Общие сведения и определение проходного сечения клапана

Проектирование механизма газораспределения обычно начинается с определения проходных сечений в седле клапана и в его горловине в соответствии с рисунком 21.

Площадь проходного сечения в клапане определяется из условия неразрывности потока несжимаемого газа по условной средней скорости в сечении седла при максимальном подъеме клапана на режиме номинальной частоты вращения , см²:

. (105)

Значения средней скорости поршня V_п.ср. , скорости газа в проходном сечении клапана W_вп и площади поршня F_п принимаются на основании данных из теплового и динамического расчетов двигателя, i_кл - число одноименных клапанов. Обычно в автотракторных двигателях i_кл=1–2.

Рисунок 21 - Расчетная схема проходного сечения в клапане

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

Диаметр горловины , мм:

. (106)

Максимальный диаметр горловины ограничивается возможностью размещения клапанов в головке блока при заданных: диаметре цилиндра, схеме механизма газораспределения и типе камеры сгорания. В связи с этим значение впускного клапана должно лежать в пределах

= (0,35–0,52)D_п. (107)

Диаметр горловины выпускных клапанов принимают на 10–20 % меньше впускных клапанов.

Проходное сечение клапана зависит от угла наклона фаски клапана , см²:

(108)

где - диаметр горловины клапана, см;

h_кл – высота подъема клапана, см;

– угол наклона фаски на тарелке клапана.

У современных двигателей угол наклона фаски тарелки выпускного клапана обычно принимается равным 45 град, а выпускного клапана – 45 град или 30 град.

 

При =30 град

. (109)

При =45 град

. (110)

Если известны и , то максимальная высота подъема клапана может быть определена по формуле, см:

при =30 град

, (111)

при =45 град

. (112)

Значение величины для автотракторных двигателей обычно находится в пределах 0,16–0,30 , причем меньшие величины принимаются для тихоходных двигателей с большим рабочим объемом.

Построение профиля кулачка

Мгновенное открытие клапанов в нужный момент времени хотя и является желательным, однако реализовать такое открытие клапана в ДВС невозможно, так как при этом возникают бесконечно большие силы инерции, действующие на детали механизма газораспределения. Поэтому при проектировании механизма газораспределения подбирают такой профиль кулачка, который обеспечивает достаточно большое наполнение цилиндра при допустимых силах инерции. В современных двигателях применяются следующие виды кулачков: выпуклый, тангенциальный, вогнутый, безударный.

Наиболее распространены выпуклый и тангенциальный профили кулачков.

Выпуклый профиль кулачка (в соответствии с рисунком 22,а) образован дугами трех окружностей , и , и применяется в паре с плоским, выпуклым и роликовым толкателем. Тангенциальный кулачек (в соответствии с рисунком 22,б) образован дугами двух окружностей и и двумя прямыми, касательными к этим окружностям.

а) – выпуклый, б) – тангенциальный

Рисунок 22 – Построение профиля кулачка

Построение профиля кулачка ведется от начальной окружности радиуса . Значение величины выбирается из условия обеспечения достаточной жесткости механизма газораспределения и находится в пределах, мм:

= (1,5–2,5) . (113)

Точки А и А' (в соответствии с рисунком 22а) являются точками начала и конца открытия клапана, а угол , задающий положение этих точек, определяется из условия обеспечения принятых фаз газораспределения для проектируемого клапана:

, (114)

где - угол опережения открытия клапанов относительно ВМТ или НМТ;

- угол запаздывания закрытия клапанов относительно этих же точек.

Точка В определяется по условию максимального хода толкателя . Без учета зазоров, при нижнем расположении клапанов = . Это же относится и к верхнеклапанному механизму газораспределения с распредвалом, непосредственно воздействующем на клапан.

При наличии рычагов или коромысел

= · ,

где и - длина плеча коромысла, прилегающая соответственно к толкателю и к клапану.

Отношение выбирается по конструктивным соображениям в пределах 0,5…0,96.

Для выпуклого кулачка значение величины принимается по технологическим соображениям из условия ≥1,5 мм. Если задаемся значением , то значение может быть рассчитано по формуле, мм:

, (115)

где а = + – r₂.

Значение величины обычно находится в пределах =8–20 .

Для тангенциального кулачка =∞. Поэтому для него определяется значение величины, мм

. (116)

Для обеспечения зазора в клапанном механизме тыльную часть кулачка выполняют радиусом , меньше чем на зазор ∆S. Зазор ∆S учитывает температуру и упругую деформацию элементов механизма газораспределения и принимается равным, мм:

для впускных клапанов ∆S_вп = 0,25…0,35,

для выпускных клапанов ∆S_вып = 0,35…0,5.

