Проектирование систем двигателей внутреннего сгорания

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:

-     внутренней пружины,

-     наружной пружины,

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:

-     наружной пружины:

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

-     внутренней пружины

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:

-     внутренняя пружина

-     наружная пружина

Определяем запас прочности пружин:

-         внутренняя пружина

-         наружная пружина

Расчет на резонанс:

-         внутренняя пружина

-         наружная пружина

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:


l1 = 43 мм, l2 = 248 мм, l = 291 мм; hтmax = 4,44 мм, dн = 35 мм, dвн = 10 мм.


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



Реклама
В соцсетях
рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать