Тема № 3. Механизм газораспределения. Анализ работы и основы расчета.
Организация высококачественного процесса газообмена в двигателях определяется рядом конструктивных и эксплуатационных факторов. К основным оптимизируемым (параметрам системы газообмена относят аэродинамические характеристики впускной и выпускной систем, фазы газораспределения, законы изменения проходного сечения клапанов в четырехтактных двигателях или окон (клапанов) в двухтактных двигателях.
При конструировании двигателей сопротивление впускной системы уменьшают за счет создания обтекаемых (профилируемых) форм, выбора оптимальных сечений и поворотов по всей длине впускного тракта, а также увеличения диаметров или установки дополнительных впускных клапанов при создании необходимой суммарной площади их проходных каналов.
При проектировании выпускного тракта стремятся достичь его наибольшей пропускной способности при минимальных проходных сечениях и энергетических потерях. В результате очистка камеры сгорания от продуктов сгорания – наиболее полная и повышается эффективность работы агрегата турбо–наддува при использовании энергии отработавших газов.
На процесс газообмена значительно влияют фазы газораспределения, которые задают угловыми координатами поворота кривошипа коленчатого вала относительно в.м.т. или н.м.т. и определяют таким образом продолжительность процессов и их последовательность в рабочем цикле двигателя. Оптимальные значения фаз газораспределения и диаметра впускных и выпускных трубопроводов с повышением частоты вращения должны увеличиваться, а длина трубопроводов уменьшаться. Все эти значения устанавливают для режима максимального крутящего момента двигателя, что соответствует максимально возможному значению коэффициента наполнения. Процессом газообмена управляет механизм газораспределения.
В четырехтактных двигателях применяют клапанные механизмы газораспределения, включающие в себя распределительный вал с кулачками и привод к нему от коленчатого вала, клапаны и детали их привода от распределительного вала (толкатели, штанги, коромысла, пружины и др.).
Время открытия и закрытия клапанов, законы их движения определяются профилями кулачков, углами их заклинки и кинематической схемой привода.
Рисунок 3.1. К расчету проходного сечения клапана механизма газораспределения двигателя
В тракторных, автомобильных и комбайновых двигателях механизмы газораспределения выполняют в основном с верхним расположением клапанов, что дает возможность создания компактной камеры сгорания с малыми относительными поверхностями охлаждения.
В двухтактных двигателях с контурной продувкой используют бесклапанное (золотниковое) газораспределение, в котором функции газораспределительного механизма выполняет кривошипно–шатунный механизм, управляющий с помощью поршня проходными сечениями продувочных и выпускных окон. В двухтактных двигателях с прямоточно–клапанной продувкой применяют продувочные окна, в гильзе цилиндра для впуска свежего заряда и выпускные клапаны с механическим приводом для выпуска продуктов сгорания.
Число клапанов на один цилиндр выбирают с учетом быстроходности двигателя и условий наполнения цилиндра свежим зарядом. У большинства двигателей устанавливают по два клапана на цилиндр (впускной и выпускной).
В дизелях большой размерности устанавливают по три или четыре клапана на цилиндр, что позволяет увеличить площади проходных сечений клапанов и снизить инерционные нагрузки на детали механизма газораспределения. Для увеличения коэффициента наполнения диаметр тарелки впускного клапана делают больше, чем у выпускного клапана, примерно на 20%.
Клапаны чаще всего изготавливают цельными, реже – сварными (стержень и тарелку выполняют из разных материалов) или составными (стержень из стали, а тарелка из жаропрочного чугуна).
Характерные размеры клапанов (рис. 3.1) и их соотношения приведены в таблице 3.1. Значения соотношений размеров зависят от типа двигателя, материала и конструкции головки цилиндров, числа клапанов, их установки в головке цилиндра и способов охлаждения.
Для оценки пропускной способности клапанов определяют площади проходных сечений в них в предположении неразрывности потока несжимаемого газа.
