Chainov_Ivashenko_Konstr_dvs / Чайнов Иващенко - Конструирование ДВС

В случае описания движения клапана полиномом с коррекцией профиля кулачка с учетом динами ки клапанного привода имеет ме сто полидинамический метод про филирования кулачка.

Наибольшее распространение получил закон движения клапана на расчетном режиме работы двигате ля, выраженный полиномом вида

Постоянные коэффициенты c2, cp, cq, cr и cs определяют по формулам:

С увеличением коэффициентов p, q, r, s возрастают положительные

ускорения, поэтому для быстроход ных двигателей (например, легко вых автомобильных) принимают меньшие значения коэффициентов, а для двигателей с меньшей часто той вращения – б льшие значения.

В табл. 8.4 приведены комбина ции значений p, q, r, s для различ ных вариантов (рис. 8.39).

8.4. Значения коэффициентов p, q, r и s для различных вариантов

Изменение высоты подъема, ско рости и ускорения клапана характе ризуют зависимости, представленные на рис. 8.39. При симметричном за коне движения клапана и четных значениях p, q, r, s зависимости (8.38)–(8.40) пригодны для расчетов как при подъеме, так и при закрытии клапана. Полидинамические кулачки

обеспечивают высокие динамические свойства МГР в сравнительно узком диапазоне частот вращения распре делительного вала. Отмечается повы шение уровня шума двигателя при невысокой частоте вращения вала, а также ухудшение условий работы привода клапана при относительно небольшом (10–15 %) превышении расчетной частоты вращения.

Особенностью кривой ускорений толкателя jтх при полидинамическом кулачке является провал на положи тельном участке ускорений. Это яв ление усугубляется с увеличением коэффициентов p, q, r и s. В целом безударные кулачки обеспечивают: плавное изменение ускорений тол кателя и клапана; сравнительно не высокие значения положительных и отрицательных ускорений; малую интенсивность удара клапана при посадке на седло и сохранение при нятых фаз газораспределения.

Определение закона движения толкателя является наиболее слож ным моментом при разработке МГР. Приведенные традиционные методы профилирования кулачков не облада ют универсальностью; они, как пра вило, ориентированы на определен

ные типы двигателей и недостаточно отражают разнообразие кинематиче ских схем, применяемых в современ ных МГР. В связи с этим в настоящее время разрабатываются комплексные методы, предусматривающие совме стное решение задач определения за кона движения толкателя, динамики МГР и рабочих процессов двигателя. Примером может служить метод по шагового численного синтеза закона движения толкателя и профиля ку лачка, разработанный А.В. Василье вым. Кривая ускорения не описыва ется аналитическими выражениями, а формируется численно с учетом на значаемого ряда ограничений в пре делах значительных по угловой про тяженности участков профиля, а не в отдельных точках, что имеет место при применении традиционных ме тодов профилирования. Эти ограни чения включают предельные значе ния контактного напряжения [ ] в паре кулачок–толкатель, угла давле

ния [Λ], радиуса кривизны min про филя кулачка, коэффициента запаса

усилия пружины клапанов [k], мини мальной толщины [hmin] масляной пленки в сопряжении кулачок–тол катель. Значение последней опреде ляется по формуле

где H = 1,6G 0,6U 0,7W 0,13; G = E (; U =

= 90u/(E (R (); W = Qг/(E (R (b); R ( – радиус кривизны контактирующих

поверхностей (в частности, радиус кривизны кулачка в точке контакта);– коэффициент, характеризую щий зависимость вязкости масла 90 от давления; E ( = 1/0,5[(1 − 2к )Eк(1 − 2т )Eт ] – приведенный модуль

упругости материалов кулачка и тол кателя; U – полусумма скоростей пе ремещения контакта по поверхно стям кулачка и толкателя; Qг – несу

щая гидродинамическая сила; b – длина линии контакта.

В качестве предельной толщины масляной пленки принимается [hmin]. Значения контактных напря жений и коэффициента запаса уси лия клапанной пружины будут да ны ниже. В случае кулачка с вогну тым профилем его минимальный радиус кривизны min не должен быть меньше радиуса поверхности толкателя т (в частности, радиуса ролика ). Ограничение угла давле ния Λ в сопряжении кулачок–тол катель связано с уменьшением ко эффициента полезного действия кулачкового механизма при росте Λ и опасностью заклинивания при чрезмерном увеличении Λ. В каче стве допустимого рекомендуется [Λ] = 32 . Дополнительно вводятся ограничения на высшие производ ные от перемещения толкателя по углу поворота распределительного вала &: hтmxmin < hтmx < hтmxmax (где m = 2, …, n – порядок производной; n – наибольший порядок производ ной). В начале участка положитель ного ускорения и в конце участка отрицательного ускорения задаются граничные условия, обеспечиваю щие сопряжение рабочего участка профиля с участком сбега, а также неразрывность кинематических ха рактеристик на вершине кулачка.

