Определение проходных сечений клапанов

Проектирование механизма газораспределения начинают с определения проходных сечений в седле клапана F_кл и в горловине F_гор (рис.2). Площадь проходного сечения в клапане определяют при условии неразрывности потока несжимаемого газа по условной средней скорости в сечении седла при максимальном подъеме клапана на режиме номинального числа оборотов:

(2.1)

где - средняя скорость поршня, м/с;

F_п - площадь поршня, см²;

i_кл - число одноименных клапанов;

щ_вп-скорость газа в проходном сечении клапана (для впускного клапана должна быть равна или меньше скорости, принятой в тепловом расчете при определении потерь давления на впуске Др_а), м/с.

Рис. 2.2. Расчетная схема проходного сечения в клапане

Проходное сечение в горловине не должно ограничивать пропускную способность впускного (или выпускного) тракта. Учитывая, что через горловину проходит стебель клапана, ее площадь обычно принимают

F_гор =(l.l-l.2)F_кл.

Диаметр горловины (мм)

(2.2)

Максимальный диаметр горловины ограничивается возможностью размещения клапанов в головке блока при заданных диаметре D цилиндра, конструктивной схеме газораспределения и типе камеры сгорания. В связи с этим значение d_гор впускного клапана, полученное по формуле (4.2), не должно быть больше:

d_гор = (0.42-0.46)D-для бензиновых двигателей с клиновидной и плоскоовальной камерами сгорания;

d_гор = (0.46-0.52)D-для бензиновых двигателей с полусферическими камерами сгорания;

d_гор = (0.35-0.52)D-для бензиновых двигателей с камерами сгорания прочих типов;

d_гор = (0.35-0.40)D-для вихрекамерных и предкамерных дизелей;

d_гор = (0.38-0.42)D-для дизелей с неразделённой камерой сгорания.

Диаметры горловин выпускных клапанов обычно принимают на 10-20% меньше d_гор впускных клапанов.

Проходное сечение клапана с коническим уплотнением (см. рис. 2.2) при высоте подъема клапана h_кл в рассматриваемый момент времени

(2.3)

где d_гор = d₁ диаметр горловины, равный малому диаметру посадочного конуса клапана (при d_гор > d₁ площадь F_кл определяют по формулам для двух участков подъема клапана), см; б-угол фаски клапана (у современных двигателей б =45° для выпускных клапанов, б =45° и реже б = 30° для впускных клапанов);

(2.4)

(2.5)

Максимальную высоту подъема клапана (см) при известных значениях F_кл и б определяют из уравнений:

(2.6)

(2.7)

Максимальная высота подъема клапана в автомобильных двигателях изменяется в пределах h_{кл max}=(0.18 - 0.30)d_гор, а в тракторных- h_{кл max}=(0.16 - 0.24)d_гор. Для угла б = 45° величину h_{кл max} берут по верхнему пределу.

Окончательная проверка установленных значений диаметра горловины и высоты подъема клапана, а также выбранных в тепловом расчете фаз газораспределения проводится по условной скорости щ_{вп инт} потока, определяемой по интегральной проходной площади в седле клапана.

Так как интегральную площадь (время-сечение)- определяют по диаграмме подъема клапана F_кл = F(t) за время его перемещения от в.м.т. (или н.м.т.) до н.м.т. (или в.м.т.), то щ_{вп инт} находят после установления профиля кулачка и построения кривой подъема клапана.

2.3 Определение основных параметров клапанного узла

Компоновка клапанного узла

Для газообмена в современных автомобильных двигателях применяются клапанные механизмы, выполненные по верхнеклапанной схеме.

При конструировании клапанного механизма необходимо стремиться к максимально возможному удовлетворению двух противоположных требований:

1) получение максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра;

2) сокращение до минимума массы подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок.

Выполнение этих противоречивых требований осуществляется в последние годы наиболее усиленно по следующим направлениям.

Первое направление - применение многоклапанных схем. С каждым годом растет число двигателей, особенно легковых автомобилей, имеющих не два клапана на цилиндр (впускной и выпускной), а три, четыре (Рис. 2.1.) и даже пять клапанов на цилиндр. Стремление перехода на многоклапанные конструкции обусловлено возможностью получения повышенных значений коэффициента наполнения, а следовательно, и большей литровой мощности двигателя.