Таблица 3.1.Конструктивны соотношения элементов клапанов
Наименование элемента | Соотношение размеров (D – диаметр цилиндра; dГ –диаметр горловины по обработанной поверхности во впускном и выпускном каналах) |
Диаметрытарелки клапана: наибольший (d2) при двухклапанной головке наименьший (d1) причетырехклапанной головке Ширина фаски (b) Высота цилиндрического пояска тарелки (h1) Общая высота фаски (h2) Диаметр стержня клапана dCT: при непосредственном приводе с приводом через толкатель Наружный диаметр вставного седла (dC.H) Радиальная толщина вставного седла (bс) Высота вставного седла (hс) Длина направляющей втулки (hB) Наружныйдиаметр втулки (dB) | (1,06…1,16) dГ d2=(0,30…0,45)D (0,95…1,0) dГ d1=(0,28…0,38)D (0,10…0,12) dГ (0,025…0,12) dГ (0,10…0,13) dГ dCT =(0,25…0,40) dГ dCT =(0,15…0,25) dГ (1,2…1,26) dГ (0,1…0,13) dГ (0,18…0,13) dГ (8…10) dCT (1,4…1,6) dCT |
При расчете проходного сечения в клапане принимают, что поток газа несжимаем, поршень движется с постоянной скоростью , коэффициент истечения =1 (т. е. клапан отсутствует) , режим работы соответствует номинальной частоте вращения. Тогда уравнение неразрывности потока газа в сечении седла клапана можно записать
где – средняя условная скорость потока в щели клапана; iK – число одноименных клапанов; FK – площадь проходного сечения клапана при его полном открытии; FП – площадь поршня.
Площадь проходного сечения клапана FK определяют из соотношений, приведенных на рисунке 3.1.
Для клапана с коническим уплотнением при условии, что диаметр горловины (равен наименьшему диаметру тарелки клапана (dГ = d1,), площадь проходного сечения рассчитывают по выражению:
FK = ,
где hK – высота подъема клапана.
В случае, если dT> d1 высоту подъема клапана разбивают на два участка, и тогда площадь проходного сечения определяют из уравнений:
при угле фаски клапана = 30°:
при угле клапана = 45°:
Максимальная высота подъема клапана в автомобильных двигателях составляет hK= (0,18...0,30) dГ, для тракторных двигателей – hK= (0,16...0,24)dГ. При этом меньшие значения hK выбирают для =30°.
Таким образом, для обеспечения одного и того же проходного сечения клапана высота подъема при = 30° будет меньше, чем при = 45°.
Диаметр горловины выбирают из условий возможности размещения клапанов в головке цилиндра, в зависимости от схемы газораспределения и типа камеры сгорания. Для выбора dГ при верхнем расположении клапанов рекомендуется соотношение dГ =(0,35...0,52)D. При этом dГ=(0,35...0,40)D – для вихрекамерных и предкамерных дизелей; dГ=(0,38...0,42)D – для дизелей с камерой в поршне; dГ = (0,42...0,46)D – для двигателей клиновидной и плоскоовальной камерами сгорания; dГ =(0,46...0,52) D – для двигателей с полусферической камерой сгорания и dГ = (0,38...0,42)D – при нижнем расположении клапанов.
Выбранные соотношения проходных сечений и размеры клапанов проверяют после получения диаграммы «Время – сечение впускного и выпускного клапанов, выбора профиля кулачка определения скоростей потока газа.
В приводе клапанов наиболее важная и сложная деталь – распределительный (кулачковый) вал. Его выполняют или цельным, или откованным заодно с кулачками, или составным, в котором кулачки напрессовывают на вал и крепят гайками с торцевыми шлицами.
Преимущества составного вала – возможность изменения взаимного расположения кулачков, что необходимо при регулировке фаз газораспределения, а также улучшения технологичности изготовления.