Участки кривой положительного и отрицательного ускорения толка теля определяются одновременно от

точек & = 0 и & = &0 с малым шагом по углу поворота & распределитель ного вала. Так как площадь под кри вой перемещения толкателя (аналог "время–сечение") растет с увеличе нием положительных и уменьшени ем отрицательных ускорений, то на каждом шаге следует обеспечить наибольшее значение второй произ водной hт((x с учетом приведенных

Рис. 8.40. Аналоги перемещения х, скорости х и ускорения х толкателя

выше ограничений. Значения скоро сти hт(x и перемещения hтх определя ются численным интегрированием hт((x . На рис. 8.40 представлены гра фики аналогов перемещения х, ско рости х ( и ускорения х Ψ при приме нении пошагового метода расчета. Положительной чертой пошагового численного метода профилирования является реализация больших воз можностей современных вычисли тельных средств, что и обеспечивает эффективность метода благодаря по лучению большей полноты диаграм мы перемещения толкателя и значе ния "время–сечение" клапана.

8.2.1.Силы, действующие

вмеханизме газораспределения

При нижнем расположении рас пределительного вала и подвесных клапанах движение последним со общается с помощью плоского ме ханизма. Схема такого механизма с прямолинейным движением ниж

него конца штанги показана на рис. 8.6. Толкатель, приводимый в движение кулачком, является веду щим звеном четырехзвенника. Ко ромысло и клапан представляют простейший кулачковый механизм. Оба механизма хорошо изучены, что облегчает расчет всего плоского механизма в целом.

Передаточное отношение i при вода клапана, изменяемое в процес се перемещения толкателя и клапа на, определяют по формуле

asin 2 2 0 sin(90 0 )

где i0 = asin20 /[bsin(90 0)] – пере даточное отношение в момент нача

ла подъема клапана; 90 – угол на клона плеча коромысла к оси толка теля; 20 – угол наклона плеча коро мысла к оси клапана; 0 – угол на клона штанги к оси толкателя в мо мент начала подъема (рис. 8.6).

Передаточное отношение при подъеме клапана возрастает на 3– 5 %. Учитывая, что практически 900 20, при расчетах обычно при нимают

Следует заметить, что неучет де формаций при нагружении элемен тов привода на кинематику МГР значительно сильнее влияния изме нения передаточного отношения.

На детали механизма газорас пределения действуют: сила давле ния газов на клапан; силы инерции движущихся деталей МГР; усилия клапанных пружин; усилие кулачка на толкатель; силы трения и вес де талей МГР. В быстроходных двига телях с относительно небольшим диаметром цилиндра двумя послед ними силами часто пренебрегают.

На рис. 8.41 показано измене ние сил Рг от давления газов, Рп пружины и Pj инерции в зависимо сти от угла & поворота распредели тельного вала. Суммарные ордина ты заштрихованы. В момент начала открытия клапана указанные силы соответственно равны Рг0, Рп0, Рj0.

Полная сила, нагружающая де тали механизма на первом участке профиля кулачка АВ,

При движении толкателя на вто ром участке ВС сила инерции и усилие пружины направлены в раз ные стороны.

При расчете деталей МГР на прочность действующие силы сле дует приводить к оси клапана (при расчете пружины – участок ВС) или к оси толкателя (при расчете штанги, толкателя и других дета лей, испытывающих наибольшую нагрузку на участке АВ, см. рис. 8.6. В первом случае для опре деления сил инерции Pj МГР масса всех его подвижных элементов за меняется из условия равенства мо ментов сил инерции масс относи тельно оси вращения рычага при веденной массой mк, сосредоточен ной на оси клапана и перемещаю щейся по закону движения клапа

на. Применительно к схеме МГР, показанной на рис. 8.6, приведен ная масса mк определяется по фор муле

где mк, mп, mтар, mзам, mт, mш – масса соответственно клапана, пружины,

тарелки, замка, толкателя и штан ги; Ip – момент инерции коромыс ла относительно оси вращения.

Приведенная к оси клапана сила инерции

При расчете распределительного вала, штанги и толкателя при опре делении сил инерции МГР масса всех его подвижных элементов за меняется приведенной массой mсум.т, сосредоточенной на оси толкателя и перемещающейся по закону движе ния толкателя,

Приведенная к оси толкателя сила инерции

Приведенные к оси толкателя силы давления газа Pг( и пружины Рп( определяют по формулам

Pг( Pг i;

# (8.50)

Pп( Pпi.