Рис. 2.1 Возможные схемы расположения клапанов: а-в двухклапанной головке; б-в трехклапанной головке; в-в четырехклапанной головке

Если сегодня максимальная литровая мощность двигателей легковых автомобилей с двумя клапанами на цилиндр составляет 40-52 кВт/л, то многоклапанные двигатели серийных автомобилей имеют литровую мощность порядка 75 кВт/л и выше. Четырехклапанные головки блока позволяют увеличить проходные сечения в клапанах по сравнению с двухклапанными головками до 30%, а при использовании шатровых камер сгорания и наклонных клапанов эта разница увеличивается еще больше. Кроме того, с увеличением количества клапанов уменьшается диаметр каждого из них, что приводит к повышению жесткости головки и улучшению ее охлаждения.

Вместе с тем двухклапанные двигатели продолжают иметь широкое распространение, а подавляющее большинство дизелей оснащены механизмом газораспределения подобного типа.

Вторым направлением совершенствования конструкции механизма газораспределения является переход от профилирования кулачков по заданным законам образования профиля кулачка к профилированию кулачка в соответствии с заданным законом его движения (безударные кулачки). Это направление связано с развитием современной тенденции повышения форсирования двигателей за счет повышения частоты вращения до 7000-8000 мин^-1. Для двигателя с высокой частотой вращения, наряду с определенным профилем кулачка, крайне важно обеспечить такой закон движения клапана, который бы не создавал резких (мгновенных) изменений скорости и особенно ускорений движения клапана. Чтобы получить безударную работу механизма газораспределения двигателя, необходима высокая точность обработки кулачка. Поэтому безударные кулачки получили широкое распространение в основном на двигателях легковых автомобилей.

Третье направление связано с оснащением механизма газораспределения, особенно четырехклапанных двигателей, гидравлическими толкателями, что позволяет отказаться от теплового зазора в механизме газораспределения.

2.4 Расчёт клапанных пружин

Мгновенные открытие и закрытие клапана позволяют получить максимальное время-сечение, но даже при незначительных массах деталей механизма газораспределения приводят к возникновению больших сил инерции. В связи с этим при проектировании органов газораспределения подбирают такой профиль кулачка, который, обеспечивая достаточное наполнение цилиндра, вызывает допустимые по величине силы инерции.

Профиль кулачка обычно строят в соответствии с выбранным законом образования профиля, что обеспечивает получение относительно простых в изготовлении кулачков.

В современных автомобильных двигателях применяют следующие виды кулачков: выпуклый, тангенциальный, вогнутый и безударный.

На рис. 2.3 представлены наиболее распространенные кулачки:

а) выпуклый (рис. 2.3, а) - профиль образован дугами двух радиусов r₁ и r₂;

б) тангенциальный (рис. 2.3, б) - профиль образован с помощью двух прямых, касательных к начальной окружности r₀ в точках А и А и дуги радиусом r₂.

Рис. 2.3 - Построение профиля кулачка

Выпуклый профиль кулачка можно применять для подъема плоского, выпуклого и роликового толкателей, а тангенциальный-главным образом для роликовых толкателей.

Профиль кулачка строят от начальной окружности. Ее радиус г₀ выбирают из условия обеспечения достаточной жесткости механизма газораспределения в пределах r₀ = (1.5-2.5)h_{кл max}, а для двигателя с наддувом-до r₀ = (3-4)h_{кл max}.

Величину угла ц_p0 определяют в соответствии с выбранными фазами газораспределения. Для четырехтактных двигателей

(2.8)

где ц_пр-угол предварения открытия клапана; ц_зп-угол запаздывания закрытия клапана.

Точки А и А являются точками начала открытия и конца закрытия клапана. Точку В находят по величине максимального подъема толкателя h_{т max}. Без учета зазоров, для схем прямого воздействия на клапан h_{т max} = h_{кл max}, а при наличии рычага или коромысла

h_{т max} = h_{кл max}(l_т/l_кл),

где l_т и l_кл - длина плеч коромысла, прилегающих соответственно к толкателю и клапану. Отношение l_т/l_кл выбирается по конструктивным соображениям и изменяется в пределах 0.50 - 0.96.

Для построения профиля кулачка (см. рис. 4.3) по выбранным или заданным значением h_{т max} и r₀ задаются величиной r₁ (или r₂) и для обеспечения сопряжения дуг определяют значение r₂ (или r₁).

Для тангенциального профиля кулачка r₁ = ?, а радиус (мм) при вершине кулачка

(2.9)

Для выпуклого профиля кулачка

(2.10)

(2.11)

где а= r₀ + h_{т max} - r₂, мм; b=r_l-r₀-h_{т max}, мм.

