Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Расчёт систем и механизмов автотракторной техники поршневой двигатель. В 2 частях. Ч.1. Лабораторный практикум
.pdf
телях с диаметром шатунной шейки, равным
(
)
α−α=∆
на
0,03…0,04 мм,
доходя до
0,15 мм в
двигателях с большими мощностями. Ве
50…100 мм,
величина натяга рав
-
-
личина диаметральных зазоров
ки
(dш),
изменяется в пределах
ра между плоскостями щек и торцами кривошипной головки
(∆ш), в
зависимости от диаметра шатунной шей
∆ш = (0,0012…0,0045)dш;
величина осевого зазо
– в
пределах
0,15…0,25 мм.
После выбора основных размеров элементов шатуна его вычерчивают в
масштабе на листе бумаги
.
Расчёт шатуна сводится к определению его характерных напряжений, де
формаций и запасов прочности в поршневой головке, стержне, кривошипной
головке и в стяжных болтах (или шпильках
Верхнюю головку шатуна рассчитывают на растяжение по сечению
(см.
рис
. 1.4) от
сил инерции
(P
)
поршневой группы во время тактов впуска
jmax
).
А–А
и выпуска, достигающими максимального значения при положении поршня в
ВМТ, и сжатию при такте расширения силой давления газов
разрывающей силы инерции
(Pjn).
Кроме напряжений, вызываемых разрываю
(Pz) за
вычетом
-
-
-
-
щими и сжимающими силами, в поршневой головке шатуна возникают предва
рительные напряжения от запрессовки в неё с некоторым натягом бронзовой
втулки и от последующего увеличения натяга на величину
(∆t),
вследствие раз
ных коэффициентов линейного расширения материалов головки и втулки при
нагреве шатуна во время работы
.
При подсчёте напряжений, возникающих от запрессовки втулки и темпе
ратурного натяга, величину температурного натяга находят из выражения
td
, t
= 100…130 °С; αвт –
под
где
t
под
t
–
температура подогрева шатуна
коэффициент расширения материала втулки, для бронзы
, (1.47)
голвтподвт
термический
αвт = 1,8⋅10–5; α
термический коэффициент расширения материала головки, для стали
α
гол
гол
–
=
= 1,0⋅10–5.
При нагревании поршневой головки и втулки до рабочих температур
-
-
-
суммарный натяг
величины
(0,12…0,14 мм). От
(∆ + ∆t)
при высоком нагреве может достигать значительной
суммарного натяга на поверхности соприкосно
вения между бронзовой втулкой и поршневой головкой возникает удельное
давление
(
р
),
величину которой можно определить
уд
, [кг/
см
2
]:
21
-
∆+∆
где
µ –
коэффициент Пуассона
материала шатуна
бронзы втулки
,
Е
вт
=
р
уд
2
гол
2
гол
,
Е
= 2,2⋅106 кг/
ш
= 1,15⋅106 кг/
2
+
dd
вт
2
−
dd
вт
Е
ш
, µ = 0,3;
2
см
;
2
см
.
t
2
Е
Е
+
вт
ш
–
вт
2
вт
–
µ+
2
+
dd
отв
2
−
dd
отв
Е
вт
модуль упругости первого рода
модуль упругости первого рода
, (1.48)
µ−
Зная удельное давление втулки на поршневую головку, по уравнениям
Ляме можно подсчитать напряжения, возникающие на внешней и внутренней
поверхностях поршневой головки
а) напряжение на внешней поверхности
б) напряжение на внутренней поверхности
:
2
2
d
′
р
=σ
уд
a
2
гол
вт
; (1.49)
2
dd
−
вт
2
уд
го
2
гол
′
р
=σ
i
2
dd
+
вт
. (1.50)
2
dd
−
вт
22
Лабораторная работа 2
РАСЧЁТ ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
АВТОТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Цель работы
дику расчёта газораспределительного механизма автотракторных двигателей
Оборудование
тельных механизмов автотракторных двигателей
:
изучить особенности устройства, принцип работы и мето
:
плакаты, схемы, отдельные детали и узлы газораспредели
.
.
Порядок выполнения работы
1.
