Глава 9

Назначение механизма газораспределения (МГР) — управление процессом газообмена и обеспечение возможно лучшего наполне­ния цилиндров.

В современных четырехтактных двигателях применяют в ос­новном клапанные механизмы газораспределения, характеризую­щиеся простотой конструкции, малой стоимостью изготовления и ремонта, хорошим уплотнением камеры сгорания и надежностью в работе.

Широкое распространение получили конструкции двигателей с двухклапанными МГР, включающие в себя один впускной и один выпускной клапаны (рис. 9.1; 9.2). В двигателях с цилиндрическими и клиновидными камерами сгорания клапаны располагаются я один та вдоль оси блока (см. рис. 9.1). Впускные и выпускные клапаны чередуются (рис. 9.1, а) или располагаются попарно (рис. 9.1, б). В последнем случае впускные клапаны соседних цилиндров могут иметь один общий или раздельные патрубки для каждого клапана

Рве. 9.1. Однородное расположение двух клапанов ва один цилиндр: а,« — впуежные в вынуссвые клапаны чередуются, б — то же, рассоложены попарно

1. КОНСТРУКТИВНЫЙ ОБЗОР

179

В)

а)

, Ф

Рис. 9.2. Двухрядное расположение двух клапанов на один цилиндр

Рис. 93. Варианты (а,б) рас­положения трех клапанов па один цилиндр

(рис. 9.1, а, в). Двухрядное расположение клапанов (рнс. 9.2) приме- няют в ДсИЗ, имеющих шатровые или полусферические камеры сгорания. Оси клапанов могут быть наклонены к оси цилиндра (см. рнс. 9.6, б, г), что позволяет увеличить диаметры горловин клапа- нов и упростить форму каналов в головке. В дизелях двухрядное расположение клапанов обычно не применяется в связи с трудно- стью размещения форсунок в местах, удобных для обслуживания. В двигателях с искровым зажиганием и однорядным расположени- ем клапанов впускной и выпускной трубопроводы могут бьгть размещены как с одной стороны головки цилиндров (рнс. 9.1, а, б), так и с обеих сторон (рас. 9.1, в). В двигателях с двухрядным расположением клапанов и в V-образных двигателях трубопроводы

располагаются по обе сто-

роны головки цилиндров ^ (рис. 9.2).

Все большее распрост- ранение получают констру- кции механизма газорасп- ределения с тремя (рис. 9.3) _ и четырьмя клапанами на один цилиндр (рис. 9.4). Это позволяет увеличить площади проходных сече- ний клапанов при уменьше- нии их размеров. С умень- шением диаметра головки клапана увеличивается ее жесткость и улучшается охлаждение. Одновременно снижается инерционная на-

Рве. 9.4. Вариигш («Яродлшашя ^четыР« грузка на детали механиз- кл&оанов на одна цилиндр

180

Рис. 9.5. Нижнее (л) или среднее (б) расположение распределительного вала

181

Pec. 9.6. Верхнее расположение распределительного вала.* одного (о..л), двух

пределительного н коленчатого валов в привод могут быть введены промежуточные шестерни (рис. 9.7,6) или может быть использована цепная передача (рис. 9.7, в). Для большей плавности зацепления и уменьшения шума при работе зуб шестерен выполняется косым. С этой же целью шестерню распределительного вала нередко выпо­лняют нз текстолита (всю шестерню или только ее обод) н выбира­ют модуль шестерен по возможности малым.

Рис. 9.7. Привод к нижним распределительным валам с помо­щью:

а — зубчатой пары, 6 — промежуточны*, шестерен, * — пепвой передачи; 1 — коленчатый вал, 2 — хулгаовыВ вал, 3 — промежуточная шестерня,

4 — цепь

182

Рис. 9.8. Привод к верхним распределительным валам (а...г):

1 коленчатый вял, 2 — гулачювый вал, 3 — промежуточный вал. 4 — промежуточные ше­стерив, 5 — звездочка распределительного вала, 6 — сень, 7 — успокоитель колебаний цепи, 8 — звмдочка привода масляного васоса, 9 — звездочка коленчатого вала, 10 — башмак яатк- жвтеля цепи, 11 — ватжквтель оста, 12 — шкив юлевчагого вала, 13 — шкив жидгостного васоса, 14 — ватажной ролик, 15 — шкив распределительного вала, 16 — зубчатый ремепь

183

184

Рис. 9.9. Механизмы газораспределения (а.6) с регулиру­емыми фазами

185

Рис. 9.10. Фиксация распределительного вяла от осевых перемещений: а ■— бронзовым упорным фланцем, 6 — буртижоы подцшпнажа и регулврово’шым болтом, в — буртеоами

а с другой — регулировочным болтом 2. Вместо болта может быть установлен пружинный упор, обеспечивающий постоянное положе­ние распределительного вала в осевом направлении. При съемных крышках подшипников верхние валы можно фиксировать бурти­ками 1, которые опираются на торцы подшипника (рис. 9.10, в).

