчастіше приводиться в дію за допомогою шестеренчастого приводу від колінчастого вала, а при верхньому — від колінчастого вала за допомогою системи проміжних валів із конічною або циліндричними шестернями, а також ланцюгом або зубчатим пасом (рис. 8.40). У порівнянні з шестеренчастою переда­чею ланцюгова або пасова - простіші, легкі, але умови їх роботи менш сприятливі через різку зміну навантажень, які спроможні викликати їх вібрацію.

Розподільні вали можуть виготовлятися штамповкою із сталей 20Г, 40Г, 45 або відливкою із чавуну. За кількістю опор вони підрозді­ляються на однопрольотні та двопрольотні. Підшипниками ковзання валів при нижньому розташуванні служать стальні залиті бабітом або алюмінієвим сплавом втулки. Шийки вала у цьому випадку виконуються збільшеного діаметра з таким розрахунком, щоб через отвори втулок пройшли кулачки вала. При верхньому розміщенні розподільні вали обертаються в отворах рознімних підшипників ковзання (двигуни АЗЛК) або спеціального корпусу (двигуни ВАЗ). Зазори в підшипниках роз­подільних валів знаходяться у межах 0,03...0,1 мм.

Осьове переміщення розподільних валів обмежується за допомо­гою буртів у підшипнику, пересувними упорами та фланцями з розпорними кільцями (рис. 8.41).

Розміщення кулачків на розподільному валі визначається числом та порядком роботи циліндрів і залежить від фаз газорозподілу та схеми приводу.

Штовхані виготовляються сталевими з наплавкою відбіленим ча­вуном, цементованими, загартованими СВЧ або чавунними. Вони підрозділяються на механічні та гідравлічні (рис. 8.42). У свою чергу, механічні штовхачі підрозділяються на плоскі, грибкові, роликові та нажільно-роликові, які дозволяють працювати з кулачками угнутого профілю. Гідравлічні штовхачі застосовуються для забезпечення безударного набігання штовхача на кулачки та безударного збігу з нього, більш надійної посадки клапана на сідло та зменшення шуму. З метою компенсації перекосів між головкою штовхача та кулачком опорну по­верхню головки роблять у вигляді кулі значного радіуса (700...1000 мм).

При верхньому розміщенні клапанів у штовхачів роблять сферичне гніздо, на яке спирається сферична головка кінця штанги.

Штовхачі та штанги, які при роботі мають значні прискорення, по­винні мати як можна меншу масу. З цією метою вони робляться пустот­ними, трубчатого перерізу.

Повздовжню вісь штовхача звичайно зміщують по відношенню до осі симетрії кулачка на величину l_шт (рис. 8.42, в). У цьому випадку си­ли, які діють по осі штовхача з боку клапанного механізму, не збігаються з силами реакції на кулачку. Внаслідок цього на поверхні контакту ство­рюється момент тертя, під дією якого штовхач обертається навколо своєї осі. Це забезпечує рівномірний знос контактуючих поверхонь.

Змащення штовхачів забезпечується маслом, яке розбризкується або стікає по штанзі при верхньому розташуванні клапанів.

Коромисло являє собою двоплечий важіль, один кінець якого спи­рається на штангу, а другий - на стержень клапана (рис. 8.43). Плече коромисла з боку клапана довше, ніж із боку штанги штовхача, що дає змогу зменшити висоту підйому штовхача і штанги і, відповідно, змен­шити їх прискорення та сили інерції. Відношення довжини плеча l_кл

збоку клапана до довжини плеча l_шт збоку штовхача лежить у межах l_кл/l_шт = 1,2... 1,8 (рис. 8.43). Вісь коромисла звичайно виконується не­рухомою. У кінець коромисла, який спрямований до штанги, вкручується регулювальний гвинт (для встановлення необхідного зазору в ме­ханізмі), який фіксується контргайкою.

З боку клапана плече коромисла найчастіше має циліндричну по­верхню, якщо воно спирається на стержень клапана. Це зменшує спрацьовування контактуючих деталей, бо забезпечує, крім ковзання поверхні коромисла, що контактує, ще й кочення її по торцю стержня клапана. Обидва кінці коромисла та втулка змащуються маслом, яке надходить до внутрішньої порожнини осі по відповідним каналам.

Клапани відкривають і закривають впускні канали. Вони складають­ся з головки і стержня. Діаметр головки впускного клапана більший, ніж випускного.

З метою надійного закриття клапана, незалежно від температурно­го розширення деталей механізму газорозподілу, між клапаном та ко­ромислом або між клапаном та кулачком при верхньому розміщенні розподільчого вала повинен бути гарантований зазор. У чотириклапанних двигунів два однойменних клапана відкриваються разом за допомо­гою траверси (рис. 8.44).