Изучить
детали и узлы газораспределительных механизмов автотрак
торных двигателей, место их расположения и приёмы проведения эксплуатаци
онных регулировок
2.
Составить
.
отчёт о проделанной работе
.
Краткие теоретические сведения
К элементам газораспределительного механизма
пределительный вал (или валы
),
шестерни, толкатели, штанги, коромысла, кла
(
ГРМ) относятся рас
паны с сёдлами и направляющими втулками, пружины с элементами крепления
и натяжные механизмы
.
-
-
-
-
-
-
В современных четырёхтактных автотракторных двигателях широкое
распространение получили клапанные механизмы газораспределения, характе
ризующиеся простотой конструкции, малой стоимостью изготовления и ремон
та, совершенством уплотнения рабочего пространства цилиндра и надёжностью
работы. Золотниковые механизмы газораспределения, несмотря на ряд пре
имуществ
–
возможность обеспечения больших проходных сечений впускных и
выпускных отверстий, лучшие условия охлаждения и возможность в связи с
этим некоторого повышения степени сжатия в карбюраторных двигателях
бесшумность работы
сложности и дороговизны изготовления и ремонта
, – не
получили распространения из-за конструктивной
.
Содержание отчёта
На формате бумаги вычерчивается принципиальная схема газораспреде
лительного механизма автотракторного двигателя (модель двигателя выдаётся
преподавателем
Расчёт клапанного механизма.
), на
которой должны быть показаны общие её элементы
В
дизельных двигателях возможно толь
.
-
-
-
,
-
-
ко верхнее расположение клапанов, так как относительно малый объём камеры
23
сгорания, получающийся при высоких значениях степени сжатия, не позволяет
ппк
г
=
υ
30
4
разместить клапаны сбоку цилиндра. В карбюраторных двигателях возможно
как верхнее, так и нижнее расположение клапанов. При верхнем расположении
клапанов камера сгорания получается более компактной, с относительно малой
поверхностью охлаждения, вследствие чего уменьшаются потери в систему
охлаждения и увеличивается индикаторный КПД двигателя
.
Клапаны подвергаются действию больших динамических нагрузок и вы
соких температур. Максимальная сила газов, действующих на клапан, в зави
симости от величины давления
1000…2000 кг, а в
форсированных наддувом двигателях
выпускного клапана в карбюраторных двигателях достигает
зельных
– 500…600 °С. В
такте выпуска головка и часть стержня клапана омы
ваются газами со средней температурой
гателе и
400…600 м/с.
700…900 °С – в
Всё это, а также наличие в топливе свинца и серы, создаёт благо
дизельных. Скорость газов в начале выпуска достигает
(
P
) и
zmax
диаметра клапана может достигать
1100…1200 °С в
– 3000 кг.
Температура
800…850 °С, в ди-
карбюраторном дви
приятные условия для коррозии клапана, особенно выступающих кромок фас
ки. Для этого материал выпускных клапанов должен быть жаростойким и не
-
-
-
-
-
-
поддаваться коррозии при высокой температуре
.
Для получения заданных энергетических и экономических показателей
двигателя диаметры клапанов выполняют максимально большими по условиям
их размещения в блоке головок цилиндров. При двух клапанах на цилиндр об
щая площадь проходного сечения клапанов составляет
20…30%
площади
поршня. Для повышения коэффициента наполнения площадь проходного сече
ния впускного клапана на
10…20%
больше площади сечения выпускного кла
пана. Площадь проходного сечения горловины клапана можно определить из
уравнения неразрывности потока газа
где
f
–
площадь проходного сечения горловины клапана
г
ных (впускных и выпускных) клапанов в цилиндре, шт
:
FСif
, (2.1)
;
i –
число одноимён
. (
табл
. 2.1);
υ
к
–
услов
ная скорость потока газа через проходное сечение горловины клапана, м/с
Sn
С
=
–
п
средняя скорость поршня, м/с
;
S –
ход поршня, мм (табл
. 2.1);
n –
-
-
-
-
;
частота вращения коленчатого вала, об/мин (табл
2
DFπ
ц
= , (2.2)
п
здесь
24
Dц –
диаметр цилиндра, мм
.