А Клапаны (рис. 9.11) подвергаются воздействию высоких дина­мических нагрузок и температур. Температура головки впускного клапана при самых напряженных режимах работы достигает

300. .420°С. Для их изготовления применяют стали 38ХС, 40ХН, 50ХН, 40ХН2МА, 40Х9С2, 40X10С2М. Средняя температура голов­ки выпускных клапанов в> двигателях с искровым зажиганием может достигать 800...850°С (500„.600°С в дизелях).

В связи с этим выпускные клапаны выполняют из жаропрочных и корозионно-стойхих сплавов: 30Х13Н7С2, 45Х14Н14В2М,

45Х22Н4МЗ, ЭП 322, 55Х20Г9АН4. Для повышения долговечности и износостойкости на рабочую поверхность головки клапана (рис. 9.11, г) и торец стержня (рис. 9.11, 6) наносят сплавы ЭП 869 (стеллит), ВЗК, Х20Н80 (нихром). Иногда на затылок стержня надевают колпачок, выполненный из этих же сплавов (рис. 9.11, а). Во многих случаях для снижения стоимости конструкции клапана из жаростойкого материала выполняют только головку клапана, а сте­ржень — из стали 40ХН с последующей сваркой встык.

При проектировании выпускных клапанов используют конст­руктивные методы повышения их долговечности, такие, как:# ком­бинирование различных материалов, # применение специальных

186

Рис. 9.11. Клапаны двигателей: а,г — плоские, 6 — выпуклые, « — тюлыинообраэвые

покрытий, • интенсификацию охлаждения головки клапана, ф при­нудительное проворачивание клапана и т. д.

В зависимости от формы головки клапаны подразделяют на плоские (см. рис. 9.11, а, г), выпуклые (см. рис. 9.11, б) и тюльпано­образные (рис. 9.11, в).

Плоский (тарельчатый) клапан отличается сравнительно боль­шой толщиной головки, малым радиусом перехода от стержня к головке и плоским торцом головки. Головки такой формы наибо­лее просты при изготовлении, вследствие чего получили преимуще­ственное применение.

Выпуклая форма головки характерна для выпускных клапанов. При этом улучшается обтекание клапана со стороны цилиндра при выпуске отработавших газов, повышается жесткость головки, но увеличиваются ее масса и тепловосприимчивость.

С вогнутой или тюлъшнообразной формой головки выполняют впускные клапаны, снижающие гидрав^шческие потери при поступ­лении свежего заряда в цилиндр. Масса клапана при этом снижает­ся, но также увеличиваются тепловосприимчивость головки и тру­доемкость ее изготовления.

Переход от стержня к головке клапана выполняется большим радиусом, увеличивающим жесткость головки и предотвращающим коробление фаски при нагреве клапана. Одновременно уменьшают­ся гидравлические потери при обтекании клапана свежим зарядом при наполнении цилиндра. Головки, как правило, имеют цилинд­рический поясок высотой около 2 мм, который позволяет сохра-

187

188

Да 0,0имп

190

Рис. 9.13. Седла клапанов (а...д)

Рве. 9.14. Пружины клапанов с постоянным (о) н переменным (6) шагом вятка., в — конические пружины

19]

a)

Рис. 9.15. Штавгя

большинстве случаев используют две пружины на каждый клапан, что уменьшает габариты и повы­шает надежность узла. Направление навивки вну­тренней и наружной пружин либо должно быть

_H

_W противоположным, либо должны различаться уг- «4-т лы их навивки, чтобы исключить попадание вит*

; j ; ков одной пружины между витками другой.

_В

; 4а; Д Штанга (рис. 9.15) представляет собой стер-

: j : жень трубчатого сечения, изготовляемый из ма-

лоуглеродистой стали или алюминиевого сплава. В верхний и нижний концы стержня запрессовы-

вают стальные наконечники, имеющие на нижнем конце сферическую поверхность, а на верхнем — в зависимости от конструкции узла привода коро- мысла сферическую головку (рис. 9.15, а) или сфе- рическое гнездо (рис. 9.15, б). Опорные поверх- ности наконечников термически обрабатывают

до HRC 50...60, шлифуют и полируют. В ряде двигателей в наконеч- никах выполняются отверстия для подачи масла от толкателя к ко- ромыслу (рис. 9.16, з).

