5. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
Механизм газораспределения предназначен для своевременного впуска в цилиндр двигателя воздуха и для выпуска отработавших газов. Для лучшего наполнения и обеспечения очистки цилиндров двигателя впускные и выпускные клапаны открываются и закрываются не при положениях поршня в мертвых точках, а с некоторым опережением и запаздыванием. При проектировании клапанного механизма необходимо стремиться к удовлетворению двух противоположных требований: 1) получению максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра, 2) сокращению до минимума массы подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок.
5.1. Профилирование кулачка
Под профилированием понимают определение высоты подъема клапана в зависимости от угла поворота кулачка. Механизм газораспределения двигателя Д – 243 – верхнеклапанный с нижним расположением распределительного вала.
Средняя скорость поршня: Сп = 7,08 м/с,
Скорость газового потока в проходном сечении седла при максимальном подъеме впускного клапана принимается из диапазона 80...100 м/с.
Угол предварения открытия впускного клапана φпр = 17 º п.к.в, а угол запаздывания закрытия впускного клапана φзп = 56 º п.к.в.
Радиус стержня распределительного вала r = 17,5 мм,
Зазор между клапаном и коромыслом ∆S = 0,25 мм.
Основные размеры проходных сечений в горловине и в клапане:
Площадь проходного сечения клапана при максимальном подъеме:
, (342. [2])
где iкл – число одноименных клапанов на цилиндр (1)
Рис. 13. Расчетная схема проходного сечения в клапане.
Диаметр горловины клапана:
,
где Fгор = 1,15Fкл = 0,15·572 = 657,8 мм2 – площадь проходного сечения горловины клапана.
Из условия возможного расположения клапанов в головке при верхнем их расположении диаметр головки не должен превышать dгор = (0,38...0,42)D.
dгор = 0,38·110 = 42 мм
Окончательно принимаем dгор = 30 мм
Максимальная высота подъема клапана при угле фаски клапана α = 45 º:
(318, [2])
Основные размеры впускного клапана.
Радиус начальной окружности:
Ро = Р + (1...2,5), мм
Ро = 17,5 + 1,5 = 19 мм
Максимальный подъем толкателя:
где lт = 33 мм – длина плеча коромысла, прилегающего к толкателю,
lкл = 55 мм – длина плеча коромысла, прилегающего к клапану
Определяем радиус окружности тыльной части кулачка:
Протяженность участка сбега:
где ωтолк = 0,02 мм/град – скорость толкателя в конце сбега.
º
Угловую протяженность других участков ускорения толкателя выбираем из соотношений:
где φро – угол, определяемый по соотношению:
Решив эти уравнения получим:
Вспомогательные величины и коэффициенты закона движения толкателя:
где z = 5/8 – принято по рекомендациям для кулачка Курца.
Проверка вычисленных значений коэффициентов:
Подъем (перемещение) толкателя к углу поворота кулачка:
Здесь
где
Полученные значения перемещений, рассчитанные по вышеприведенным формулам, сводим в таблицу.
Определяем скорость толкания:
где ωк – угловая скорость вращения кулачкового вала
Полученные значения скоростей толкателя сводим в таблицу.
Ускорение толкателя определяем по следующим формулам:
Значения ускорения толкателя, полученные по вышеперечисленным формулам, сносим в таблицу.
Минимальный и максимальный радиусы кривизны безударного кулачка:
5.2. Расчет клапанной пружины
Клапан приводится в движение через толкатель, штангу и коромысло. Коромысло имеет плечи lкл = 55 мм, lт = 33 мм.
Материал пружин:
сталь 50ХФА, τ-1 = 350 МПа, σв = 1500 МПа.
Расчет выполняем для впускного клапана.
Пружина должна развивать усилие, превышающее силу инерции деталей Г.Р.М. на предельном скоростном режиме работы движения.