. 2.1);
F
–
площадь поршня, м
п
2
2.1. Исходные данные
υ
4
Модель
двигателя
ЗМЗ-4025.10
ЗМЗ-53.11 80 2000…2500
ЗИЛ-508.10 100 95 3000…3200
КамАЗ-740.10 120 120 2600
Д-245
Д-260 2015…2275
СМД-62
ЯМЗ-238НБ 140 1680…1750
Диаметр
цилиндра
Dц,
мм
92
110 125
130
Ход
поршня
S, мм
92 2500
115 2100
Частота вращения
коленчатого вала
n, об/мин
2200
Число одноименных
(впускных и выпускных)
клапанов в цилиндре i, шт.
2
Значения условных скоростей движения газа через проходное сечение
горловины выбираются в следующих пределах. При отношении площади про
ходного сечения горловины впускного клапана к площади поршня равным
f
кг
F
п
дет варьировать в пределах
горловине выпускных клапанов при расчётах принимаются на
шими, чем у впускных клапанов для карбюраторных двигателей и на
для дизельных. Скорость газа в проходном сечении клапана на
вышает скорость газа в горловине
при средних скоростях поршня
2,0
=
υ
= 40…80 м/с.
гвп
8…16 м/с,
средняя скорость газа бу
Условные средние скорости газа в
40…50%
боль
25…40% –
10…15%
пре
.
Задаваясь условной скоростью газа в горловине клапана, из формулы
(2.1)
вычисляется площадь проходного сечения горловины клапана
F
С
=
f . (2.3)
г
Не учитывая площади стержня клапана, получим
= . (2.4)
г
пп
υ
к
:
2
dfπ
г
:
-
-
-
-
Из выражения
(2.4)
определится диаметр горловины клапана
(dг):
25
4 f
(
)
=
=
d . (2.5)
г
При двух клапанах диаметр горловины (d
г
π
) должен быть в пределах:
г
45,0...35,0 Dd
. (2.6)
цг
Основные размеры клапана можно намечать исходя из следующих соотношений (рис. 2.1), [мм]:
− ширина фаски в = (0,05…0,12)dг;
− угол фаски (γ) у выпускных клапанов у большинства автотракторных
двигателей делается равным 45°, у впускных клапанов – 30 и 45°;
− толщина головки у фаски с = (0,08…0,12)dг;
− со стороны стержня головке придаётся коническая форма. Угол при
основании конуса (у фаски) должен составлять 12…15°, что соответствует наилучшим условиям обтекания;
− радиус сопряжения головки со стержнем rc = (0,25…0,35) dг;
− длина стержня зависит от расположения клапана и может изменяться
в широких пределах l = (2,5…3,5)d
;
г
Рис. 2.1. Расчётная схема клапана
26
− диаметр стержня клапана зависит от того, нагружается или не нагру-
жается стержень боковыми усилиями при открывании клапана. При отсутствии
боковых усилий (в случае привода через толкатель) и при небольшой их величине (в случае привода через коромысло) δ = (0,16…0,25)d
, при наличии
г
(т.е. при непосредственном приводе) – δ = (0,3…0,4)dг;
− наружный диаметр клапана dн = (1,12…1,16)dг;
− внутренний диаметр клапана dв = dг – (0,4…0,8);
− наибольшая высота подъёма клапана определяется из условия равен-
ства площади проходного сечения в клапане при полном его открытии и площади проходного сечения горловины (без учёта площади стержня клапана), т.е.
f
= fг. В автомобильных двигателях высота наибольшего подъёма клапана
кmax
(hк) изменяется в пределах hк = (0,18…0,26)dг, в тракторных – hк = (0,16…
0,24)dг. Меньшие значения относятся к впускным клапанам с углом фаски 30°.
Допустимая скорость клапана в момент посадки составляет 0,5…0,8 м/с.
