8. Расчет газораспределительного механизма.

8.1. Определение проходных сечений грм

Проходное сечение в седле впускного клапана определятся следующим образом:

,

м²,

где - средняя скорость поршня, м/с;

м/с;

n_N – частота вращения коленчатого вала на режиме максимальной мощности, об/мин;

F_п – площадь днища поршня, м²;

i_кл – число впускных клапанов в одном цилиндре;

_вп – допускаемая средняя скорость потока в седле клапана при впуске.

_вп = 65 м/с – дизели.

Проходное сечение горловины не должно ограничивать пропускную способность клапана:

.

Диаметр горловины впускного клапана:

.

м.

Диаметр горловины выпускного клапана на 15% меньше диаметра горловины впускного клапана.

м.

Максимальный подъем впускного клапана определяется по площади проходного сечения клапана:

,

,

где  - угол наклона фаски клапана (для впускных клапанов  = 45°, для выпускных клапанов  = 45°).

Максимальный подъем толкателя определяется исходя из конструкции механизма газораспределения (рис. 4).

,

м,

где h_кл – максимальный подъем толкателя.

l_т, l_кл – плечи рычага, соответственно обращенные к толкателю и клапану. В современных двигателях 1.

Рис.5 Конструктивные соотношения клапанного механизма.

Материал впускного клапана Сталь 40ХН.

Материал выпускного клапана Сталь СХ8.

Рис 6. Принципиальная схема газораспределительного механизма.

8.2. Профилирование кулачка грм

В современных автомобильных двигателях используются кулачки со следующими профилями: двухрадиусный выпуклый кулачок, тангенциальный кулачок, кулачок «полидайн». В качестве профиля выбираем двухрадиусный выпуклый кулачок

Радиус начальной окружности кулачка выбирается исходя из достаточной жесткости механизма:

Рис. 7. Тангенциальный кулачок.

Радиус начальной окружности кулачка выбирается исходя из достаточной жесткости механизма:

.

м.

Половинное значение угла действия кулачка зависит от фаз газораспределения:

,

,

здесь - угол опережения открытия клапана,

- угол запаздывания закрытия клапана.

Углы и назначаются по диаграмме фаз газораспределения в градусах поворота коленчатого вала по прототипу.

Параметры тангенциального кулачка.

Радиус ролика для выпускного клапана определяется следующим образом:

м.

Радиус дуги вершины кулачка:

м.

8.3. Расчет клапанной пружины

Рис. 8. Эскиз клапанной пружины.

Клапанная пружина должна обеспечивать непрерывную кинематическую связь между клапаном и кулачком, когда силы инерции стремятся оторвать толкатель от кулачка и удерживать клапан в закрытом состоянии, когда это необходимо.

Нормальная работа пружины обеспечивается при выполнении следующих условий:

1) максимальная сила пружины Р_max должна быть больше сил инерции движущихся частей механизма газораспределения в конце подъема клапана P_{j2 max}, чтобы не допустить отрыва толкателя от кулачка – P_max > P_{j2 max};

2) сила предварительной затяжки пружины Р_пр должна быть больше максимальной силы от разряжения газов при впуске Р_вп, чтобы не допустить самопроизвольного открытия выпускного клапана в процессе впуска - Р_пр > Р_вп.

Определение параметров клапанной пружины

Максимальное усилие пружины: МН, , где

МН.

,где

,

здесь - максимальная частота вращения коленчатого вала на режиме холостого хода;

- частота вращения коленчатого вала на режиме максимальной мощности.

Сила инерции движущихся частей клапанного механизма, МН, в конце подъема клапана определяется по формуле:

,

,

где – масса движущихся деталей клапанного механизма, кг.

.

Значение ускорения толкателя в конце подъема клапана зависит от выбранного профиля кулачка:

- тангенциальный кулачок;

.

Здесь _к – угловая скорость вращения распределительного вала на режиме максимальной мощности, рад/с. Для четырехтактных двигателей

,

рад/с,

где _N – угловая скорость вращения коленчатого вала на режиме максимальной мощности.

Максимальная деформация пружины назначается, исходя из стремления получить минимальные массу и габариты последней:

,

м,

где h_{кл вып} – максимальный подъем выпускного клапана, м.

Жесткость пружины:

. МН/м,

Усилие предварительной затяжки пружины:

.

МН.

Проверка соблюдения второго условия:.

0,000072>0,000035, следовательно, условие выполняется.

где - площадь поперечного сечения горловины выпускного клапана, м²;

и - соответственно давления в выпускном трубопроводе и в цилиндре двигателя в конце такта впуска. Ориентировочно давление в выпускном трубопроводе можно принять равным давлению остаточных газов. (См. тепловой расчет).

Конструирование пружины.

Средний диаметр пружины (рис. 8):

,

,

где - диаметр горловины выпускного клапана.

Диаметр проволоки пружины определяется по формуле:

,

,

где [] =600 МПа, - допускаемое касательное напряжение в витке пружины;

 = 1,2 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по сечению витка пружины.

В последнюю формулу усилие следует подставлять в МПа, а диаметр - в метрах.

В последнюю формулу усилие следует подставлять в МПа, а диаметр - в метрах.

Найденное значение следует округляем до ближайшего значения по ГОСТу т.е. =4.7 мм.

Число рабочих витков пружины:

,

,

где G = 0,910⁵ – модуль упругости второго рода для легированных сталей, МПа;

P_max – максимальное усилие пружины, МН.

В эту формулу размеры следует подставлять в метрах.

Полное число витков пружины:

.

Шаг навивки пружины должен обеспечить минимально допустимый зазор (_min = 0,3 мм) при полностью сжатой пружине:

.

.

Длина полностью сжатой пружины:

.

.

Длина пружины при полностью закрытом клапане:

,

,

где h_кл – максимальный подъем клапана.

Длина свободной пружины:

.

.

Расчет пружины на усталостную прочность

Максимальные и минимальные напряжения в поперечном сечении витка пружины:

; ,

; .

Здесь  - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжения по сечению витка. Для клапанных пружин автомобильных двигателей можно принять =1,2.

В эти формулы усилия следует подставлять в МН, а размеры - в метрах.

Среднее напряжение (_m) и амплитуда (_а) цикла:

; .

; .

Запас прочности пружины:

,

где _-1 =400 – предел усталости при кручении материала пружины;

а_ - коэффициент приведения данного цикла нагруженния к равно опасному симметричному.

В качестве материала выбираем: сталь 50ХФА: _-1 =300…400 МПа, а_=0,15.

Проверка пружины на резонанс

Если отношение частоты собственных колебаний (_с) клапанной пружины к частоте вынужденных колебаний (_в) более 10, то резонанс отсутствует, т.е.

,

<10

где ;

,

;

.

где  - диаметр проволоки, м;

D – средний диаметр пружины, м;

i_р – число рабочих витков пружины;

n_р.в – частота вращения распределительного вала на режиме максимальной мощности, об/мин.

, т.о. резонанс пружины при работе двигателя на номинальной мощности исключен ее конструктивными параметрами.