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) |
Диаметры тарелки клапана: наибольший (d2) при двухклапанной головке наименьший (d1) при четырехклапанной 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) Наружный диаметр 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 газораспределе
ния,
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 – 3 до 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 в дизелях – 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 половину
ее
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, определяют по 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 в
цилиндре
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 опор
до
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 легированных
сталей
– не более 120 Н/мм2.