Определяем массу ГРМ, приведенную к оси клапана:
Масса Г.Р.М. приведенная к оси толкателя:
где mкл = 200 г – масса клапана;
mтар = 46 г – масса тарелки клапана;
mзам = 10 г – масса сухарей тарелки;
mпр = 48 г – масса пружины;
Jкор = 2,64·10-2 – момент инерции коромысла относительно оси качения.
mшт = 160 г – масса штанги;
mт = 113 г – масса толкателя.
Условие обеспечения кинематической связи между деталями Г.Р.М.
где k – коэффициент запаса (для дизелей k = 1,28...1,52), принимаем
k = 1,5;
РJкл – приведенная к клапану сила инерции механизма при движении толкателя с отрицательным ускорением.
Плошная посадка впускного клапана на седло в джунглях без наддува обеспечивается практически при любом минимальном усилии пружины.
Пусть
Суммарные усилия между внутренней и наружной пружинами разделятся следующим образом:
Для наружной пружины:
Определяем деформацию пружин:
- предварительная деформация:
- полная деформация:
Определяем жесткость пружин:
Общая жесткость пружин:
Строим характеристику клапанных пружин.
Рис. 17. Характеристика совместно работающих двух пружин.
Размеры пружин принимаем по конструктивным соображениям.
Диаметр проволоки:
- внутренней пружины,
- наружной пружины,
Средний диаметр пружин:
Определяем число рабочих витков пружины.
- наружной пружины:
где G – модуль упругости второго рода (G = 8,3 мН/см2).
- внутренней пружины
Определяем полное число витков:
Определяем длину пружины при полностью открытом клапане:
где ∆min = 0,3 мм – наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.
- внутренней пружины:
Определяем длину пружин при закрытии клапана:
Определяем длину свободных пружин:
- наружной
Максимальное и минимальное напряжения в пружинах:
- внутренняя пружина
где Кв – поправочный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению пружины. Выбирается в зависимости от Dпр/δпр.
Для Dпр.в/δпр.в = 22/2 = 11, Кв = 1,11
Для Dпр.н/δпр.н = 30/3 = 10, К = 1,13
- наружная пружина
Средние напряжения и амплитуды напряжений:
Определяем запас прочности пружин:
Расчет на резонанс:
Возникновению резонансных колебаний нет причин.
5.3. Расчет распределительного вала
При работе двигателя на распределительный вал со стороны клапанного привода действует: сила упругости пружины Рпр, сила давления газов и др. силы, приведенные к толкателю. Вал изготовлен из углеродистой стали 45.
Размеры вала:
Рис. 18. Расчетная схема распределительного вала.
Суммарная сила (приведенная), действующая на кулачок:
Наибольшая сила передается от выпускного клапана в начальный период его открытия. Сила давления газов определяется по разности давлений, действующих на головку клапана:
где d = 0,042 м – наружный диаметр головки выпускного клапана,
Ртр = 0,1 МПа – давление в выпускном трубопроводе, принимаем, что выпуск производится в атмосферу, Ртр = Р0 = 0,1 МПа,
Р – давление в цилиндре в рассчитываемом положении кулачка,
φ ºПКв = 540-56 = 484 º, φпрв = 242 º, Р = 0,5 МПа.
Сила инерции в рассчитываемый период:
Сила упругости пружины Рпр соответствует Рпр.min = 70 H.
Определяем стрелу прогиба вала:
Определяем напряжение смятия в зоне контакта кулачка и толкателя:
5.4. Расчет штанги привода клапана
Диаметр штанги d = 12 мм, длина штанги lшт = 362 мм. Штанга дюралюминиевая, со стальными наконечниками.
Определяем критическую силу Ркр для штанги по формуле Эйлера:
где Е – модуль упругости первого рода (для дюралюминия Е = 0,7·105 МПа);
Jшт – экваториальный момент инерции поперечного сечения штанги. Для штанги из пружка длиной lшт
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12