А Толкатели служат для передачи движения от кулачков распре­делительного вала клапанам. Толкатели нагружаются боковой сос­тавляющей усилия, передающегося от кулачка. На рис. 9.16 изоб­ражены толкатели различных типов: грибковые с плоской (рис. 9.16,

а, 6} и сферической (рис. 9.16, в) опорной поверхностью; цилинд­рические со сферической опорной поверхностью (рис. 9.16, г); ци­линдрический роликовый (рис. 9.16, г); рычажные выпуклый (рис.

16. ж) и роликовый (рис. 9.16, з). Для компенсации возможных перекосов между головкой толкателя и кулачком и для обеспечения вращения толкателя, необходимого для обеспечения равномерного износа, опорную поверхность выполняют сферической (/?= = 750...1000 мм), а кулачок — коническим с углом наклона образу­ющей к оси вала 7'. ..15' (рис. 9.16, в), С этой же целью смещают продольную ось толкателя по отношению к оси симметрии кулачка на некоторую величину е (рис. 9.16, б). Зазор между стержнем толкателя и направляющей находится в пределах 0,01...0,08 мм. Смазывание толкателей осуществляется преимущественно разбрыз­гиванием масла, стекающего по штанге. Толкатель (рнс. 9.16, б) используется для декомпрессирования дизеля. Поворотом пальца 1 толкатель перемещается вверх на величину А и принудительно открывает клапан в момент запуска двигателя (для облегчения раскрутки коленчатого вала). В толкателях выполняется сферичес­кое гнездо, на которое опирается сферическая головка штанги. Для образования клиновидного зазора между головкой и гнездом (рис.

16. д) радиус сферы гнезда г, выполняют на ОД...0,3 мм больше радиуса головки г₂.

192

Рас. 9.16, Толкатели: а.б — грибковые с плоской опорной поверяв остью, в — то же, оо сферической, г,д — шдандрвческие оо оферйческой опорной поверхностью, е — цилиндрические ролико­вые, ж — рычажяые выпуклые, а — то же, ролаковые, и — гидравлические

На ряде двигателей устанавливают гидравлические толкатели, позволяющие отказаться от теплового зазора в МГР, одна из конструкций которых приведена на рис. 9.16, и. Внутри корпуса толкателя / расположен плунжер 3 с головкой 2, в которую упи­рается штанга привода клапана. Плунжер постоянно прижат пру­жиной 5 к штанге. Внутренняя полость плунжера сообщается с масляной магистралью. Давление под плунжером при открытом пластинчатом клапане 4 равно давлению в масляной магистрали. В начале подъема толкателя давление под плунжером резко увели­чивается, клапан 4 закрывается и усилие передается на штангу, коромысло и клапан. Гидравлические толкатели надежно работают только на чистых маслах с пологими температурными кривыми вязкости.

При верхнем расположении распределительных валов клапаны приводятся непосредственно от кулачка (рис. 9.6, в...д), либо через направляющий стакан I, перемещающийся в стойке 2 (рис. 9.17, а), либо через одноплечие рычаги (рис. 9.17, б...г). Одноплечие рычаги снабжены плоскими (рис. 9.17, 6) или сферическими (рис. 9.17, в, г) толкателями. Расположены они на общей оси (рис. 9.17, б) или на индивидуальных опорах (рис. 9.17, в, г). Одноплечие рычаги удер-

7-548

193

Рнс. 9.17. Привод клапанов при верхнем расположении распределительного

вала (р..л)

живаются на сферической опоре специальной пружиной. Толкатели изготовляют из малоуглеродистых сталей 15 и 30, низколегирован­ных сталей 15Х и 20Х, хромоникелевых сталей 12ХНЗА и чугуна. Опорную поверхность чугунных толкателей отбеливают. Боковые и внутренние поверхности толкателей из малоуглеродистых сталей цементуют и закаливают до HRC 50...60. При средыеуглеродистых сталях — закалка ТВЧ до той же твердости. Опорную поверхность стальных закаленных толкателей наплавляют легированным отбе­ленным чугуном (рис. 9.17, в, г).

