Avtomobilnye_dvigateli_Kursovoe_proektirovanie

Площадь проходного сечения клапанной щели, м2, при максимальном подъеме впускного клапана определяется по следующим выражениям:

• при аф = 45°

ВДВС с двухклапанным механизмом газораспределения и"п =

=80...90 м/с, а при трех или четырех клапанах на цилиндр она снижается до 55 м/с.

Профилирование кулачков. Исходными данными для профилирования кулачков являются:

• частота вращения кулачкового вала на режиме номинальной мощности сок = КПном60 , рад/с;

Фзап — соответственно углы опережения открытия и запаздывания закрытия клапана, град);

•значение теплового зазора А^ (для впускных клапанов А^ =

=0,25...0,35 мм; для выпускных клапанов А^ = 0,35...0,50 мм; в механизмах с гидравлическими толкателями и с гидрокомпенсаторами

Акл = 0).

Профилирование выпуклого трехрадиусного и тангенциаль-

ного кулачков. При построении профиля трехрадиусного выпуклого кулачка сначала по статистическим данным выбирается радиус

дуги переходной окружности г, = (10... 18)йттах, а затем исходя из условия сопряжения этой дуги с дугой окружности при вершине ку-

лачка определяется радиус последней:

(>0 + К max ) 2 + (П - Г0 ) 2 - #J2 + 2(Г0 + Л, т а х )(гх - Г 0 ) C O S ^ -

где ф0 — угол действия кулачка.

Далее строится профиль этого кулачка посредством сопряжения трех дуг с радиусами г0, гх и г2, как это показано на рис. 3.23.

Рис. 3.23. Построение профиля трехрадиусного выпуклого кулачка

Определение профиля трехрадиусного выпуклого кулачка при задании теплового зазора реализуется посредством уменьшения радиуса г0 окружности затылка кулачка на значение теплового зазора Дт и сопряжения этой окружности с рабочим профилем на переходном участке по параболе.

Профиль тангенциального кулачка является частным случаем трехрадиусного выпуклого кулачка при гх = оо, т.е. при сопряжении начальной окружности с окружностью при вершине кулачка по прямой. Следовательно, в этом случае радиус, мм,

Профилирование кулачка Курца. Необходимыми дополнитель-

ными исходными данными здесь являются скорость толкателя кулачка в конце фазы сбега г;^ = 0,46... 1,27 мм/рад и параметр формы кривой ускорения z » 5/8.

Определение длительности фаз движения толкателя, рад:

• фаза сбега

тОк

фаза разгона

Ф 1 = _ £ о _ . 2(1+4)

основная фаза замедления

Для проверки расчета можно использовать выражение

Ф.+Ф2 + Ф з = у -

При выборе А следует иметь в виду, что большие его значения соответствуют более короткому участку положительных ускорений толкателя. При этом увеличивается параметр время—сечение клапанной щели, возрастает экстремальное значение положительных и уменьшается экстремальное значение отрицательных ускорений.

Определение законов движения толкателя. Расчет вспомога-

тельных коэффициентов:

^32= 2с" vТ°к> мм/рад2;

с21 =1,75С32Ф3, мм/рад; с22 = 0,51с32Ф^, мм;

с» = 0,°132Сз2 > мм/рад4; с33 = 0,9375с32Ф|, мм.

Здесь

Кх = 0,51Ф^ + 0,9375Ф3 + 1,75Ф2Ф3, рад2; К2 = 1,75Ф3 + 0,796Ф2, рад.

Расчет закона движения толкателя в зависимости от угла пово

• при Ф0 < Фк < ( ф , + Фо)

Лт1 = Дт +си (фк -Ф0 )-с1 2 81п—^—Ч мм;

Ф,

• при (Ф0 + Ф, + Ф2) < фк < (Ф0 + Ф, + Ф2 + Фз)

Ат3 = Дт + с, ,Ф, + с21Ф2 + с22 + с31 {Ф3 -[фк - (Ф0 + Ф, + Ф2)]}4 -

- ^ { Ф з - К - С Ф о + Ф ^ Ф г ) ] } ^ ^ , мм.

По приведенным зависимостям строятся графики hT =/(фк) иут = = /(фк). Пример графической интерпретации законов подъема и ускорения толкателя по углу поворота кулачкового вала приведен на рис. 3.24.

Далее с использованием кривой йт = /(фк) методом касательных строится профиль кулачка. Пример такого построения приведен на рис. 3.25.

Определение характеристики пружинного узла в механизмах

с выпуклым трехрадиусным и тангенциальным кулачками. Жест-

кость пружинного узла определяется по формуле, Н/м,

с = Кт;им,

где К - 1,50...2,25 — коэффициент запаса.

р _ ЯДрвып max^г: .вып 1 -"г.вып ^ •

Здесь перепад давлений на клапане, МПа,

вып max Ртр ~ Р& min?

где pw » рг — давление в выпускном трубопроводе; рл min — минимальное по режимам работы двигателя значение давления в цилиндре в конце такта впуска.

Вдвигателях с искровым зажиганием максимальное значение АРвыптах ® 0,09 МПа достигается на режиме холостого хода при максимально прикрытой дроссельной заслонке.

