Menu

Расчет механизма газораспределения

Наполнение цилиндров двигателя рабочей смесью и очистка от отработавших газов осуществляются механизмом газораспределения. В четырехтактных двигателях применяют преимущественно клапанный механизм с верхним или нижним расположением клапанов, в двигателях двухтактных чаще всего — механизм золотниковый, роль золотника выполняет поршень. В двигателях двухтактных, мощных встречается механизм комбинированный: впуск — золотниковый, выпуск — клапанный.

Механизм газораспределения в надлежащий момент обеспечивает подачу в цилиндр необходимого количества топливно-воздушной смеси или воздуха, организует струю поступающего воздуха так, чтобы при встрече со струей топлива обеспечивалась наилучшим образом качественная топливно-воздушная смесь и равномерно распределялась в камере сгорания. После сгорания топливно-воздушной смеси в определенный момент механизм газораспределения обеспечивает выпуск отработавших газов из цилиндра и возможно полную очистку его от этих газов.

Движение клапанов строго согласовано с движением поршней, поэтому все механизмы газораспределения включают в себя привод, передающий движение от коленчатого вала к клапанам.

В зависимости от формы камеры сгорания, расположения клапанов и других конструктивных факторов механизм газораспределения включает в себя: шестерни зубчатые, цилиндрические или конические; цепную или ременную передачу, работающую без скольжения; распределительный вал (один или несколько), расположенный в картере или в головке двигателя (рис. 47);

[image]

Рис. 47. Различные конструктивные решения клапанного механизма автотракторных двигателей:

а — механизм газораспределения с расположением клапанов в головке и приводом от распределительного вала, расположенного в картере; б — механизм газораспределения с верхним расположением клапанов и распределительного вала, действующего непосредственно на стержень клапана; е — механизм газораспределения с верхним расположением клапанов и укороченной штангой; г — механизм газораспределения V-образного двигателя с приводом всех клапанов от одного распределительного вала; д, е — привод клапана с предотвращением появления боковых сил при передаче усилий на стержень клапана

79[image]

толкатели, штанги, коромысла, передающие движение от распределительного вала к клапанам; клапаны, преимущественно тарельчатые с фаской, опирающейся на гнездо под углом 30 или 45° (рис. 48). На каждый цилиндр устанавливают по 2, 3 или 4 клапана; пружины (одна или две) спиральные цилиндрические, конические и другой формы; направляющие втулки, крепежные детали.

Эффективность процесса газообмена в двигателях оценивают коэффициентом наполнения и равномерностью наполнения отдельных цилиндров двигателя.

Рис. 48. Расчетная схема клапана

Для хорошего наполнения цилиндров двигателя свежей смесью или воздухом рекомендуют следующие соотношения между диаметром горловины впускных каналов dгор.вп и диаметром поршня D:

 

При нижнем расположении клапанов……. dгор.вп=(0,38÷042)D

При верхнем расположении клапанов…… dгор.вп=(0,42÷052)D

Для дизелей с разделенной камерой……... dгор.вп=(0,35÷040)D

Для дизелей с неразделенной камерой…... dгор.вп=(0,38÷042)D

 

Чтобы уменьшить сопротивление движению смеси или воздуха, впускные трубопроводы выполняют с плавными переходами и с гладкой внутренней поверхностью.

Условную среднюю скорость движения смеси или газов в горловине определяют из равенства

[image], (129)

где fгор.вп — площадь впускной горловины; iкл — число одинаковых клапанов для одного цилиндра; спор.ср— средняя скорость поршня; Fпор— площадь поршня.

Площадь сечения впускной горловины клапана

[image]. (130)

Площадь проходного сечения впускного клапана при максимальном его открытии для клапанов с углом наклона фаски 30°

[image]

с углом наклона фаски 45°

[image],

где hкя — высота подъема клапана.

Условные скорости прохождения смеси в горловине клапана в горловине седла клапана двигателей следующие:

Карбюраторный Дизель

wгор.вп, м/с 60÷110 55÷70

wсед.кл, м/с 65÷120 60÷80

У современных двигателей принимают wгор.вп = (0,9÷0,88) wсед.кл.

Клапаны впускные изготавливают из сталей 37ХС, 40ХН, 5Х9С2, Х10СГМ и др., выпускные — из жаропрочных сталей ЭИ48, ЭИ992, СХ8 и др. Долговечность клапанов повышается наваркой стеллита на посадочный конус клапана и опорную поверхность седла.