д Коромысла представляют собой двуплечие (рис. 9.18, а, в) или вильчатые (ряс. 9.18, г) рычаги. В двигателях с общей головкой для всех или группы цилиндров коромысла размещают на общих сталь­ных неподвижных осях трубчатого сечения, полость в которых используется для подвода смазки. Коромысла вращаются на оси чаще всего на подшипниковых втулках, выполненных из оловянис- той бронзы. Для ограничения осевых перемещений коромысел меж­ду ними устанавливают распорные цилиндрические пружины. Коро­мысла штампуют из сталей 20Х, 40Х, 45, опорные поверхности подвергают термообработке до HRC 50...60. Находят применение коромысла облегченного -шла, штампованные из листовой стали. Такие коромысла качаются около сферической или полусферичес­кой опоры, закрепленной на индивидуальной стойке, запрессован­ной в головку блока цилиндров (рис. 9.18, в). Со стороны штанги в коромысло ввертывают регулировочный болт 1 (рис. 9.18, а, б), имеющий прорезь под отвертку или углубление под специальный ключ. Регулировочный болт стопорится контргайкой. Отношение плеч коромысла /*//_т= 1,4... 1,75 (рис. 9.18, б).

При повороте коромысла на некоторый угол цилиндрическая поверхность носка коромысла проскальзывает по торцу стержня клапана. Возникающая при этом сила трения вызывает изгиб стерж­ня, для уменьшения величины которого иногда в плечо коромыс-

194

Рис. 9.18. Коромысла, (а...г)

195

На основании статистических данных но конструктивным соот­ношениям клапанного механизма, представленным на рис. 9.19, с учетом компоновки МГР производится проработка его основных элементов.

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОХОДНЫХ СЕЧЕНИЙ КЛАПАНА МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ

Диаметры горловин клапанов выбирают из условии возмож­ности их размещения в головке. Суммарная площадь горловин впускных и выпускных клапанов составляет 25...40% от F„. Большие значения относят к шатровым и полусферическим камерам сгора­ния, а меньшие — к камерам дизелей и клиновым. Наилучшие показатели двигателя обеспечиваются при соотношении диаметров горловин впускного и выпускного клапанов 4._ви=(1,15...t,2) d_Tim.

Достаточность определенного таким образом проходного сече­ния горловины клапана проверяется по первой условной средней скорости потока газа, которая вычисляется из условия неразрыв­ности потока в сечениях горловины н цилиндра (рис. 9.20, а). При

этом считается, что газ несжима­ем, клапан отсутствует и поршень площадью F_a движется с постоян­ной средней скоростью с„. Тогда для i одноименных клапанов в од­ном цилиндре с илощадью аро- ходного сечения горловины f_t условие неразрывности потока

Рис. 9.19. Конструктивные соотноше- “

ния клапанного механизма: 6- возрастают гидравличе

=(0,16...0,25)<7, при отсутствии бсжо- рн во впускном тракте, вых сил; <5=(0,3...о,4)rf, при действии Максимальный под

Для современных автотрак­торных двигателей первая ско­рость во впускной горловине V„ = 50...&0 м/с, а в выпускной — К™=70... 100 м/с. Для ДсИЗ не­целесообразно уменьшать V'_m до величин менее 40 м/с на режиме максимальной мощности, так как при этом ухудшается распылива- ние и испарение топлива. При вы­соких скоростях V_ta чрезмерно возрастают гидравлические поте­ри во впускном тракте.

боковых сил

Максимальный подъем клапа­на йжяюм определяется из условия,

196

0)

Рве. 9.20. К определению средних условных скоростей потока гала:

а — первой условной скорости У, 6— второй условной скоро­сти I", « — расчетам схема для вычисления проходного сете­вая по фаске t патта на

197

t.

Рис. 9.21. К определению третьей средней условной ско­рости

198

сечение клапана.

Рекомендуемые значения для третьей условной скорости в сече­нии впускного клапана V\_B для ДсИЗ 90... 150 м/с, а для дизелей —

80. . 110 м/с.

2. ПРОФИЛИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВ

Для обеспечения наибольшей величины время—сечение клапана необходимо, чтобы клапан мгновенно открывался в начале и закры­вался в конце такта впуска. Однако при этом в моменты открытия и закрытия будут возникать бесконечно большие силы нагрузки на элементы его привода. Поэтому задача профилирования кулачка сводится к поиску таких профилей, которые в наибольшей степени уравняли бы противоречивые требования получения максимального значения время — сечение и приемлемых сил инерции в МГР. При этом важно также, чтобы кулачки были просты в производстве и обеспечивали нормальное функционирование МГР во время всего периода эксплуатации двигателя.

При профилировании кулачков автотракторных двигателей в на­стоящее время используют два метода: профилирование по задан­ному закону образования профиля кулачка, профилирование в соот­ветствии с заданными законами его движения.