Основні вимоги до клапанів такі: міцність та жорсткість; стійкість проти високотемпературної корозії; ефективність відведення теплоти; стійкість проти спрацьовування; стійкість проти короблення внаслідок перепаду температур.

Ці вимоги до клапанів задовольняються конструкцією, вибором ма­теріалу, технологією їх виготовлення та наступною термообробкою.

Головки клапанів є частиною поверхні камери згоряння, вони за­знають великих динамічних та температурних навантажень. Температу­ра головки випускного (найбільш нагрітого) клапана у карбюраторного двигуна досягає 900...1000°С, а у дизелів 800...900°С. Найбільша кон­центрація напружень виникає на поверхні посадочного конусу та у зоні переходу від головки до клапана. Здебільшого руйнування го­ловок клапанів носить втомний характер від дії циклічних механічних та термічних навантажень. Крім того, головки випускних клапанів зазнають дію високотемпературної газової корозії.

Головки клапанів бувають плоскі (рис. 8.45, а), тюльпаноподібні (рис. 8.45, б) та випуклі (рис. 8.45, в, г). Перехід від стержня до головки виконується за значним радіусом.

Для того, щоб знизити температуру випускних клапанів, збільшують діаметр стержня, виконують його з внутрішньою порожниною, яка на 50...60% заповнюється металевим натрієм. Температура плавління натрія 97°С, тому при робочій температурі клапана він знаходиться у рідкій фазі і за рахунок інтенсивного теплообміну ефективно відводить теплоту від головки до стержня клапана, що сприяє подальшому відведенню її в систему охолодження.

Фаска на головці випускних клапанів (рис. 8.45, а) найчастіше вико­нується під кутом γ, який дорівнює 45°, а у впускних клапанів 45 або 30°.

Характерні розміри клапанів відносно діаметра горловини зміню­ються у таких межах (рис. 8.45):

Діаметри головки:

найбільший d_н (1,06...1,16) d_гор;

найменший d_в (0,95...1,0) d_гор.

Ширина фаски b (0,10...0,12) d_гор.

Висота циліндричного пояса головки К₁ (0,25...0,045) d_гор.

Загальна висота головки h₂ (0,08...0,12) d_гор.

Діаметр стержня клапана:

впускного δ (0,18...0,23) d_гор;

випускного δ (0,22...0,28) d_гор.

Стержень клапана має зовнішній діаметр. Зовнішній діаметр сте­ржня клапана залежиться від розташування клапана, навантаження від бокових зусиль та від особливостей компоновки. Торець стержня, на який діє штовхан або коромисло, загартовується. Інколи він зміцнюється завдяки надяганню на нього ковпачка, що розміщується на кінці стерж­ня, із більш твердого матеріалу (двигун АЗЛК).

Матеріал клапанів залежить від умов їх роботи. Випускні клапани, у зв'язку з більш високими температуростійкими вимогами до них, виго­товляються з жаростійких спеціальних сталей ЕП-69, Х10СМ, 40СХ10МА та інших.

З метою економії жаростійких сталей на деяких ДВЗ застосовують складені конструкції, у яких із жаростійкого матеріалу виконується тільки головка, а стержень клапана робиться із сталі типу 40Х, 40ХНМА. Вони зварюються в стик (двигуни ВАЗ). Для більшої ко­розійної стійкості на фаски випускних клапанів та їх головки з боку циліндра іноді наплавляють шар твердого сплаву типа ВКЗ завтовшки 1,5...2,5 мм.

Впускні клапани, робоча температура яких значно нижча і не пере­вищує 600...700 °С, виготовляються із хромистої або хромонікелевої сталі типу 40Х.

Для запобігання надмірного відкладення нагара, заїдання та обго­ряння (особливо випускних) клапанів доцільно забезпечувати їх провер­тання під час роботи, або навіть примусове обертання, як це зроблено у двигуні ЗІЛ-130 за допомогою спеціального механізму обертання.

Тарілка пружини розміщується на кінці стержня клапана. При при­воді клапана через штовхач або коромисло тарілка з'єднується з клапа­ном за допомогою сухариків, які вставляють у виточку на стержні клапа­на і затискаються у конічному отворі тарілки (рис. 8.46) або спеціальною конічною втулкою.

Сідло клапана, до якого притискується робоча поверхня головки клапана, у головках циліндра з чавуну розточується безпосередньо у головці, а при алюмінієвій конструкції головки частіше являє собою ок­рему деталь у вигляді кільця, запресованого у головку (рис. 8.45, в, г). Матеріалом для сідла клапана є вуглецеві сталі або леговані чавуни.