При верхнем расположении рас пределительного вала и непосред ственном приводе клапана (см. рис. 8.7) закон движения клапана совпадает с законом движения тол кателя. Толкатель и клапан начи нают двигаться после выборки теп лового зазора. При верхнем распо ложении распределительного вала и рычажном приводе клапана воз растание усилий в кулачково ры чажном механизме характеризуется коэффициентом k, равным отно шению нормальной силы S на по верхности контакта рычага и ку лачка и осевой силы Р на поверх ности контакта рычага и клапана. Для обеспечения высокой жестко сти привода клапана значение k должно быть не более 1,5.

8.3.Моделирование теплового

инапряженно деформированного состояний деталей механизма газораспределения

8.3.1. Клапаны

Клапаны являются наиболее те плонапряженными деталями порш невого двигателя. При работе дви гателя клапаны воспринимают теп ловые и механические нагрузки (от сил давления горячих газов, сил элементов привода, сил инерции). Вследствие нестационарности дей

ствующих нагрузок клапаны могут испытывать поперечные колеба ния, которые, в свою очередь, мо гут быть причиной усталостного разрушения стержня клапана.

По форме клапаны являются те лами вращения, поэтому при опре делении теплового и напряженно деформированного состояния сле дует использовать осесимметрич ные модели. Применявшиеся в прошлом аналитические одномер ные модели с использованием тео рии круглых пластин переменной толщины являются чрезмерно уп рощенными и их использование нецелесообразно.

В настоящее время расчет теп лового и напряженно деформиро ванного состояния клапана следует проводить с помощью численных методов, в частности, метода ко нечных элементов.

8.3.1.1. Определение теплового состояния клапанов

Сложность расчета темпера турного поля клапана заключает ся в задании правильных условий теплообмена по контуру мери дионального сечения клапана. При применении осесимметрич ной конечно элементной модели требуется оценить локальные значения коэффициента теплоот дачи и результирующую темпера туру среды, омывающей клапан. Со стороны камеры сгорания ко эффициент теплоотдачи г и средняя результирующая темпе ратура в первом приближении определяется, как и для днища поршня или головки цилиндра, с последующим осреднением в те чение рабочего цикла двигателя. Теплота, воспринимаемая голов кой клапана от горячих газов, от водится, главным образом, в го ловку (крышку) цилиндров. При

этом значительная доля теплоты отводится в закрытом состоянии клапана через его фаску в седло. Специальные исследования теп лообмена на посадочной поверх ности головки клапана показали высокую интенсивность теплоот дачи на фаске клапана. Посколь ку давление в цилиндре перемен но и вызывает изменение усилий в контакте, то изменяется и ин тенсивность контактного тепло обмена, которая также зависит от состояния и качества поверх ностей, свойств контактирую щих материалов, свойств меж контактной среды, наличия пле нок и отложений на поверхно сти. При вычислении коэффици ент теплоотдачи при контактном теплообмене можно определить по формуле (4.12). При этом ин декс "к" следует отнести к пара метрам, характеризующим кла пан, а индекс "п" заменить на индекс "c", который здесь харак теризует параметры седла голов ки (крышки) цилиндров. Средние значения коэффициентов кон тактного теплообмена к состав ляют 9000–10 000 Вт/(м23К) для фаски впускного клапана и 3000– 3500 Вт/(м23К) для фаски выпуск ного клапана.

На опорной поверхности при открытом клапане теплообмен происходит в условиях вынужден ного турбулентного движения га зов в кольцевой щели с перемен ной скоростью и параметрами га за. В этот период тепловой поток направлен к фаске клапана, темпе ратура которой увеличивается. По сле посадки клапана на седло на правление теплового потока изме няется на противоположное, так как обычно седло имеет более низ кую температуру.

Используемые при расчете ко эффициенты теплоотдачи относят ся ко всему рабочему циклу двига теля, поэтому требуется приведение величины к, с учетом продолжи тельности закрытия впускного кла пана в течение [Ζ ( 1 + 2 + )] радиан угла поворота коленчатого вала, а выпускного клапана в тече ние [4 ( 3 + 4 + )] радиан (в случае четырехтактного двигателя). В остальное время рабочего цикла головка впускного клапана омыва ется свежим зарядом, а головка вы пускного клапана – горячими газа ми. Этим объясняется существен ное различие температур головок впускных и выпускных клапанов. Теплообмен на боковой поверхно сти клапанов в газовоздушных ка налах головки (крышки) цилиндров имеет сложный характер и зависит от положения клапанов (открыты или закрыты). При открытом выпу скном клапане его боковая поверх ность омывается высокоскорост ным потоком горячих газов. При за крытом клапане в канале головки цилиндров имеют место колебания массы газа, оказывающие влияние на процесс теплообмена. Во впуск ном канале отмеченные процессы происходят между свежим зарядом и боковой поверхностью впускного клапана. Обычно средний коэффи циент теплоотдачи составляет 300– 600 Вт/(м23К).