Первый метод позволяет получить профили сравнительно тех­нологичных кулачков, однако при этом сложно добиться необходи­мых параметров кинематики толкателя, вследствие чего не в долж­ной мере обеспечивается оптимальное сочетание время—сечение и сил инерции МГР. Профиль кулачка при этом образуется систе­мой сопряженных между собой дуг окружностей различных ради­усов и кривизны. С использованием данного метода профилируют­ся распространенные ранее выпуклые, вогнутые и тангенциальные кулачки.

Кулачки выпуклого профиля могут использоваться с любым типом толкателей, в то время как вогнутый и тангенциальный — только в паре с роликовым толкателем.

Второй метод не накладывает ограничения на закон образова­ния прснфиля кулачка, вследствие чего предоставляет разработчикам большие возможности по оптимизации показателей МГР. Спрофи­лированные этим методом кулачки по параметру время—сечение не уступают, а в ряде случаев превосходят кулачки, сформированные по первому методу, но при этом обеспечивают плавное и непрерыв­ное изменение ускорения клапана, что способствует снижению ин­тенсивности ударных взаимодействий элементов в МГР и уменьша­ет влияние колебаний привода механизма на кинематику клапана. По этому мето^, например, профилируются кулачки современных

200

hj2 — a cos <^4-r₂-r₀; K_T2=aa),sin <р£

M=(r_l-r₀) u>lcos<p_a;

y_l2=— am i cos q>fi.

Параметры движения толкателя с кулачком тангенциального профиля для первого и второго участков соответственно на интер­валах 0^<р^<р_атю и

/41 =

(rp+r) (1-cosy,) cosfl>! ’

(i'o+j) tUiSin </у cos

2=a ^cos<jBj+ т2 = асо, ^sin<p

s/l— ajsi

яп-

<*\

di sin 2 фд

2 V¹

Рис. 9.22. Профвлв кулачков: a ■— выпуклый, 6 — танген овальные, в — аогвутый

201

(r₀+r) CD

cos'

J(l+sm²%) . ,Г aiCos29.+efsln⁴fl>-

1 ; cos<t>_f+ ~ ~^P

9S Ф_а nil ч³"

где a, =a/(r+1-2).

Ha рис. 9.23 представлена графическая интерпретация законов движения толкателей с рассмотренными выше профилями кулач­ков.

д Профилирование безударного кулачка Курца. В кулачках Кур* ца закон изменения ускорения кулачка формируется (рис. 9.24) последовательным набором кривых: на участке сбега Ф₀ — косину­соидой, на участке положительных ускорений рабочего профиля Ф] — половиной волны синусоиды, на участке отрицательных уско-

202

Рис. 9.23. Сравнение параметров кинематика толкателей с выпуклым (У), вогнутым (2) и таягешшальным (J) профи­лями при одинаковых подъемах и углах действия

Рве. 9.24. Графики подъема Л_т, скорос- тв v_T к ускорения А толкателя кулачка, спрофилированного по методу Курца

203

Vrt=h<fi}_t — sin — 9>«o' Ю" ³;

2Фр 2®o

^u=lv“^l (i)'

COS —- <ы* 10^_э; 2Фо

ф на участке положительных ускорений < Ф|)

_!

Ат1=Ло+Сц9>,, —Ci₂sdn?>_ж,;

ф,

y_r,=ajc„-c„ ^ cos ^ *Л ИГ³;

Л,=о>! [си (^)* sin ^ *„] 10~’;

• на первом участке отрицательных ускорений (0 < (р^ ^ Ф1)

hji⁼A_Tji + Сц<р12+С22 sin - <p,j;

2®j

Йт)ж = Ао г С_иФь

ю. ^Сн + Си ^ e°s ^ • 10“ ³;

А*-®’ [-С_й sin ^ Ю^-э;

• ш втором участке отрицательных ускорений (0^<р^^Ф₂)

AtJ ⁼ At2*+Cji (Ф3 — <р_хз)⁴ — Cj2 (Ф₃ — «р!})² + Сэз!

Айж=А₀+С\ |Ф| + С₂1Ф₂ + Сц,

V_ri=0H {—4Cji (Ф,-Ы³+2С„ (Фэ-Ф.з)] Ю~³;

М=а>1 [12С₃₁ (®j-fl>,₃)²-2C₃J КГ³.

