6 . Расчет систем двигателя Расчет системы газораспределения

Рис. 4. Расчетная схема клапана

Определяем диаметр горловины впускного клапана

d_{гор. вп} = (0,42…0,46)D, см,

d_{гор. вп} =5,5 см.

Определяем площадь горловины впускного клапана

f_{гор. вп} = 0,785d²_{гор. вп}, см²,

f_{гор. вп} = 23,7 см².

Определяем проходное сечение клапана при открытии на высоту h=0,75 см для клапана с фаской 45^о

f_{кл. max} = πh_кл (0,707 d_{гор. вп} + 0,353 h_кл), см²,

f_{кл. max} = π0,75(0,707 ·5,5 + 0,353 ·0,75)=9,8 см².

Определяем наибольший диаметр тарелки клапана

d_гол = 1,1 d_гор, см,

d_гол = 6,05 см.

Определяем наименьший диаметр клапана

d₁ = 0,95 d_гор, см,

d₁ = 5,225 см.

Определяем ширину фаски

b = 0,1 d_гор, см,

b = 0,55 см.

Определяем диаметр стержня клапана

d_{ст. вп} = 0,18 d_гор. см,

d_{ст. вп} = 1,0 см.

Определяем высоту подъема толкателя

h_{τ max} = 0,25 (d_гор / i_кл), см,

г де i – число одноименных клапанов на один цилиндр, h_{τ max} = 0,69 см.

Рисунок 5: «Схема кулачка»:

А) выпуклого профиля; б) вогнутого профиля

Определяем радиус начальной окружности кулачка

r₀ = 2h_{т max}, мм,

r₀ = 13,8 мм.

Определяем радиус дуги первого участка подъема кулачка

r₁ = 15h_{т max}, мм,

r₁ = 103,5 мм.

Определяем радиус второго участка r₂ =8 мм.

Определяем силы, прижимающие клапан к седлу

P_{пр max} = m _клК(r₀ – r₂)(l_кл / l_т)ω²_{к. в}, Н,

P_{пр min} = m_кл К a (l_кл / l_т)ω²_{к. в}, Н,

где m_{Σ кл}=100 г - масса клапана;

К – коэффициент запаса, 1,4;

l_кл/l_т=1,5;

а = r₀ + h_т – r₂=12,7 мм;

ω_{к. в}=0,3,

Н,

Н.

Определяем максимальное касательное напряжение в пружине при полностью открытом клапане

, []=450...650МПа,

где К=1,13...1,24 - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по сечению витка;

δ = 5 – диаметр проволоки, мм;

d_пр = 47 – средний диаметр пружины, мм,

МПа.

Определяем минимальное касательное напряжение

, МПа,

МПа.

Определяем амплитуду напряжений

τ_а = (τ_max – τ_min)/2, МПа,

МПа.

Определяем среднее напряжение

τ_ср= (τ_max + τ_min)/2, МПа,

МПа.

Определяем запас прочности

,

где _-1=350 МПа – предел выносливости для пружинных сталей;

_=0,1 (зависит от предельной амплитуды),

Определяем число рабочих витков пружины

,

где (f₀+h_{кл max}) = 2 – уменьшение длины пружины при полностью открытом клапане, см;

G = 8,310⁵ – модуль упругости второго рода, МПа,

.

Определяем полное число витков пружины

i_пр = i′_пр + 2, принимаем i_пр = 7.

Определяем частоту собственных колебаний пружины

, кол/мин,

кол/мин.

Определяем отношение частоты собственных колебаний к частоте вращения распределительного вала

n_c / n_р.в,

где n_р.в – частота вращения распределительного вала, мин^-1,

n_c / n_р.в=9823/900=10,914

Расчет системы смазки

Определяем количество тепла, отводимого маслом от двигателя

Q_М = (0,02–0,03) Q_топ, кДж/с,

где Q_топ=200 кДж/с – количество тепла, внесенного с топливом для данного типа двигателя и мощности,

Q_М=5 кДж/с.

Объем масла, необходимый для отвода данного количества тепла

, м³/с,

где ρ = 920 – плотность масла, кг/м^3;

с_М = 2,094 – теплоемкость масла, кДж/(кг·с);

t"_М – t′_М = 15°C – разность температур на входе и выходе из подшипника,

м³.

Секундный расход масла с учетом утечки, и других неизбежных потерь, перепуск масла через редукционный клапан

V_M = KV_M/η_н, м³/с,

где K = 2,5 – коэффициент, учитывающий утечки;

η_н = 0,75 – коэффициент подачи насоса,

м³/с.

Определяем высоту шестерни насоса (длину зуба)

, мм,

где m=2 мм – модуль зацепления зуба;

z=24 – число зубьев шестерни;

n=1800 мин^-1– частота вращения шестерни,

мм.

Определяем мощность, потребляемую насосом

. кВт,

где р – перепад давлений, р = 0,5 МПа;

η_M = 0,85 – механический КПД насоса,

кВт,

В зависимости от р, V_м,  (коэффициента расхода) подбираем параметры центрифуги:

- типоразмер - полнопоточная;

- емкость ротора Ω=100 см³;

- плечо реактивного момента 2R=50 мм;

- частота вращения ротора n=5000 об/мин;

расход масла через сопла 6 л/мин.