Примерные соотношения размеров клапана в зависимости от диаметра горловины следующие:

Диаметр тарелки клапана:

наибольший………………….. dгол= (1,06÷1,16) dгор

наименьший………………….. d1 = (0,95÷1,0) dгор

Ширина фаски……………………. b= (0,10÷0,12) dгор

Высота цилиндрического пояска... h1= (0,025÷0,045) dгор

Общая высота тарелки ………....... h2= (0,10÷0,13) dгор

Диаметр стержня клапана:

Впускного………………………….. dст.вп= (0,18÷0,23) dгор

выпускного ………………………... dст вып= (0,22÷0,28) dгор

Чтобы лучше отводить тепло от тарелки выпускного клапана, тарелку и стержень клапана делают пустотелыми. Полость заполняют металлическим натрием, который в жидком состоянии (t = 97°), перемещаясь в полости, переносит тепло от тарелки к стержню клапана.

Седла клапанов выполняют из легированных чугунов. Радиальная толщина кольца седла (dсед. нdсед. вн)/2= (0,1÷0,13)dгор. Высота седла hсед= (0,18÷0,25) dгор. Наружный диаметр кольца dсед.н (1,2÷1,26)dгор. Чтобы предотвратить выпадение, седла клапанов завальцовывают или запрессовывают с небольшим натягом Δ 0,0003 dсед.н.

Стержень клапана перемещается в направляющей втулке, которую выполняют из бронзы, специального чугуна или металлокерамики и запрессовывают в головку цилиндров или в блок: длина направляющей части втулки lвт = (8—10) dст; наружный диаметр втулки dвт. н = (1,4÷1,6) dст.

Зазор между втулкой и стержнем клапана для впускных клапанов 0,02—0,05 мм, выпускных 0,05—0,07 мм.

Продолжительность фаз открытия и закрытия клапанов обеспечивается соответствующим расположением и формой кулачков, находящихся на распределительном валике. Помимо кулачков, управляющих движением клапанов, на распределительном валике часто помещают кулачки, шестерни, передающие движение на вспомогательные механизмы: топливный, масляный насосы, распределитель и прерыватель системы зажигания и др.

Для четырехтактных двигателей распределительный вал всегда вращается с частотой, в два раза меньшей, чем частота вращения коленчатого вала.

Распределительные валы изготовляют из сталей 45,40 или из чугуна СПЧ. Чтобы обеспечить необходимую жесткость, распределительные валы выполняют многоопорными, подшипники применяют преимущественно скольжения иногда с баббитовой поверхностью трения. Поверхности трения распределительного вала термически упрочняют.

[image]

 

Рис. 49. Схема к расчету профиля кулачка

 

Кулачки распределительного вала имеют рабочую поверхность, обеспечивающую безударный подъем клапана на заданную высоту и опускание. Продолжительность нахождения клапана в открытом состоянии определяется профилем кулачка, выполненным в соответствии с диаграммой газораспределения, обеспечивающей максимальное наполнение и хорошую очистку цилиндров от отработавших газов.

В настоящее время наибольшее распространение получили кулачки с выпуклой поверхностью, описанной кривой с радиусами r0, r1, r2 (рис. 49, а). Работают такие кулачки с толкателями, имеющими плоские или выпуклые головки. Кулачки, работающие с роликовыми толкателями, имеют поверхности, описанные кривой с радиусами r0, r2 и соединенные между собой прямой (тангенциальный) или вогнутой поверхностью (рис. 49, б).

На основании опытных данных принимают подъем толкателя

[image],

где dгор — диаметр горловины; iкл — число одноименных клапанов, приходящихся на один цилиндр.

Радиус начальной окружности r0= (1,6÷2,4) hmах.

Радиус дуги первого участка подъема клапана от A до C r1 = (10÷20) hT max.

Если r1 определяют, задавшись r0, r2 и hT max, то принимают [image] мм, тогда

[image], (131)

где а — расстояние между центром вала и центром дуги с радиусом r2: а = r0 + +hT maxr2; 2φ0 — центральный угол при симметричном кулачке на протяжении которого клапан остается открытым.

Для тангенциального кулачка

[image]. (132)

Толкатель с плоской головкой скользит по дуге радиусом r1 от точек А до С и от С' до А', при этом высота подъема толкателя

[image]; (133)

скорость

[image]; (134)

ускорение

[image]; (135)

где ωк.в — угловая скорость кулачкового вала.

Толкатель с плоской головкой скользит по дуге радиусом r2 от точки С до С', при этом высота подъема толкателя

[image]; (136)

скорость

[image]; (137)

ускорение

[image]. (138)

Минимальный радиус головки толкателя

[image]. (139)

Роликовый толкатель катится по прямой и а участке от точек А до С и от С' до А', при этом высота подъема толкателя

[image]; (140)

скорость

[image]; (141)

ускорение

[image]. (142)

Роликовый толкатель катится по дуге радиусом r2 от точек С до В и от В до С', при этом высота подъема толкателя

[image], (143)

где [image];

скорость

[image]; (144)

Ускорение

[image]. (145)

Так как у двигателей с верхним расположением распределительного вала масса, приведенная к клапану, оказывается меньше, чем у двигателя с нижним расположением вала, то у них могут быть допущены большие ускорения.