Интенсивность теплоотдачи от стержня клапана к втулке зависит в основном от значения зазора , ме жду стержнем и втулкой и коэффи циента теплопроводности средыср, заполняющей зазор. Коэффи циент теплоотдачи от стержня к втулке можно ориентировочно оп ределить по формуле

Коэффициент теплоотдачи от стержня клапана за пределами на правляющей втулки к окружающей среде в крышке головки цилиндра невелик и может быть принят рав ным 60–70 Вт/(м23К).

При наличии у клапана полос ти, частично заполненной жид ким теплоносителем, интенсив ность переноса теплоты от тарел ки клапана к его стержню опреде ляется или расчетом температуры жидкого теплоносителя и коэф фициентов теплоотдачи по внут ренней поверхности полости, или моделированием процесса переда чи теплоты за счет теплопровод ности среды с условной проводи мостью.

Обычно в качестве теплоносите ля используют натрий, который при работе двигателя нагревается, расплавляется и, находясь в поле действия знакопеременных инер ционных сил, перемешивается с воздухом и переносит теплоту с бо лее нагретой поверхности головки в стержень клапана.

Условный коэффициент тепло проводности усл, определяющий эффективность переноса теплоты от тарелки в стержень, для клапанов лежит в пределах 200–400 Вт/(м 3К).

Анализ расчетных исследований показал, что параметры теплообме на оказывают локальное влияние на температуру клапана. При увеличе нии коэффициента теплоотдачи от газов в цилиндре на 100 Вт/(м23К) температура в центре тарелки кла пана возрастает на 85 С, на фаске клапана – на 65 С, а на хвостови ке – всего лишь на 2 С. Температу ра седла оказывает наибольшее влияние на температуру фаски, а на температуру тарелки пружины и стержня клапана – условный коэф фициент теплопроводности усл.

Рис. 8.42. Конечно элементная модель клапа нов автомобильного двигателя:

а, б – соответственно впускного и выпуск ного клапанов

На рис. 8.42 показаны конечно элементные модели со значениями осредненных за рабочий цикл па раметров теплообмена для впуск ного и выпускного клапанов, при менительно к автомобильному дви гателю с принудительным воспла менением типа ВАЗ 2108 были ис пользованы 80 квадратичных вось миузловых элементов.

ки условий теплообмена по поверх ности клапана с учетом отличия распределения этих параметров от осесимметричного. В первую оче редь это касается распределения коэффициента теплоотдачи по по верхности головки клапана, а так же по окружности фаски головки. При проведении трехмерного расче та целесообразно создание ком плексной трехмерной модели крыш ки (головки) цилиндров с включени ем в нее клапанов.

8.3.1.2. Определение напряженно деформированного состояния клапана

После расчета температурного поля клапана выполняют расчет деформаций и напряжений, возни кающих в нем под действием не равномерного температурного по ля, усилий пружин и сил давления газов. Для определения напряжен но деформированного состояния используется осесимметричная ко нечно элементная модель, с помо щью которой определялось темпе ратурное поле. Первоначально рас чет выполняют в упругой постанов ке. При выполнении уточненных расчетов следует рассматривать не упругое деформирование материала, в частности, учитывать ползучесть зоны головки клапана, где темпера тура может превосходить 700 С. Предварительный расчет НДС в упругой постановке целесообразно выполнять раздельно от тепловой и механической нагрузок (давление газов pz на тарелку клапана и уси лие пружины, приложенное к стержню). При этом следует учиты вать зависимость физико механи ческих свойств материала от темпе ратуры. В качестве кинематических граничных условий принимают равными нулю радиальные переме щения на оси симметрии и закреп ление от перемещения в осевом на

Рис. 8.45. Схема нагружения клапана механи ческими усилиями

правлении одного из узлов (обычно на фаске клапана).

На рис. 8.45 представлена схе ма нагружения клапана механиче скими усилиями. На рис. 8.46 по казано распределение окружных напряжений в выпускном клапа не, температурное поле которого дано на рис. 8.43, б. Наибольшего значения растягивающие окружные температурные напряжения дости гают на фаске клапана и составля