Коэффициенты Сц, С|₂, С₂₁ и т. д. рассчитываются из равенства

204

У,1ш=У^ Си-С,_г--У’_1Шш0;

Ф|

Уг2.= Уг»; с„+с₁₂~~с₁₁-с₂₂^-=0;

Ф| 2®j

К>_я=Уъ; Сц +4С₃₁Фз—2С_Э2Фз=0;

(9.1)

я

щ}

I -+- 12СцФ з — 2Сзг=0,

где У,ож= 180/к мм/рад.

Так как в системе при шести уравнениях содержится семь неиз­вестных коэффициентов, то для ее решения необходима еще одна зависимость, характеризующая форму отрицательной части кривой ускорения:

Значевие Z обычно принимают близким к 5/8.

После введения вспомогательных коэффициентов

*, = 8Z (^=£±£*5;*,=^; Фь ifi=fcj+4Z —

(9.2)

(9.3)

и выполнения необходимых преобразований получим

с„—(К\ г**+к^жгк,+*₂Ф,); ci₂=(c_tl—г,*)-; C₂₂=C₃₂ku

я

Сз2=(2С₁₁ - У^1К₂; C_2l = С_пку;

С31 = Су2 (1 ~ Z)/(6Ф 3); С33 = Сз2^2-

(9.4)

С использованием зависимостей (9.1)...(9.4) проверяют правиль­ность выбора исходных данных. При этом несоответствие величин

203

• максимальный в точке контакта кулачка с толкателем при максимальном ускорении

Для толкателя с цилиндрической опорной поверхно­стью экстремальные радиусы кривизны профиля кулачка; ф минимальный на вершине кулачка

Рот ⁼ К^О “Ь Ло ^ тУ /(Л> "f" fk + 2С]2)1 *

где г_т — радиус контактной поверхности толкателя;

• максимальный в точке контакта кулачка с толкателем при максимальном ускорении

где Я=(го+Ао + С_пФ|/2—Cij + r_T).

Значения и используют для определения возможности изготовления кулачка и значений контактных напряжений между кулачком и толкателем, а по р^ получают ориентировочное пред­ставление о форме профиля кулачка.

Кулачок, спрофилированный по методу Курца, не учитывает упругие деформации привода клапанного механизма и обычно при­меняется в механизмах с непосредственным приводом от кулачка на клапан.

л Профилирование безударного кулачка по методу «полмданн».

В ДОС кулачки с приводом клапанного механизма через толкатель, штангу и коромысло должны профилироваться таким образом, чтобы закон движения толкателя обеспечивал коррекцию колебаний привода и необходимые для этого параметры кинематики клапана. Наибольшее распространение в практике двигателестроения для

Ршь — Го+Ло+йишм ~2Сэ:;

/^?тад = ^г0 + Л₀+С_иФ1/2+С₁₁

(Я¹4-2Cjj>^3/2

206

Угол <р_х в интервале <рра^<р_кз%0 отсчитывается от вершины i лачка.

Постоянные коэффициенты С₂, С,, C_t, С„ Сопределяются с дующим образом:

^ рч™

Параметры р, q, г, s обычно выбирают ПО закону возраста- Р*^{с 9}-25- графики подъема fc₇ и ус

(р-2) {q-2) (r-2) (J-2)’ 2qrs ■

ющей арифметической прогрес­сии с разностью р—2. Так, при />=12 разность прогрессии равна 10, а д~22, г =32, s—42. При 66-

рения J, толкателя кулачка, спрофя ро ванного по методу «полидай с различными наборами посазаге. степеней поливома; I (6-10-14-18);

(14-26-38-50)

Рис. 9.26. Силы в газораспределительном механизме для следующих схем при­вода клапанного механизма: а — одноплечий рычаг, 6 — двуплечий рычаг (жоромысло)

208

В дальнейшем (по мере открытия) он нагружается только сила­ми инерции Pj и упругости пружины Р^.

При закрытых впускных клапанах газовые силы, возникающие в результате разности давлений в трубопроводе а в цилиндре, стремятся их открыть. Минимальная сила упругости пружины Ра должна быть достаточной для удержания их в закрытом состоя­нии.

В двигателях с наддувом суммарная сила р_гла от давления газов во впускном трубопроводе р, и давления в цилиндре р_г

во время такта выпуска может открыть впускной клапан. Для про­тиводействия этому минимальная сила упругости пружины Р_й должна быть больше Р_г„_п.

В ДсИЗ на холостом ходу цри прикрытой дроссельной заслонке сила Р_1МШ, пропорциональная разности давлений в цилиндре ^ив выпускном трубопроводе

на такте впуска стремится открыть выпускной клапан. Поэтому ве­личина Р_й должна обеспечивать выполнение неравенства Р₉> P_tMin.