Для двигателей с верхним расположением распределительного вала при hт = 0 значения [image], при [image].

Для двигателей с нижним расположением распределительного вала при hт = 0 [image], при [image].

Пружины клапанов предназначены для плотного прижатия клапана к седлу и для поддержки всех элементов клапанного механизма в замкнутом состоянии. Появление в клапанном механизме значительных зазоров (размыкание) приводит к работе механизма со стуками, а поверхности механизма, размыкающегося во время работы, быстро изнашиваются.

Клапанный механизм должен обладать большой жесткостью при предельно малой массе возвратно-поступательно движущихся деталей. Конструктивные массы gкл возвратно-поступательно движущихся деталей, отнесенные к площади впускной горловины и приведенные к оси клапана gкл.вп, имеют следующие значения (г/см2):

Для механизма с нижними клапанами …………………… gкл=22÷36

Для механизма с верхними клапанами и

нижним расположением вала……………………………… gкл=23÷30

Для механизма с верхними клапанами и

верхним расположением вала……………………………... gкл=18÷23

 

При определении конструктивных масс, отнесенных к выпускному клапану, следует учесть, что горловина впускного клапана всегда больше горловины выпускного, поэтому

[image], (146)

где fгор.вп, fгор.вып — проходные сечения впускного и выпускного клапанов.

Суммарная масса возвратно-поступательно движущихся деталей клапанного механизма, приведенная к оси клапана,

[image],

где ткл — масса комплекта клапана; тпр — масса пружины; тТ — масса толкателя; mшт — масса штанги; Jкл — момент инерции коромысла относительно оси качания; lT, lкл — плечи коромысла; lкл/lT = 1,3÷1,8; lкл — плечо, касающееся стержня клапана.

Силы инерции поступательно движущихся масс, приведенные к оси клапана,

[image],

Где jкл=iкл jТ; iкл=hкл/hТ=jкл/jТ.

Максимальная сила пружины при полностью открытом клапане

[image]

где K — запас усилий пружин: для дизелей K =1,3÷1,5; для карбюраторных двигателей K = 1,33÷1,65; [image]мм.

Минимальная сила пружины при закрытом клапане (предварительная затяжка)

[image] (147)

Максимальная сила пружины

[image]

При полностью открытом клапане пружина будет иметь силу

[image] (148)

где [image]— жесткость пружины; [image] — полная деформация пружины или высота пружины при открытом клапане.

В быстроходных двигателях Рпр mах достигает 1000 Н, жесткость пружины — 54÷58 Н/мм.

Диаметры пружин выбирают следующими: наружной dн=(0,75÷1,0)dгор, внутренней dвн=(0,5÷0,75)dгор. Если клапанная пружина одна, то ее dпр = dгор или ее dпр выбирают по конструктивным соображениям, где dгор — диаметр горловины клапана.

При установке двух пружин

[image]

где [image] — нагрузка, приходящаяся на наружную пружину; [image] — нагрузка, приходящаяся на внутреннюю пружину:

 

[image]

Внутреннюю пружину вставляют в наружную с зазором 1÷2 мм. Направление витков встречное для предотвращения заклинивания витков одной пружины витками другой.

Максимальное .касательное усилие в пружине (МПа)

[image], (149)

где dпр — средний диаметр пружины; δ — диаметр проволоки, из которой делают пружины, δ = 4÷6 мм; K — коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по сечению витка; зависит от следующих соотношений:

dпр/δ…………..…… 6 7 8 9 10

K……………......... 1,24 1,2 1,17 1,15 1,13

Максимальное усилие τmах== 450÷650 МПа. Минимальное касательное напряжение (МПа)

[image]; (150)

амплитуда напряжения τа = 0,5 (τmахτmin); среднее напряжение τср = 0,5 (τmах + +τmin).

Предел выносливости для пружинных сталей τ-1 = 330 — 400 МПа.

Запас прочности

[image], (151)

где [image] = 0,1 — зависит от предельной амплитуды.

Принимают [image]= 1,2÷2,2. Число рабочих витков пружины

[image], (152)

где G = (0,80÷0,88) 105 — модуль упругости второго рода, МПа, Полное число витков пружины [image], принимают число витков клапанных пружин [image]= 7÷12.

Клапанные пружины проверяют на резонанс (кол/мин)

[image], (153)

где δ и dпр выражены в мм; пс — частота собственных колебаний в минуту.

Отношение частоты свободных колебаний к частоте вращения распределительного вала пс/пр.в >10÷12.