По мере разогрева двигателя наблюдается различное удлинение деталей остова и клапанного привода. В результате может создаваться плотная посадка клапана в седло, что вызывает его перегрев и последующее прогорание, а также приводит к утечке рабочего тела из цилиндра и потере мощности двигателя. Поэтому для нормальной работы двигателя в кинематической цепи клапанного привода в холодном состоянии усматривается тепловой зазор, значение которого зависит температурного режима работы двигателя, конструкции механизма газораспределения и материалов деталей привода двигателя. В этой связи для каждого конкретного двигателя тепловые зазоры устанавливают, исходя из опытных данных.
У новых двигателей в первом приближении рекомендуется регулировочный тепловой зазор выбирать из соотношения:
= (0,03 ...0,05) hт,
где hт – максимальный подъем толкателя.
Профилирование и кинематика кулачков
Закон открытия и закрытия клапанов определяют профилем кулачка и кинематической схемой клапанного привода. Для лучшего наполнения и высококачественной очистки цилиндров предпочтителен профиль кулачка, создающий мгновенное открытие и закрытие клапана, и наиболее продолжительный период открытого состояния. Однако это связано с бесконечно большими ускорениями и силами инерции масс движущихся деталей клапанного привода, которые могут вызвать разрушение его деталей. Поэтому проектируют такой профиль кулачка, который дает наибольшее «Время – сечение» клапанов при заданных фазах газораспределения, необходимый уровень надежности и долговечности деталей газораспределения, а также технологичность профиля.
В автотракторных двигателях применяют кулачки с выпуклым (гармонический), тангенциальным и вогнутым профилями.
Выпуклый профиль кулачка очерчивается тремя дугами двух радиусов. Достоинства этого профиля – простота изготовления и возможность работы с толкателями любых типов, поэтому его применяют чаще всего.
Тангенциальный профиль очерчивается двумя прямыми и двумя дугами двух радиусов. Этот профиль более сложен в изготовлении, чем выпуклый, и может применяться с роликовым толкателем и толкателем с грибовидной формой поверхности контакта с кулачком.
Вогнутый профиль кулачка можно использовать только с роликовым толкателем. Технология его изготовления сложна, и применяется он редко.
Исходные параметры для построения профиля кулачка: максимальная высота подъема клапана hкмах, продолжительность открытия и закрытия клапанов, тепловой зазор и передаточное отношение привода . На основании этих данных определяют следующие характеристики.
Рисунок 3.2. Характер изменения величины подъема клапанов ( ) в зависимости от угла поворота коленчатого вала( ).
Угол действия профиля кулачка:
,
где –угол зазора (за который кулачок выбирает тепловой зазор ); теоретический угол действия кулачка находят из выражений:
для впускного клапана:
;
для выпускного клапана:
;
Здесь , , и – углы опережения открытия и запаздывания закрытия соответствующих клапанов (их значения выбирают по прототипу двигателя газодинамического расчета).
Рисунок 3.3. Кинематическая схема привода клапанов:
I – кулачок; 2 – толкатель; 3 –штанга; 4–коромысло; 5 – пружина клапана; 6 – клапан.
Передаточное число привода клапанов iK находят как отношение скорости клапана к скорости толкателя (рис. 3.3). т.е. i= / . Аналогичные зависимости будут справедливы перемещений и ускорений клапана и толкателя, т. е.
Передаточное число привода iK для клапанного механизма с наклонной штангой определяют по выражению:
где и – длины плеч коромысла, связанных соответственно с клапаном и через штангу с толкателем; – угол между направлениями движения толкателя и штанги; – угол между направлениями движения штанги и опоры коромысла, связанной со штангой (см. рис. 3.3).
При вертикальной штанге =0 и = 0. Тогда . Передаточное число обычно составляет 1,0<i<1,4.
Максимальный подъем толкателя определяют с учетом подъема клапана hK, передаточного числа привода iK и теплового зазора .
В качестве примера рассмотрим построение кулачка с выпуклым профилем.