Для расчета инерционных сия, действующих на элементы МГР, необходимо креме :шания лаконов движения толкателя и клапана, рассмотренных ранее, иметь сведения о массах движущихся дета­лей. Обычно для расчетов используется масса МГР, приведенная к клапану (рис. 9.27). В общем случае масса клапанного механизма, приведенная к клапану,

т_т=т_1а + тпр+т^+тег+гпц,* + + т^, (9.5)

где _р, т„ — массы клапана, тарелки, замкового устрой­ства, стакана; т^, /и™.., — массы пружины, коромысла

(рычага), штанги и толкателя, приведенные к клапану.

Приведенную массу определяют, исходя из равенства кинетичес­ких энергий реального МГР и эквивалентной модели.

Для коромысла это условие записывается в виде V;_л/2 —

=Лор“^р/2. С учетом того, что Г_1Л = ш_жор/₁, где <о_жор —

угловая скорость коромысла; 7_жор — момент инерции коромысла относительно оси его вращения. В первом приближении для расчета приведенной массы коромысла можно использовать следующее выражение: J_Iop^m_Iop ([, + 1_Т)²/12, а для рычага J_ta9^m_xopl\l2_!. ' Приведенная масса штанги определяется из соотношения

it

(/>г ^ г.га Prd голли)

р,

209

а так как V_T= V^Ji^ то m_WI^=m_TOT/i^.

Аналогичным образом получим приведенную к клапану массу толкателя:

Приведенная масса пружины определяется исходя из следующих допущений: # масса пружины равномерно распределена по ее длине I; % скорость движения элемента пружины пропорциональна его расстоянию х от нижнего неподвижного ее торца (рис. 9.28). Тогда масса элемента пружины определится как dm^—m^dxfl, а скорость элемента пружины, расположенного на расстоянии х,— как V_x = = V™ (х/0-

Подставив в условие равенства кинетических энергий m_npjP^/r^_l= /

=(1/2) | V_xdmag выражения для d/w^, V_x и произведя необходимые о

преобразования, окончательно получим т^-т^Ъ.

На основании вышеизложенного в итоге получим

т_ЖМ1=т„+т_ТЧ1+т_:вм+т_С14-т_яр/3 4-Лор/^+(^тшт+"ь)/^-

На начальном этапе проектирования для задания масс деталей МГР используются статистические данные по конструктивным мас­сам. Конструктивная масса клапанного механизма определяется как масса соответствующего элемента, приходящегося на единицу пло-

Рис. 9.28. К определению приве­денной массы клапанной пружины

210

Пружина клапана должна удерживать клапан в закрытом поле жении с силой Р_а, а также обеспечивать кинематическую свяэ между клапаном и толкателем силой Р_пр, когда отрицательная сил инерции Pj отрывает клапан от кулачка (рис, 9.29).

Условие неразрывности кинематической связи кулачка с элеме[ тами привода Р^ = K^Pj, где К_% — коэффициент запаса пружинь учитывающий возможное превышение номинальной частоты вр; щения двигателя от л„ до и вибрацию витков пружины. Веш чина К, находится в пределах К₃—1,5...2,25. Меньшие знамени относятся к ДВС, имеющим ограничитель номинальной частот вращения.

Для пружины с линейной характеристикой зависимость измен< ния силы пружины от подъема клапана может быть записана в вил = где Сщ, — жесткость пружины, Н/м.

По известным величинам Р₀ и /^>_врп1„ можно .jupcjtviin

необходимую жесткость пружины:

Тогда предварительная деформация пружины /о=Рй/С_ар, а ма#

4. РАСЧЕТ ПРУЖИНЫ КЛАПАНА

о

Рнс. 9.29. Зависимости изменения сил в МГР: а — от угла поворота кулачка распределительного вала, 6 — от хода глапава

В связи с тем что ускорение клапана связано с углом поворота кулачка нелинейной зависимостью, коэффициент запаса пружины К, будет также изменяться по углу поворота и его текущее значение на участке движения клапана с отрицательным ускорением можно определить как K^ — P^Pj. Поэтому для выбора Сщ, с приемлемым изменением К, из графиков зависимостей P_z, и A„ от угла поворота кулачкового вала нужно определить минимальное значе­ние Р_г и соответствующие ему Р'_щ и^, а затем вычислить —P,JPj (рис. 929). Изменяя Ро, можно добиться такой ситуации, когда К\=К-,. Тогда С_|1р=(Рщ,^-Р_т.