Угол определяют из условия, что в точке С угол = max и = maх, а = :

. (117)

.

В зависимости от выбранного профиля кулачка и типа толкателя определяем подъем, скорость и ускорение толкателя и клапана.

Для выпуклого кулачка с плоским толкателем:

;

;

;

;

;

, (118)

где ; и – соответственно подъем, м, скорость, м/с и ускорение толкателя м/с² при движении его по дуге радиуса r₁ от точки А к точке С;

; и – соответственно подъем, скорость и ускорение толкателя при движении его по дуге радиуса r₂ от точки С к точке В;

ω_к – угловая скорость кулачка (распредвала), рад/с;

и – текущие значения углов при движении толкателя по дугам окружности r₁ и r₂.

Для тангенциального кулачка с роликовым толкателем:

;

;

;

;

;

, (119)

где r - радиус ролика, мм;

а₁= .

Угол для тангенциального кулачка определяется из условий:

;

.

Задаваясь последовательно различными значениями углов φ_p1 и φ_p2, (угол можно брать с интервалом в 10°), определяют значения h_Т; V_Т и j_Т и результаты расчетов заносят в таблицу 22.

По данным таблицы 22 строят графики пути, скорости и ускорения толкателя, в соответствии с рисунком 23.

Таблица 22

			или	или	1- или а	, мм	, м/с	, м/с^2
		-	1,0000	0,0000	0,00000	0,000	0,000	+3946
		-	0,9962	0,0872	0,00380	0,163	1,138	+3930
		-	0,9840	0,1732	0,01596	0,685	2,256	+3880
		-	0,9657	0,2520	0,03330	1,521	3,366	+3805
	-		0,6268	0,7912	8,90600	1,521	3,366	-819
	-		0,7660	0,6428	11,10000	3,600	2,830	-1025
	-		0,8660	0,5000	12,55000	5,050	2,200
	-		1,0000	0,0000	14,50000	7,000	0,000	-1336
	-		0,9848	0,1736	14,27000	6,770	- 0,764	-1314
	-		0,9397	0,3420	13,62000	6,120	- 1,500	-1254
	-		0,6266	0,7912	8,90600	1,521	- 3,366	-819
		-	0,9657	0,2590	0,03330	1,521	- 3,366	+3805
		-	0,9840	0,1732	0,01596	0,685	- 2,256	+3880
		-	0,9962	0,0872	0,00380	0,163	- 1,138	+3930
		-	1,0000	0,0000	0,00000	0,000	0,000	+3946

Рисунок 23 - Графики пути, скорости и ускорения толкателя

Время – сечение клапана

Диаграмма подъема толкателя, построенная в принятом масштабе в соответствии с рисунком 23, может характеризовать также подъем клапана, если изменить масштаб по оси ординат в соответствии с отношением плеч коромысла:

. (120)

Тогда кривая подъема толкателя может быть эквивалентна диаграмме время - сечения клапана, мм²∙с:

, (121)

где – масштаб времени, с/мм; ;

– масштаб по углу;

n_p = 0,5n_N; n_p и n_N – частота вращения соответственно распредвала и коленвала;

– масштаб площади сечения клапана, мм²/мм;

= ∙2,22∙ ;

– масштаб хода клапана;

– диаметр горловины клапана, мм;

– площадь под кривой подъема толкателя, мм².

Средняя площадь проходного сечения клапана, мм²:

, (122)

где l_a-d – продолжительность такта впуска по диаграмме подъема толкателя, мм.

Средняя скорость потока заряда в седле клапана, м/с:

, (123)

где – средняя скорость поршня, м/с;

F_п – площадь поршня.

Для карбюраторных двигателей = 90…150 м/с;

для дизелей = 80…120 м/с.

Расчет пружины клапана

Пружина клапана должна обеспечивать при всех скоростных режимах работы двигателя плотную посадку клапана в закрытом состоянии при движении толкателя по начальной окружности кулачка и постоянную кинематическую связь между клапанами, толкателем и кулачком во время движения толкателя с отрицательным ускорением.

Плотная посадка клапана может быть обеспечена при следующих условиях:

для выпускного клапана, Н:

( - ), (124)

где - площадь горловины, мм²;

и - давление газов соответственно в выпускном трубопроводе и в цилиндре при впуске, МПа (берется из теплового расчета двигателя);

для впускного клапана в двигателях без наддува клапан будет закрыт практически при любом минимальном усилии пружины, а в двигателях с наддувом при условии, Н:

( - ), (125)

где и - давление газов соответственно во впускном трубопроводе (давление поддува) и в цилиндре при выпуске.