Напрямні втулки клапана виготовляються із чавуну, металоке­раміки або алюмінієвої бронзи (рис. 8.45, г, 2). Втулки запресовують у головку циліндрів. Від переміщень у осьовому напрямку втулки фіксують опорними поясками або пружними кільцями. Зазор між стержнем клапа­на та напрямною поверхнею втулки складає для впускних клапанів 0,02...0,05 мм, а для випускних - 0,05...0,07 мм. Змащення пари стер­жень - втулка клапана здійснюється за рахунок розбризкування масла.

Щоб запобігти надмірному потраплянню масла у циліндр по зазору між ними, на втулці або на стержні клапана встановлюють гумове ущільнення у вигляді ковпачка або сальника. Цьому ж сприяє конус 1, виконаний на напрямній втулці або лабіринтне ущільнення 2 на внутрішній поверхні її, наприклад, у двигуна ВАЗ (рис. 8.45).

Пружини клапанів працюють в умовах різко змінних динамічних навантажень. Матеріалом для них служить пружинний дріт із сталей 65Г, 50ХФА та інші. Широке розповсюдження знайшли гвинтові пружини (рис. 8.46). Кінцеві витки пружини з'єднують та шліфують їх кільцеву опорну поверхню. Шаг витка для запобігання резонансу може виконува­тися змінним. Із цією ж метою інколи пружини роблять конічними або застосовують дві пружини різного діаметра. Для збільшення опору втомі пружини загартовують обдуванням сталевим дробом. Для запобігання корозії готові пружини оксідують, оцинковують або кадмують.

Розрахунок механізму газорозподілу. Основні параметри механіз­му газорозподілу: прохідні перерізи горловини газового каналу, макси­мальна висота підіймання клапана; параметри профіля кулачка роз­подільного вала, розміри клапанної пружини та запас її міцності.

Розрахунок механізму газорозподілу рекомендується починати з визначення прохідних перерізів горловини газового каналу за умов не­розривності потоку газу, який не стискується, м²:

де С_п - середня швидкість поршня, м/с; F_п - площа поршня, м²; F_п - кількість однойменних клапанів; v_кл - швидкість газу у прохідному пе­рерізі клапана, м/с.

Швидкість газу в прохідному перерізі впускного клапана знаходить­ся у межах (40...80) м/с, а випускного клапана - (70...100) м/с.

Середню швидкість газу в горловині випускних клапанів при розра­хунках для карбюраторних двигунів слід приймати на 40...50%, а для дизелів — на 25...40% вище, ніж у впускних клапанів. Відповідно і діаметри горловин випускних клапанів звичайно приймають на 10...20% меншими, ніж у впускних клапанів.

Максимальний діаметр горловини клапанного механізму d_гор (рис. 8.45) обмежується можливістю розміщення клапанів у головці бло­ка при заданих діаметрі циліндра D, конструктивній схемі газорозподілу та форми камери згоряння. Діаметр горловини, мм:

де F_гор = (1,1...1,2) F_кл - площа перерізу горловини каналу з урахуван­ням перерізу стержня клапана, м².

Максимальну висоту підйому клапана h_КЛмакс (м) при даних значеннях його прохідного перерізу та куті фаски на головці клапана можна визначити за формулою:

де γ - кут фаски клапана, γ= 45° (30°).

У автомобільних двигунах максимальна висота підйому клапана дорівнює (0,18...0,3) від діаметра горловини.

Фази газорозподілу підбирають із урахуванням швидкохідності дви­гуна, режимів його роботи, а на їх основі профілюють кулачки роз­подільного валу. Тривалість відкриття клапанів (φ° п.кул.в) для чотири­тактних двигунів слід визначати за формулою (рис. 8.47):

де φ_вип - кут випередження відкриття клапана, °п.к.в.; φ_зап - кут запіз­нення закриття клапана, °п.к.в. відносно в. м. т.

Кулачки розподільного валу можуть профілюватися у відповідності з обраним законом утворення профіля або заданим законом руху штовхача. Кулачки першого типу знайшли широке розповсюдження внаслі­док відносної простоти та технологічності. Накоплені статистичні дані за їх характерними розмірами дозволяють порівняно легко виконати профілювання. Наприклад, випуклі кулачки, окреслені дугами кіл двох радіусів, які працюють з плоским, випуклим та роликовим штовхачами.