Распределительный вал рассчитывают на изгиб и кручение от усилий, действующих па кулачки от клапанного механизма.

Расчетная схема кулачкового вала показана на рис. 50.

Максимальная сила, действующая на кулачок,

[image],

где [image] — сила пружины, приведенная к толкателю; [image]— сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс приведенная к толкателю;

[image] — сила давления газов, приведенная к толкателю. Изгибающий момент в расчетном сечении

[image], (154)

l — длина участка вала между опорами; a, b — расстояние от опор до кулачка (рис.50).

[image]

 

Рис. 50. Схема к расчету распределительного вала

 

Напряжение от изгиба

[image], (155)

dвн — внутренний диаметр пустотелого распределительного вала; dн — наружный диаметр распределительного вала.

Скручивающий момент при плоском толкателе

[image], (156)

где РTмаксимальная сила, приложенная к кулачку со стороны толкателя; b —расстояние до точки приложения силы от оси симметрии, проходящей через ось вращения кулачкового вала (лечо приложения силы).

Чтобы определить максимальный суммарный скручивающий момент МΣ, необходимо учесть все моменты Мкр, действующие одновременно на вал. Для определения МΣ строят график набегающих моментов, из которого находят МΣкр max.Напряжение кручения (МПа)

[image]. (157)

Суммарное напряжение изгиба и кручения (МПа)

[image]. (158)

Допускаемое напряжение σΣ = 50÷150 МПа.

Стрела прогиба распределительного вала

[image], (159)

где Е — модуль упругости, для стали Е= (2,0—2,2) 105 МПа.

Стрела прогиба распределительного вала должна быть не более 0,1 мм.

Напряжения смятия на поверхностях кулачка и толкателя (МПа)

[image], (160)

где b — ширина кулачка; ρ— радиус кривизны кулачка в точке касания с толкателем.

Допускаемое напряжение смятия σсм = 600÷1200 МПа.

 

Расчет толкателя и штанги

Толкатели механизма газораспределения изготовляют из сталей 20, 20Х, 35 и др.

Боковую поверхность толкателя проверяют на допускаемую величину удельного давления на нее

[image], (161)

где dT — диаметр стержня толкателя; l — длина стержня толкателя, опирающаяся на боковую поверхность направляющей втулки.

Допускаемая величина [image].

Штангу проверяют на устойчивость от продольного изгиба, т. е. определяют запас устойчивости:

[image], (162)

где Jшт, Ршт, lшт — соответственно момент инерции штанги, сила, приложенная к штанге, и ее длина.

Последние материалы

Заключение (Грунты)

При построении курса учитывалась необходимость его использования для различных гидротехнических специальностей и специализаций. В качестве основной части для студентов всех гидротехнических специальностей следует считать обязательным прочтение гл. 1—7. В гл. 8...

25-08-2013 Просмотров:4223 Грунты и основания гидротехнических сооружений

Представления о решении задач нелинейной механики грунтов

На современном этапе развития нелинейного направления механики грунтов оформились два основных подхода к решению практических задач расчета грунтовых оснований и сооружений: нелинейно-упругий и упругопластический (А. К. Бугров, С. С. Вялов...

25-08-2013 Просмотров:7422 Грунты и основания гидротехнических сооружений

Прочность грунтов при сложном напряженном состоянии

Для сред и материалов, обладающих сплошностью, предложено много различных условий прочности. Для оценки прочности грунтов наиболее широкое распространение получило условие Мора—Кулона (2.38), не содержащее промежуточного главного напряжения а2 и тем...

25-08-2013 Просмотров:4412 Грунты и основания гидротехнических сооружений

Еще материалы

1.6. Два пути к комплексности

Два рассмотренных нами многотомника указали на существование двух путей к комплексности. Примеры «Всеобщей географии» Э. Реклю и «России...» В.П. Семенова-Тян-Шанского не слишком знаменательны – в обеих концепции не до конца...

03-03-2011 Просмотров:5412 Комплексные географические характеристики

Расчет устойчивости в предположении круг…

Основные положения расчета устойчивости по круглоцилиндрическим поверхностям скольжения. Рассмотрим, например, случай плоской задачи для напорного массивного сооружения (рис. 7.7). Сделав естественное предположение, что область выпора начинается у верхового края сооружения...

25-08-2013 Просмотров:5263 Грунты и основания гидротехнических сооружений

Геодезические работы при содержании желе…

При очередных проверках, капитальном и среднем ремонте пути, при лечении земляного полотна выполняют съемку плана и профиля пути. По результатам съемки составляют планы, продольные и поперечные профили, выполняют расчет кривых...

13-08-2010 Просмотров:10285 Инженерная геодезия. Часть 2.