На автотракторных двигателях при передаче усилий от кулачка к клапану
через толкатель или коромысло крепление тарелки пружин на конце стержня
клапана осуществляется сухариками. Данный вид крепления отличается удобством сборки и разборки и при правильной форме выточки в стрежне клапана
почти не ослабляет его (см. рис. 2.1). Выточка может иметь цилиндрическую,
цилиндрическую с пояском и коническую формы. Конические выточки выполняются с углом конуса 10…15°. Средняя толщина сухариков равна s
= (0,25…
сух
0,40)δ.
Седло, к которому прижимается головка клапана, растачивается непосредственно в головке или блоке двигателя или представляет собой отдельную
деталь в виде кольца, запрессованного в головку или в блок. При чугунной головке (блоке) вставное седло обычно делается только под выпускные клапаны,
а при алюминиевой – обязательно под оба клапана. Сёдла изготовляются из углеродистой стали или легированного чугуна (автомобильные двигатели). Толщина стенки седла делается равной s
= (0,08…0,15)dг, высота – hс = (0,18…
с
0,25)dг. Стальные сёдла запрессовывают с небольшим натягом, так как вследст-
вие более высокой температуры седла в рабочем состоянии натяг увеличивается. В автомобильных двигателях натяг составляет 0,0015…0,0035 от наружного
диаметра седла.
Направляющие втулки клапана изготовляются из перлитного серого чугуна, металлокерамики или из алюминиевой бронзы (рис. 2.2).
27
а
) б)
Рис. 2.2. Схема к расчёту направляющей втулки клапана:
а – вставная втулка; б – направляющая втулка впускного клапана
Бронзовые втулки обеспечивают более интенсивный отвод тепла от
стержня клапана и лучше работают в условиях недостаточной смазки. Толщина
стенки втулки равна δ
длины стержня клапана и лежит в пределах l
= 2,5…4,0 мм, а длина втулки зависит от диаметра и
в
= (1,75…2,5)dг. Натяг при запрес-
в
совке втулки в головку или блок принимается равным 0,003…0,005 от её наружного диаметра. Зазор между стержнем клапана и втулкой зависит от температурных условий работы клапана и его конструкции: для впускных клапанов
∆вп = (0,004…0,010)δ, для выпускных – ∆
= (0,006…0,012)δ. Верхняя часть
вып
направляющих втулок впускных клапанов двигателей с наддувом выполняется
с внутренней фаской (рис. 2.2,
б
), образующей карман для сбора масла.
Толкатели воспринимают передающиеся от кулачка боковые усилия,
вследствие чего стержни и направляющие втулки как боковых, так и подвесных
клапанов от этих усилий разгружаются. Величина зазора в двигателях с боковыми клапанами и двигателях с верхними клапанами и нижним распределительным валом изменяется в пределах 0,05…0,50 мм, причём меньшие значения (0,05…0,10 мм) имеют место в двигателях с воздушным охлаждением. Для
выпускных клапанов зазоры устанавливают несколько бóльшими, чем для впускных. При непосредственном воздействии кулачка на клапан зазор по конструктивным соображениям выполняется несколько бóльшим (2…3 мм).
Штанга представляет собой стержень или тонкостенную трубку, с помощью которой осуществляется передача движения от толкателя к коромыслу или
рычагу. Основными требованиями к штанге являются устойчивость по отношению к продольному изгибу, износостойкость рабочих поверхностей и малая
масса. Исходя из этих требований, штанги выполняют трубчатыми. В нижнюю
28
и верхнюю части штанги запрессовывают сферические наконечники, изготовлённые из среднеуглеродистых сталей и подвергнувшихся термообработке и
шлифовке. Материалом для штанг служат малоуглеродистые стали или алюминиевые сплавы (в быстроходных двигателях).
Коромысло предназначено для передачи усилий от штанги к стержню
клапана. Оно представляет собой качающийся на неподвижной оси неравноплечий рычаг и устанавливается на оси на втулках или (значительно реже) на
шариковых или роликовых подшипниках. Одним концом коромысло опирается
на стержень клапана. Опорная поверхность этого конца для повышения износостойкости цементируется или цианируется. На другом конце коромысла устанавливается опирающийся на наконечник штанги регулировочный винт с шаровой головкой или со сферическим гнездом. От проворачивания регулировочный винт удерживается контргайкой или при разрезном плече коромысла стяжным винтом. Смазка втулки и концов коромысла проводится маслом, поступающим под давлением через полую ось и сверления в коромысле. Коромысла изготовляют из углеродистых или низкоуглеродистых хромоникелевых
сталей. Для получения необходимого перемещения клапана при относительно
небольших силах инерции масс толкателя и штанги плечо коромысла со стороны клапана делают в 1,3 – 1,5 раза длиннее, чем со стороны штанги.