При профілюванні кулачків їх конструктивні параметри вибирають із урахуванням таких умов:

1. безударного замикання механізму приводу при зменшенні зазору на ділянці набігання кулачка;

2. відсутності повторних відскакувань штовхача від кулачка безпо­середньо після посадки клапана на сідло;

3. отримання за можливістю низьких значень прискорень, від яких залежать зусилля, що навантажують деталі механізму привода, їх пружні деформації та зношування.

Миттєве відкриття та закриття клапана дозволяє одержати макси­мальний час-переріз, але навіть і при незначних масах деталей механізму газорозподілення приводять до виникнення великих сил інерції. У зв'язку з цим при проектуванні органів газорозподілення підбирають такий профіль кулачка, який забезпечує достатнє наповнення циліндра, викликає допустимі за значенням сили інерції.

Застосовуються випуклі та угнуті профілі кулачків. У свою чергу, випуклі профілі кулачків підрозділяються на гар­монічні (рис. 8.47, а), утворені на ділянці дії клапана двома дугами радіусами r₁ та r_в , та тангенціальні (рис. 8.47 б), утворені двома прямими, дотичними до початкового кола, і дуги радіусом r_в.

Для аналізу роботи кулачка будуються графіки переміщення, швидкості та приско­рення залежно від кута обертання кулачка.

На рис. 8.48 показані криві підйому h_шт штовхача, швидкості W_шт та прискорень

j_шт, віднесених відповідно до кутової швид­кості ω²_к розподільного вала.

Різкий перехід від позитивного приско­рення до негативного (рис. 8.48) викликає динамічні навантаження в механізмі приводу і може супроводжуватися відскоком штовха­ча від кулачка, особливо при високих часто­тах обертання.

Для механізмів із верхнім та нижнім розміщенням розподільних валів макси­мальні значення позитивних та від'ємних прискорень штовхача j_шт, віднесених до ω²_к наведені у табл. 8.8.

Широкого розповсюдження у швид­кохідних двигунах набули безударні кулачки, профіль яких складається із чотирьох ділянок. Його профілювання виконують від­повідно до вибраного та розрахованого зако­ном руху клапана. Закон руху клапана виби­рають із таким розрахунком, щоб при мінімально можливих прискореннях одержа­ти максимальний прохідний час-переріз. Обов'язковими умовами отри­мання безударного профілю кулачка є плавна та безперервна зміна кривоїприскорення клапана та штовхача.

Застосовується також метод профілювання "полідайн", оснований на зв'язку руху штовхача та клапана.

Профіль кулачка починають будувати від початкового кола радіу­сом ρ₀ (рис. 8.47), який обирають із умов забезпечення достатньої жор­сткості механізму газорозподілу. Його межі становлять (1,5...2,5) h_КЛмакс.

Таблиця 8.8

Значення прискорень штовхача j_шт / ω²_к

Значення радіусів r₁ та r_в підраховуються за формулами:

Із технологічних міркувань значення r_в повинно бути не менше, ніж 1,5 мм. При надто малих значеннях r₁ може бути одержане від'ємне значення r_в. У цьому випадку необхідно повторити розрахунок для збіль­шеного значення ρ₁.

Для забезпечення зазора у клапаному механізмі тильна частина кулачка виконується радіусом ρ _г, меншим радіуса ρ ₀ на значення

ᴧS включає температурний зазор та пружні деформації газорозподілу. Для впускних клапанів ᴧS = (0, 25…0, 35)

На рис. 8.43 показані схеми двох механізмів, які найчастіше засто­совуються у ДВЗ. Надійна посадка клапана на сідло та постійний кіне­матичний зв'язок у механізмі газорозподілу забезпечуються пружиною клапана. Тобто пружина повинна утримувати клапан у закритому стані і забезпечувати кінематичний зв'язок між клапаном і кулачком, коли сили інерції клапана та інших рухомих деталей механізма намагаються віді­рвати клапан від кулачка. Необхідно визначити такі параметри пружини: середній діаметр, жорсткість, кількість робочих витків, довжину у віль­ному стані, діаметр дроту, з якого виготовляється пружина.

Вхідною величиною для розрахунку пружини є сила пружності, яку можна визначити як аналітично, так і на основі графічної побудови ха­рактеристики пружини. Більш доцільним є аналітичний метод, основні етапи якого зводяться до такого.

Максимальна сила, яка діє на пружину, МН:

де M_кл - сумарна маса клапанного механізму, приведена до клапана, кг; К- коефіцієнт запасу; l_кл - відстань від опори до клапана, м; ω_кул - кутова швидкість обертання розподільного вала, с^-1; l_шт - відстань від опори до штовхача, м.