Кинематическая связь между деталями клапанного механизма обеспечивается при условии, Н:

, (126)

где К – коэффициент запаса пружины:

для карбюраторных двигателей К = 1,33–1,66,

для дизелей К= 1,28–1,52;

– приведенная к клапану сила инерции деталей механизма газораспределения на участке с отрицательным ускорением.

Сила инерции может быть определена по формуле, Н:

= - М_кл ∙ =- М_кл , (127)

где М_кл – суммарная масса деталей клапанного механизма, приведенного к оси клапана.

При нижнем расположении клапанов, кг:

= + + .

При отсутствии данных о значении масс деталей механизма газораспределения значения массы, приведенной к оси клапана, может быть определено по статическим данным, кг:

= .

Далее приведены возможные значения для механизмов газораспределения различных типов:

при нижнем расположении клапанов =220–230 кг/м²;

при верхнем расположении клапанов

с нижним распредвалом =230–300 кг/м²;

при верхнем расположении клапанов

с верхним распредвалом =180–230 кг/м².

Задаваясь значениями величин и по графику в соответствии с рисунком 25 получают величины и для различных углов поворота кулачка (и, следовательно, распредвала) на участке . С помощью диаграммы получают зависимость Р_пр=f(h_кл) и строят характеристику пружины. Последовательность такого построения в соответствии с рисунком 25. По характеристике пружины, построенной таким способом, определяют: предварительную деформацию f_min; полную деформацию пружины f_max=f_min+ и жесткость пружины с= / f_max.

Для выпуклого кулачка с плоским толкателем характеристика пружины может быть подобрана непосредственно по параметрам кулачка:

максимальная сила упругости пружины , Н:

, (128)

минимальная сила упругости пружины , Н:

, (129)

жесткость пружины с:

, (130)

предварительная деформация пружины , мм:

= , (131)

полная деформация пружины , мм:

. (132)

По этим данным может быть построена характеристика пружины клапана. При использовании двух пружин на одном клапане их суммарная характеристика должна соответствовать полученным исходным данным в соответствии с рисунком 25.

Основные конструктивные размеры пружины – ее средний диаметр D_ср; диаметр проволоки ; число витков i; шаг витка t и длина в свободном состоянии L_cв.

Средний диаметр принимается по конструктивным соображе-ниям в зависимости от диаметра горловины клапана =0,7–0,9 и диаметра проволоки =3,5–6 мм. При наличии двух пружин на одном клапане для внутренней пружины принимается: =(0,5–0,6) и = 2,2–4,5 мм.

Н

Р

Н

м/с^2

мм

град

град

Рисунок 24 - Графическое построение характеристики пружины

По принятым значениям , и характеристике пружины определяют число ее рабочих витков i_p.в:

, (133)

где G – модуль упругости второго рода; G = 8,0–8,3 МН/см²;

– усилие пружины, МН;

, и f_мах – выражены в сантиметрах.

Pиcунок 25 - Характеристика совместно работающих двух пружин

Полное число витков наружной и внутренней пружин i_п=i_p.в+2.Значение величины i_п обычно лежит в пределах i_п =8–12.

Шаг витка свободной пружины t, мм:

t = +D_min + f_max / i_p.в, (134)

где ∆_min – наименьший зазор между витками пружины при полном открытии клапана; ∆_min = 0,3 мм.

Длина пружины

при полном открытии клапана , мм

; (135)

при закрытом клапане , мм

; (136)

длина свободной пружины , мм

; (137)

Максимальное касательное напряжение, возникающее в пружине , МПа:

, (138)

где k' – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по сечению витка пружины и зависящий от отношения D_пр/δ_пр. При D_пр/δ_пр = 5–12, значения k' = 1,3–1,1.

Значение величины = 450–600 МН/м².

Минимальное напряжение, возникающее в пружине при закрытом клапане , МН/м²:

. (139)

Запас прочности пружины

, (140)

где α_τ – коэффициент приведения асимметричного цикла к равноопасному симметричному. Для пружинной проволоки α_τ = 0,18–0,20; τ_-1 = 300–400 МН/м²;

.

При больших силах инерции на каждый клапан устанавливают две пружины. При этом

= + ;

= + .

= (0,35–0,45) .

Для обеспечения нормальных радиальных зазоров между направляющей втулкой и внутренней пружиной, а также между пружинами необходимо выдержать требование, мм:

где и - средний диаметр соответственно внутренней и наружной пружин;

- диаметр втулки клапана;

и - диаметр проволоки соответственно внутренней и наружной пружин.

Во избежание резонанса собственных колебаний пружины с вынужденными определяется частота свободных колебаний пружины:

,

где и выражены в миллиметрах.

Отношение частоты свободных колебаний пружины n_c к частоте вращения распредвала n_p не должна равняться целому числу

1,2,3…

При наличии двух пружин 1,2,3…