При определении r₁ значение r₂ принимают по технологическим соображениям r₂?1.5 мм, а при расчете r₂ принимают r₁ = (8-20)h_{т max}. Выбор слишком малого значения r₁ может привести к получению по формуле (4.11) отрицательного значения r₂. В этом случае необходимо повторить расчет, выбрав большее значение r₁.

Для обеспечения зазора в клапанном механизме тыльную часть кулачка выполняют радиусом r_к, меньшим радиуса r₀ на величину зазора ДS: r_к = r₀-Дs. Величина Дs включает в себя температурный зазор и упругие деформации механизма газораспределения. Для впускных клапанов Дs =(0.25-0.35) мм, а для выпускных-Дs =(0.35-0.50) мм. Сопряжение окружности радиусом r_к с дугами радиусом r₁ или прямыми (r₁=?) производится по параболе или по дугам определенных радиусов.

В зависимости от выбранного профиля кулачка и типа толкателя определяют подъем, скорость и ускорение толкателя и клапана. Для выпуклого кулачка с плоским толкателем:

(2.12)

где h_т1 , щ_т1, j_т1-соответственно подъем (м), скорость (м/с), ускорение (м/с²) толкателя при его движении по дуге радиуса r₁ от точки А до точки С; h_т2 , щ_т2, j_т2 -соответственно подъем (м), скорость (м/с) и ускорение (м/с²) толкателя при его движении по дуге радиуса r₂ от точки С до точки В; а= r₀ + h_{т max} - r₂, м; щ_к-угловая частота вращения распределительного вала, рад/с; ц_p1 и ц_p2-текущие значения углов при движении толкателя соответственно по дугам r₁ и r₂.

Значение угла ц_p1 отсчитывают от радиуса ОА, а угла ц_p2-от радиуса ОВ. Их максимальные значения определяют из условия, что в точке С подъем h_т1 = h_т2.

(2.13)

(2.14)

Для тангенциального кулачка с роликовым толкателем:

(2.15)

где r Я радиус ролика, м; a₁=a/(r₂+r).

Максимальное значение угла ц_p2таx определяют по уравнению (4.14), ц_p2таx-из соотношения

(2.16)

Для кулачков с симметричным профилем закон изменения h_т, щ_т, j_т при подъеме и опускании остается неизменным.

Рис. 2.4 Схемы приводов клапанов: а-одноплечий рычаг; б-двуплечий рычаг

Подъем, скорость а ускорение клапана для механизма газораспределения прямого действия на клапаны определяют по уравнениям (2.12) - (2.15), так как h_т=h_кл, щ_т=щ_кл, j_т=j_кл.Для механизма с подвесными клапанами и наличием коромысел или рычагов-по соотношениям (рис. 2.4, а и б) h_кл=h_т (l_кл/l_т), щ_кл=щ_т (l_кл/l_т), j_кл=j_т (l_кл/l_т);

По результатам расчёта строятся диаграммы высоты подъёма клапанов и изменения площади проходного сечения клапанов в зависимости от ц_р. На рис. 2.5 приведены примеры подобных диаграмм.

(2.17)

(2.18)

где M_t = M_цр (6n_p)-масштаб времени по оси абсцисс на диаграмме подъема клапана, с/мм;

M_цр (6n_p)-масштаб угла поворота распределительного вала, град/мм;

n_p-частота вращения распределительного вала, мин^-1;

M_F = M_hрd_ropcosб-масштаб площади проходного сечения клапана по оси ординат, мм²/мм;

M_h-масштаб подъема клапана, мм/мм;

d_rop-диаметр горловины, мм;

б-угол фаски посадочного конуса клапана

(M_F = M_h2.72d_rop при б=30°,

M_F = M_h2.22d_rop при б=45°);

F_abcd-площадь под кривой подъема клапана за такт впуска, мм²;

l_ad-продолжительность такта впуска по диаграмме, мм.

Среднюю площадь проходного сечения клапанов используют для определения средней скорости потока в седле клапана

Рис 2.5 - Диаграммы подъема клапана (мм) и изменения площади проходного сечения (мм²) впускного и выпускного клапанов в зависимости от угла поворота распределительного вала (градусы)

(2.19)

Значение данной величины для впускных клапанов не должно быть меньше, чем было принято в разделе «Расчёт рабочего цикла и определение основных геометрических параметров двигателя» (см. п. III). В противном случае необходимо повторить расчёт ГРМ с изменёнными данными или внести изменения в расчёты, сделанные в разделе «Расчёт рабочего цикла и определение основных геометрических параметров двигателя».

