Расчет газораспределительного механизма.

⇐ Назад

Далее ⇒

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;

w_вп – допускаемая средняя скорость потока в седле клапана при впуске.

w_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 a - угол наклона фаски клапана (для впускных клапанов a = 45°, для выпускных клапанов a = 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.

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.

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

рад/с,

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

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

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

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

Среднее напряжение (t_m) и амплитуда (t_а) цикла:

; .