Кулачок с выпуклым профилем, действующий на плоский толкатель, обладает самым высоким коэффициентом полноты профиля и дает возможность получения наибольшего «Времени – сечения» клапана.
Перед началом профилирования кулачка задаются центральным углом , тепловым зазором , и высотой подъема клапана hK. Остальные исходные данные принимают по прототипу двигателя: радиус начальной окружности кулачка r= (l,5...2,5)/hK (диаметр этой окружности должен превышать диаметр распределительного вала на 2...7 мм), для двигателей с наддувом r – (3...4)hК; расстояние центра дуги участка 1 – 2 (рис. 3.4, а) от центра кулачка
Рисунок 3.4. Построение профиля выпуклого кулачка с плоским толкателем (а);графики пути ( ),скорости и ускорения толкателя (б)
Тогда расстояние ОО2 центра дуги участка 2 – 3до центра кулачка определяют по формуле:
где
Из геометрических соотношений (рис. 3.4, а) также находят радиусы дуг участков 1 – 2 и 2 – 3; при этом соответственно r1=r+e1, r2=r+hK –е2; угол зазора из выражения ; угол , характеризующий участок I – 2 профиля кулачка:
.
Правильность выбора исходных данных проверяют по формуле:
.
Построение кулачка с выпуклым профилем в простейшем случае, образованного только тремя дугами двух радиусов, выполняют в следующем порядке.
1. Вычерчивают начальную окружность кулачка радиусом r (см. рис. 3.4,а). Затем окружность радиусом r+ с учетом теплового зазора (штриховая линия).
2. Откладывают вправо и влево от вертикальной оси О – 3 углы ( к – угол действия профиля кулачка); полученные точки 1 и 1' пересечения сторон угла с начальной окружностью соответствуют началу открытия и концу закрытия клапана.
3. На вертикальной оси симметрии кулачка О – 3 от начальной окружности откладывают высоту подъема клапана hK.
4. Задаваясь значением е1 и используя известные данные, определяют е2 по формуле (100). Далее, откладывая е2 на оси симметрии О – 3 от центра начальной окружности, находят центр О2 дуги 2 –2', которую проводят радиусом r2. Остальные обозначения приведены на рисунке 3.4.
5. По известному значению e1 на продолжении радиуса 0 – 1 угла находят центр О1, из которого радиусом rх=r+е1 проводят дугу участка 1 –2. Аналогично проводят дугу 1' –2' с противоположной стороны кулачка. Они должны быть касательными к начальной окружности кулачка и к дуге радиуса r1.
Характеристики кулачка регулируют изменением отношения
e1/e2 = 2…5. Пропорционально этому отношению увеличивается коэффициент полноты профиля, повышаются динамические нагрузки в приводе клапана и скорость посадки на седло. Поэтому значение е1 выбирают по возможности наименьшим, чтобы не превысить допустимую скорость посадки клапана в седло и уменьшить ускорение в начале подъема и в конце посадки клапана.
Допустимые значения скорости к, посадки клапанов для седел из чугуна составляют 0,3...0,4; из бронзы – 0,4...0,5; из стали – 0,5...0,6; для стальных стеллитированных седел – 0,7...0,8 м/с.
Для соприкосновения тарелки толкателя с кулачком в любом положении по всей образующей его боковой поверхности рассчитывают наименьший диаметр тарелки плоского толкателя:
,
где – осевое смещение кулачка от оси толкателя; b – ширина образующей поверхности кулачка.
При движении плоского толкателя по профилю выпуклого кулачка путь , скорость и ускорение jт определяют для каждого профиля по следующим уравнениям:
Участок 1–2 ( ):
Участок 2–3 ( ):
при =0 максимальное ускорение на этом участке = = .
Скорость скольжения тарелки по кулачку:
Начальная (или посадочная) скорость клапана (при )
.
Ускорение толкателя в начальный момент ( )
.