При верхньому розміщенні клапанів сумарна маса клапанного ме­ханізму M_кл , що приведена до осі клапана, визначається як

т_ш - маса штанги, кг; т'_к - маса коромисла, приведена до осі кла­пана, кг; т_пр - маса пружини, кг; т_кл - маса комплекта клапана, кг; m_шт - маса штовхача, кг.

Значення коефіцієнта запасу К для дизелів рекомендується прий­мати у межах 1,28...1,52, а для карбюраторних двигунів 1,33...1,66. Під­вищені значення Сприймаються для більш швидкохідних двигунів.

Мінімальна сила, МН:

Мінімальна сила пружини Р_ПРмін дорівнює її попередній силі затягування при закритому клапані. Для двигунів без наддуву силу Р_ПРмін слід перевіряти по випускному клапану, який не повинен відриватися від сідла у час такту впуску:

де F_{ГОРвип кл} - площа перерізу в горловині випускного клапана, м²; р_r - тиск газів у випускному трубопроводі, МПа; р_ц - тиск у циліндрі при ви­пуску, МПа.

Різницю тиску (р_г-р_ц) для карбюраторного двигуна, яка входить

у залежність (8.65), рекомендується приймати у межах (0,05...0,07) МПа, а для дизеля (0,02...0,03) МПа.

Для двигунів з наддувом

де р_к - тиск наддуву у впускному трубопроводі, МПа; р_ц - тиск у цилі­ндрі при випуску, МПа.

Якщо одержане значення Р_ПРмін не забезпечує виконання перелі­чених вимог, то його

необхідно збільшити, наприклад, за рахунок збіль­шення коефіцієта запасу К.

Середній діаметр пружин рекомендується приймати із конструктив­них міркувань залежно від діаметра горловини клапана D_пр = (0,7...0,9) d_rop, а діаметр дроту для автомобільних пружин стано­вить (3,5.. 6,0) мм. Якщо для одного клапана застосовуються дві пружи­ни, то діаметр дроту внутрішньої пружини становить (2,2...4,5) мм.

Перед тим, як визначити основні параметри пружини, рекоменду­ється перевірити її запас міцності за дотичними напруженнями. При цьому максимальні τ_ПРмакс та мінімальні τ_ПРмін дотичні напруження визначаються за залежностями:

де К' - коефіцієнт, що ураховує нерівномірне розподілення напружень по перерізу витка пружини, К' = (ІД... 1,5); D_пp - середній діаметр пру­жини, м; δ_пр - діаметр дроту пружини, м.

Тоді запас міцності

де τ_-1 - межа витривалості при крученні пружинних сталей, для авто­мобільних двигунів складає (340...400) МПа; τ _а - амплітуда напруження циклу, МПа; К_τ - коефіцієнт концентрації напружень; ɛ_τ - коефіцієнт, ураховуючий масштабний та технологічний фактори пружини; а_τ - ко­ефіцієнт, залежний від характеристики втомної міцності матеріалу пру­жини; τ _сер - середнє напруження циклу, МПа.

Середнє напруження циклу т_сер та амплітуду циклу напруження визначають відповідно як напівсуму та напіврізницю максимального τ_ПРмакс та мінімального τ_ПРмін значень дотичних напружень. Відногення К_τ / ɛ_τ рекомендується приймати для пружини автомобільних двигунів близьким до одиниці.

Запас міцності пружини, одержаний за формулою (8.69), повинен бути не меншим ніж 1,2.

Жорсткість пружини, попередню та повну деформацію її знаходять відповідно за залежностями

де P_ПРмін підставляється у ньютонах.

Тоді число робочих витків пружини, її довжину при відкритому та закритому клапані, а також у вільному стані розраховують за такими за­лежностями.

Число робочих витків пружини

де G - модуль пружності другого роду, МН/см² , G = (8,0...8,3); D_пр - середній діаметр пружини, м.

Повне число витків пружини

Крок витка вільної пружини

де ʌ_min- найменший зазор між витками пружини при повністю відкри­тому клапані, м.

Довжина пружини при повністю відкритому клапанi

Довжина пружини при закритому клапані

Довжина вільної пружини

Слід мати на увазі, що для запобігання резонансу, тобто збігу час­тоти власних коливань пружини з вимушеними, необхідно визначити число вільних коливань клапанної пружини і перевірити відношення чи­сла вільних коливань п_в пружини до частоти обертання розподільного вала п_кул:

де δ_пр , D_пр - підставляються у метрах.

Це відношення не повинно дорівнювати цілому числу. При наявно­сті двох пружин, крім цього, повинна виконуватись нерівність:

де n_в.зовн - число власних вільних коливань зовнішньої пружини; n_в.вн -число власних вільних коливань внутрішньої пружини.