2.5 Определение основных геометрических параметров клапанных узлов

На данном этапе, подробно прорабатывается конструкция (см. рис. 2.6 и 2.7) клапанных узлов (впускного и выпускного). Значения параметров, которые не были определены расчётным путём, либо берут с двигателя-прототипа, либо вычисляют на основании статистических данных, приведённых в таблице 2.1.

Основные соотношения параметров конструкции клапанного узла

Разработка рабочих чертежей

Рабочие чертежи основных деталей ГРМ, разработка которых обязательна, перечислены в задании. Для их составления, кроме расчётных данных необходима информация, касающаяся технологии изготовления. Поэтому при их разработке допускается использовать чертежи аналогичных деталей двигателя-прототипа.

3. Кинематический и динамический анализ КШМ

Данный раздел выполняется в соответствии с методикой [1, стр. 62-71] по программе KINDY, разработанной на кафедре АиАХ ТулГУ.

4. Расчёт элементов системы смазки двигателя

4.1 Определение местоположения масляного отверстия шатунной шейки коленвала

Данный раздел выполняется в соответствии с методикой [2, стр. 181-182] и [1, стр. 194-206]

5. Компоновка двигателя

Данный раздел выполняется в соответствии с методикой [1, стр. 223-230]

Приложение 1

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО «Тульский государственный университет»

Кафедра «Автомобили и автомобильное хозяйство»

ЗАДАНИЕ на курсовую работу

Студенту группы _____

1.Тема курсовой работы

2. Срок сдачи студентом законченной работы

3. Исходные данные: ДВС-прототип:

Проектная эффективная мощность, N_e = ___кВт

Частота вращения коленвала при N_e, n_Ne = ___мин^-1

Топливо:

Тактность, ф =

Чертежи двигателя-прототипа:

1. Сборочный чертёж

2. Рабочие чертёжи: распределительного вала, клапана впускного, пружины клапана впускного

4. Содержание пояснительной записки (перечень основных разделов)

Введение

1. Расчёт рабочего цикла и определение основных геометрических параметров двигателя

2. Расчёт газораспределительного механизма.

2.1 Определение проходных сечений клапанов

2.2 Профилирование кулачков распределительного вала

2.3 Определение основных параметров клапанного узла

2.4 Расчёт клапанных пружин

3. Кинематический и динамический анализ КШМ

4. Расчёт элементов системы смазки двигателя

4.1 Определение местоположения масляного отверстия шатунной шейки коленвала

4.2 Расчёт подшипника скольжения шатунной шейки

5. Компоновка двигателя

Заключение

5. Перечень графического материала (обязательные чертежи)

1. Результаты расчётов: индикаторная диаграмма; фазы газораспределения; диаграммы сил и моментов, развёрнутые по углу поворота коленчатого вала; полярная диаграмма силы R_шш; диаграмма износа шатунной шейки; диаграмма суммарного крутящего момента - 1 лист, формат А1;

2. Диаграммы: подъёма впускного и выпускного клапанов; изменения площади проходного сечения впускного и выпускного клапанов; время-сечение впускного и выпускного клапанов - 1 лист, формат А2.

3. Рабочий чертёж распределительного вала - 1 лист, формат А3;

4. Рабочий чертёж впускного клапана - 1 лист, формат А4;

5. Рабочий чертёж наружной пружины впускного клапана - 1 лист, формат А4;

6. Сборочный чертёж «Поперечный разрез двигателя» - 1 лист, формат А1.

6. Расписание консультаций по КР:

7. Дата выдачи задания

Руководитель КР (подпись) (фамилия. инициалы)

Задание получил «_____»_____________200__ г. (подпись студента)

Список литературы

1. Железко Б.Е. и др. Расчет и конструирование автомобильных тракторных двигателей (дипломное проектирование).- Мн.: Высш. шк. , 1987.-247с.

2. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. Пособие для вузов / А.И. Колчин, В.П. Демидов - М.: Высш. шк., 2003. - 496 с.

3. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей. - М.: Колос, 1984.-332 с.

4. Двигатели внутреннего сгорания / Под ред. В.Н. Луканина,-М.: Высшая школа, 1985.-312 с.