При использовании в механизме двух оружии на клапан мак­симальная сила, нагружающая наружную пружину, определяется как часть общей потребной упругой силы Рщ,п=К„рРщ„ а макси­мальная сила, нагружающая внутреннюю пружину, Р„_рл~ = (1 — АГпр) P_v. Обычно для автотракторных двигателей К^~ = 0,55.-0,65. Варьируя силы наружной н внутренней пружин Рщ>_явиа, Ро я, Рщ^шшм> Ро„ можно получить приемлемые величины К,, К„ а также минимизировать геометрические параметры пружин.

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ПРУЖИНЫ КЛАПАНА

Проектирование пружины производят в такой последова­тельности:

ф определяют .'ео метрические пирометры пружины.

1. Задают индекс (с^) и коэффициент формы пружины (х), учи­тывающий разность радиусов кривизны наружной и внутренней поверхностей витка, от чего зависит распределение напряжений в их сечении (максимальные напряжения возникают на внутренних воло­кнах сечения витка), х — (4*4 + 2)/(4с_вр — 3). Для автомобильных ДВС

c„p = 8...12 и х—1,1 —1.2.

2. По статистическим данным условий размещения задают сред­ний диаметр пружины Дф (рис. 9.30). Для автотракторных ДВС

3. По известному допустимому напряжению (для пружинных сталей [т_т] = 350—600 МПа) вычисляют диаметр проволоки:

Расчетное значение округляют до ближайшей большей вели­чины по сортаменту проволоки: 2,8; 3,0; 3,2; 3,5; 3,8; 4,0; 4,2; 4,5; 4,8 5,0; 5,5; 6,0 мм.

212

1,6...3,2.

Ач> = (0,8..Д9) dr.

Рис. 9.30. Геометричес*ие параметры клапанных дружив ори различных ее со-

стояниях:

а — свободное, б — при закрытом клап&не, # — ирв аолвосгью опрытом клапане, г — со­отношение констругтивяых параметров пружнвы

4. Пронзводят проверку индекса пружины и, если это необходи­мо, расчет выполняют повторно.

5. Определяют количество рабочих витков

ip ⁼ G_nprfnji/n_a,(/(8./^>_Bp_OUU( D Jp),

которое затем округляют до целого или кратного 0,5.

4. Вычисляют геометрические параметры максимально сжатой пружины.

Шаг рабочих витков пружины где A,^ — мини­

мальный зазор между рабочими витками пружины при ее мак* симальной деформации; Д„*_п=(0,10...0,15) d_v, что составляет

0. ,5...0,9 мм.

Минимальная длина пружины 4™0’р'~^} + «4р (*о+0> *'де to — количество опорных витков, принимаемое в пределах 2...3.

4. Определяют параметры пружины при закрытом клапане:

длина пружины 4) = /тЬ + Л*лш«;

шаг витков пружины l^-Va-d^ (а>+ !)]/(?,-2).

4. Рассчитывают параметры пружины в недеформированном свободном состоянии:

длина пружины /«=/<>-К/о- При Д₎/2)_1Ч)> 2,5..3,0 во избежание по­тери продольной устойчивости пружину устанавливают в направ­ляющую гильзу-стакан;

шаг витков пружины (шаг навивки)

t_a ~ [L - 4ч> Оо +1 )1/0'р ~ ²)-

ф Производят расчет напряжений от кручения в сечении прово­локи пружины.

1. Вычисляют максимальные и минимальные напряжения круче­ния рабочего витка пружины:

^ОИ ⁼ др) И Tnnn — e^JPnpmin D^find „р).

213

I Сир </пр И

I ⁼ 71 I ——⁼—“

V ^wnp.p

са_с, = я и £йж=яЛр/30,

2рпр

где /Япр._р — масса рабочих витков пружины; G„p — модуль упруго­сти второго рода при сдвиге материала проволоки. Для пружинных сталей <5_Пр=(7,6...8,2)' 10⁴ МПа, ^ = 7800...7900 кг/м³. Значения <1_Щ и В_щ — в мм.

Последовательность определения геометрических параметров и расчета клапанного механизма с двумя пружинами такая же, как и для одной.

Достаточность радиальных зазоров между направляющей втул­кой и внутренней пружиной, внутренней и наружной пружинами достигается при выполнении следующих условий:

^ 2 ММ,

( A,, i ^пр н) {-^np.s ^пр.«) 3^ 2 ММ.

Указанные зазоры необходимы для обеспечения центровки пру­жин и обеспечения независимости их работы.