Распределительные валы изготовляют из легированных цементируемых
сталей марок 15Х, 15Н2М, 12ХН3А, 18Х2Н4МА. Кулачки и шейки подвергают
цементации или поверхностной закалке. Диаметр вала выбирают в соответствии с радиусом начальной окружности кулачка: d = 2r
– (2…3) мм. Подшип-
o
никами нижних валов служат стальные залитые баббитом или алюминиевые
втулки, запрессованные в картер или блок. Шейки вала в этом случае делают
увеличенного диаметра с таким расчётом, чтобы через отверстия втулок прошли кулачки вала. Для облегчения монтажа диаметр шеек уменьшают от переднего конца вала к заднему. Зазоры в подшипниках распределительных валов
находят в пределах 0,03…0,1 мм. Фиксация нижнего распределительного вала в
осевом направлении осуществляется при помощи стального или бронзового
упорного фланца, крепящегося болтами к стенке блока со стороны ведущей
шестерни. Необходимый осевой зазор обеспечивается дистанционной шайбой
устанавливаемой между ступицей шестерни и шейкой вала. Её толщина должна
быть больше толщины фланца на величину зазора (0,10…0,20 мм).
Пружины клапанов работают в условиях резко меняющихся динамических нагрузок. Материалом для них служит пружинная проволока из сталей 65,
65Г, 50ХГА, 50ХФА, 60С2Н2А. Для повышения усталостной прочности кла-
29
панные пружины подвергаются специальной обработке – дробеструйной обра-
(
)
=
−
=
ботке, а для предохранения от коррозии – оксидированию, оцинковыванию, покрытию эмалями и т.д. Наибольшее применение находят цилиндрические пружины с постоянным или переменным шагом. Переменный шаг витка способствует уменьшению возможности возникновения резонанса. Конструктивными
параметрами винтовой пружины, определяющими её размеры и форму, являются: средний диаметр пружины (D
), диаметр проволоки (dпр), число витков (i) и
пр
шаг витка (t). Средний диаметр пружины выбирают из условий компоновки
9,0...8,0 dD
. (2.7)
гпр
Пружина должна обеспечивать плотную посадку выпускного клапана и
невозможность его открытия во время впуска, когда давление в цилиндре ниже
атмосферного. Кроме того, пружина должна обеспечивать непрерывную кинематическую связь между движущимися деталями механизма газораспределения. Иначе говоря, пружина не должна допускать отрыва тарелки толкателя от
поверхности кулачка, которое происходит под действием отрицательных сил
инерции (–P
), направленных от распределительного вала. Отрицательные си-
j2
лы инерции возникают при скольжении тарелки толкателя по второму участку
профиля кулачка, т.е. в тот момент, когда скорость клапана достигает максимального значения, он (клапан) начинает замедленно двигаться и в точке максимального подъёма останавливается. В этот период ускорение направлено в
сторону, противоположную движению кулачка, а сила инерции – по направлению движения клапана (она стремится оторвать клапан от кулачка). Для сохранения кинематической связи клапана с кулачком необходимо, чтобы сила пружины, прижимающая клапан к кулачку (непосредственно или через промежуточные детали), была больше силы инерции.
Тогда момент инерции поступательно движущихся деталей механизма во
втором периоде можно определить по формуле
кл.м
g
jm
, (2.8)
2
fg
гкл.м
, (2.9)
где –
т
– приведённая клапану масса деталей клапанного механизма, кото-
кл.м
рую рассчитывают по формуле, кг·с
здесь g
– вес, отнесённый к единице площади проходного сечения в горло-
кл.м
Р
m
2
j
2
/м
кл.м
=
вине клапана.
30
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]