Для кулачка с выпуклым профилем при работе с плоским толкателем на рисунке 3.4, б представлены типичные кривые пути, скорости и ускорения. Анализ кривой ускорения в начале подъема и в конце посадки клапана показывает резкий скачкообразный переход от положительного ускорения к отрицательному. Это вызывает динамические нагрузки в механизме привода и сопровождается сильными ударами толкателя о клапан и клапана о седло; возможны отскоки толкателя от кулачка, особенно при работе с высокой частотой вращения.
Если при проектировании выпуклого кулачка скорость посадки клапана превысит допустимые значения, то в ряде случаев применяют исправление начальной и конечной частей профиля (корректирование). При этом начальный участок профиля очерчивают радиусом меньшим, чем r1 а затылок кулачка выполняют смещенным внутрь от начальной окружности.
Важная характеристика газораспределительного механизма – «Время – сечение» клапана. Оно характеризует совместное влияние продолжительности открытия и размеров переменного проходного сечения клапана.
«Время – сечение» клапана (мм2–с) за всасывающий ход поршня и среднюю площадь FKср (мм2) его проходного сечения за такт впуска графически определяют по диаграмме подъема клапана:
;
где = –масштаб времени по оси абсцисс на диаграмме подъема клапана, с/мм; – масштаб угла поворота распределительного вала, град/мм; nр – частота вращения распределительного вала, об/мин; – масштаб площади проходного сечения клапана по оси ординат, мм2/мм; – масштаб подъема клапана, мм/мм; dГ – диаметр горловины, мм; – угол фаски посадочного конуса клапана; при = 30°, при =45°; F – площадь под кривой подъема клапана за всасывающий такт впуска, мм2, l–продолжительность такта впуска мм.
«Время – сечение» клапана с учетом фактических фаз его открытия и закрытия:
,
где и – время открытия и закрытия впускного клапана, –площадь под всей кривой подъема клапана, мм2.
Аналогично по кривой подъема выпускного клапана определяют«Время – сечение» и среднюю площадь проходного сечения выпускного клапана за такт выпуска.
Средняя скорость потока газа в горловине клапана:
В современных высокооборотных карбюраторных двигателях средняя скорость потока в горловине впускного клапана составляет 70...120 м/с, а вдизелях – 50...80 м/с.
Средние скорости потока газа в горловине выпускных клапанов карбюраторных двигателей принимают на 40...50%, а дизелей – на 25...40% больше, чем для впускных клапанов.
Расчет на прочность элементов клапанного привода ДВС
При расчете сил инерции, нагружающих клапанную пружину и кулачок, действительные массы отдельных элементов механизма газораспределения заменяют сосредоточенными массами, которые приводятся к оси толкателя или клапана. В основу приведения положено условие равенства моментов сил инерции действительной и приведенной масс. В приведенную массу клапанной пружины принимают половинуее действительной массы (0,5 тпр), так как при работе верхние витки пружины перемещаются вместе с клапаном, а нижние практически остаются неподвижными.
Массу клапанного привода, приведенную к оси клапана, определяютпо формуле:
– масса комплекта клапана; Iр– момент инерции коромысла относительно оси вращения; IК – плечо коромысла со стороны клапана; mт – масса та толкателя; тШТ – масса штанги; i – передаточное число привода.
Массу привода, приведенную к оси толкателя, находят из выражения:
Мт = тТ + тШТ + (mк + 0,5 mПР) i2 + Ip/l2T,
где l2T – плечо коромысла со стороны толкателя.
Силы инерции механизма газораспределения, приведенные к оси клапана:
.
Силы инерции механизма газораспределения, приведенные к оси толкателя:
.
В начальный момент открытия выпускного клапана на его тарелку действует сила давления газов:
где и – давления газов вцилиндре и в выпускном патрубке в момент открытия выпускного клапана; и – диаметры тарелки клапана и горловины седла.
В карбюраторных двигателях разность давлений ( – ) составляет 0,05...0,07 МПа, в дизелях – 0,02...0,03 МПа.