Вдизелях максимальное значение АрЪТ1 тах = /?ТР - рг достигается на режиме номинальной мощности.

ВДВС с наддувом сила давления газов действует на впускной клапан во время процесса выпуска, т.е.

Перепад давлений на клапане в этом случае является разностью давления наддува рк и минимального давления в цилиндре в процессе выпуска рп МПа:

Арвп max if к гт*

Условие невозможности открытия клапана под действием силы давления газов выполняется при Р0 ^ Рт.вылДОЯдвигателей без наддува и (или) при Р0 > Ргвп для наддувных модификаций двигателей.

Определение характеристики пружинного узла в механизмах

с кулачком Курца. Методику подбора характеристики пружинного узла иллюстрирует рис. 3.26. Она заключается в следующем.

Построим кривую подъема клапана

/т

аслева от нее кривую упругой силы пружины, Н:

РпР = /(Фк ) = -^.„.к/гУзам,(Фк )l-f 10"3,

гДе Лам.т(фк) — ускорение толкателя в фазе замедления (на втором и третьем участках подъема), мм/с2.

Сверху над кривой h^ = Дфк) расположим горизонтальную ось деформации пружины/,р. Затем из точек ах..мъ кривой h^ = Лфк) проведем вертикальные линии, на которых вверх от оси/™ отложим

Рис. 3.26. Построение характеристики пружинного узла в механизме с кулачком Курца

формации Р0. Минимальное значение силы PQ min определяется на основании соотношения Р0 > Рт вьш, следовательно:

• для двигателей без наддува P0min = Рг вып;

• для две с наддувом Р0 > Рг.вп; P0mm = Рпвп.

Через точку, соответствующую упругой силе пружины Рпртах, проведем наклонную прямую таким образом, чтобы все остальные точки этой силы, включая Рь min, находились ниже этой прямой. Угол наклона проведенной прямой к оси fnp выбирается таким, чтобы выполнялось условие Уо * h^ max (условие минимизации габаритных размеров пружины).

Построенная прямая и будет являться характеристикой пружинного узла.

Определение конструктивных параметров клапанной пружи-

ны. При использовании в пружинном узле двух пружин — внутренней и наружной — нагрузка между ними распределяется таким образом, чтобы выполнялись следующие условия:

P n p m a x B H (0,35 ...0,50)^пр max, -РПршахн (0,50 ...0,65).РПртах.

Жесткость и предварительная деформация каждой пружины выбираются из конструктивных соображений, но при обязательном соблюдении следующих условий:

Для каждой из пружин определяются конструктивные параметры: средний диаметр Z>np; наружный диаметр проволоки dH; число витков i и шаг навивки t.

Как правило, на автотракторных двигателях пружинные узлы впускных и выпускных клапанов унифицируются.

Средний диаметр наружной пружины принимается по статисти-

dH = л131 пр max н^пр . н

ПХ

где т — предельно допустимое напряжение кручения материала проволоки, МПа, т = 350...600 МПа.

Расчетный диаметр dH округляется до ближайшего стандартного значения 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.

Запас прочности пружины, МПа, при совокупном факторе кон-

центрации напряжений —— «1,0 определяется по формулам

стст

Для пружин автотракторных двигателей характерный запас прочности находится в пределах значений пх = 1,2...2,0.

Число рабочих витков нагруженной пружины

где G — модуль сдвига материала пружины, МПа.

Расчетное число рабочих витков нагруженной пружины округляется до целого значения или значения, кратного 0,5.

Предварительная деформация наружной пружины определяется по формуле

Полное число витков пружины / = /рн + (2,0...3,0). Шаг витка свободной пружины, м,

Минимальный зазор между витками пружины при ее максимальной деформации Д ^ = 0,5... 0,9 мм.

Пружину необходимо проверить на возможность возникновения в ее конструкции продольных резонансных колебаний.

Условие отсутствия резонанса имеет вид

собственных колебаний пружины, рад/с; сок =—— — скорость вра-

щения кулачкового вала, рад/с.

Определение конструктивных параметров и оценка работоспособности внутренней пружины производятся по аналогичной методике с той лишь разницей, что ее средний диаметр выбирается с учетом геометрии наружной пружины и наличия гарантированных зазоров между элементами пружинного узла, т. е. при выполнении условия Аф.вн » А Р н ~ - А1? где Az = 2 мм — диаметральный зазор между витками пружин.

После завершения расчета внутренней пружины проверяется достаточность диаметральных зазоров между направляющей втулкой клапана, внутренней и наружной пружинами:

(Атр.н - dH) - (Dnp вн + d j > 2 мм; (Dnp вн - dBH) - dBT > 2 мм,

где dBT — наружный диаметр направляющей втулки клапана, м.

3.3.Смазочная система

3.3.1.Общие сведения

При разработке системы смазывания на разрезах двигателя или в виде отдельных узлов в расчетно-пояснительной записке должны быть показаны:

•масляный насос (в разрезе) с приводом;

•масляные магистрали в блоке или блок-картере;

•подвод масла к коренным и шатунным подшипникам коленчатого вала;