Усилие цилиндрической пружины клапана, необходимое для удержания его в закрытом положении и создания кинематической связи между деталями механизма газораспределения при движении клапана с отрицательным ускорением, определяют по формуле:
где G = 8...8,3 МН/см2 – модуль упругости второго рода материала пружины; и – соответственно диаметр проволоки и средний диаметр пружины; п – число рабочих витков; f – деформация пружины.
Необходимо стремиться к тому, чтобы сила пружины превышала силу инерции РjK на значение коэффициента запаса К (для дизелей К= 1,3...1,5; для карбюраторных двигателей – К= 1,3...1,7; для высокооборотных двигателей рекомендуется K=1,5...2,0).
Суммарная сила, действующая в клапанном приводе:
Учитывая, что на участке отрицательных ускорений и сила Рг = 0, то суммарная сила
Закон изменения сил , и рекомендуется изображать графически в функции угла и с учетом закона изменения ускорения толкателя jт.
Расчет на прочность распределительного вала(на кручение и изгиб) от усилий, действующих со стороны клапанного привода, а также топливного насоса и других механизмов, имеющих привод от распределительного вала.
Крутящий момент от одного клапанного привода достигает максимума в наиболее удаленной точке касания толкателя с кулачком на расстоянии С (рис. 3.5.)
.
Рисунок 3.5. Расчетная схема распределительного вала
Изгибающий момент в расчетном сечении для одного клапанного привода:
.
Напряжение кручения и изгиба:
где – момент сопротивления кручению сечения вала; dp и dop – соответственно наружный и внутренний диаметры вала; а и b – расстояния опордо точки приложения силы Рк; l – расстояние между опорами вала.
Суммарное напряжение от кручения и изгиба:
,
где не должно превышать 100…150 Н/мм2
В ряде случаев расчет выполняют с целью определения запаса прочности.
Напряжение смятия в местах контакта кулачка и толкателя от силы определяют по формуле Герца:
Для выпуклого кулачка с плоским толкателем:
;
Для кулачка с роликом:
;
Для тангенциального кулачка с роликом:
,
где – ширина кулачка; – допускаемое напряжение смятия (400…1200 Н/мм2); – радиус, образующий профиль кулачка; –радиус ролика.
Изгибающую жесткость кулачкового вала определяют по стреле прогиба:
где – момент инерции расчетного сечения вала;Е – модуль упругости первого рода.
Значение прогиба не должно превышать у = 0,02...0,05 мм.
Опорные подшипники распределительного вала рассчитывают на удельное давление:
где – реакция в данном подшипнике
Расчет на прочность ролика, штанги и коромысла клапана.
Ось ролика толкателя проверяют на изгиб, срез и удельные давления.
Напряжение изгиба:
.
Напряжение среза:
.
Удельное давление на ось ролика:
.
Удельное давление в опорах оси:
.
Во всех этих выражениях lР и dp – соответственно длина и диаметр оси; bр – ширина ролика; Fp – площадь поперечного сечения оси.
Допустимые значения [ ] =50...150 Н/мм2, [ ] = 10... 25 Н/мм2, [ ] = [ ] = 15...30 МПа.
Штангу проверяют на устойчивость стержня по формуле Эйлера:
МПа.
Сферические наконечники штанги проверяют по формуле Герца:
1500…2500 Н/мм2
где – длина штанги; и – радиусы соответственно сфер гнезда толкателя и наконечника штанги; I– момент инерции стержня.
Коромысло рассчитывают на изгиб и сжатие (или растяжение) от действия по оси клапана силы Рк .
Напряжение изгиба в опасном сечении:
где – длина части коромысла со стороны клапана.
Напряжение сжатия или растяжения:
где – угол между направлением силы и плоскостью расчетного сечения; – площадь расчетного сечения коромысла.
Суммарное напряжение:
Для углеродистых сталей [ ] =40...80 Н/мм2, для легированныхсталей – не более 120 Н/мм2.
Дата добавления: 2020-10-01; просмотров: 552;