147311 (Проектирование систем двигателей внутреннего сгорания), страница 6

, (342. [2])

где i_кл – число одноименных клапанов на цилиндр (1)

Рис. 13. Расчетная схема проходного сечения в клапане.

Диаметр горловины клапана:

,

где F_гор = 1,15F_кл = 0,15·572 = 657,8 мм² – площадь проходного сечения горловины клапана.

Из условия возможного расположения клапанов в головке при верхнем их расположении диаметр головки не должен превышать d_гор = (0,38...0,42)D.

d_гор = 0,38·110 = 42 мм

Окончательно принимаем d_гор = 30 мм

Максимальная высота подъема клапана при угле фаски клапана α = 45 º:

(318, [2])

Основные размеры впускного клапана.

Радиус начальной окружности:

Р_о = Р + (1...2,5), мм

Р_о = 17,5 + 1,5 = 19 мм

Максимальный подъем толкателя:

где l_т = 33 мм – длина плеча коромысла, прилегающего к толкателю,

l_кл = 55 мм – длина плеча коромысла, прилегающего к клапану

Определяем радиус окружности тыльной части кулачка:

Протяженность участка сбега:

где ω_толк = 0,02 мм/град – скорость толкателя в конце сбега.

º

Угловую протяженность других участков ускорения толкателя выбираем из соотношений:

где φ_ро – угол, определяемый по соотношению:

Решив эти уравнения получим:

Вспомогательные величины и коэффициенты закона движения толкателя:

где z = 5/8 – принято по рекомендациям для кулачка Курца.

Проверка вычисленных значений коэффициентов:

Подъем (перемещение) толкателя к углу поворота кулачка:

Здесь

где

Полученные значения перемещений, рассчитанные по вышеприведенным формулам, сводим в таблицу.

Определяем скорость толкания:

где ω_к – угловая скорость вращения кулачкового вала

Полученные значения скоростей толкателя сводим в таблицу.

Ускорение толкателя определяем по следующим формулам:

Значения ускорения толкателя, полученные по вышеперечисленным формулам, сносим в таблицу.

Минимальный и максимальный радиусы кривизны безударного кулачка:

5.2. Расчет клапанной пружины

Клапан приводится в движение через толкатель, штангу и коромысло. Коромысло имеет плечи l_кл = 55 мм, l_т = 33 мм.

Материал пружин:

сталь 50ХФА, τ_-1 = 350 МПа, σ_в = 1500 МПа.

Расчет выполняем для впускного клапана.

Пружина должна развивать усилие, превышающее силу инерции деталей Г.Р.М. на предельном скоростном режиме работы движения.

Определяем массу ГРМ, приведенную к оси клапана:

Масса Г.Р.М. приведенная к оси толкателя:

где m_кл = 200 г – масса клапана;

m_тар = 46 г – масса тарелки клапана;

m_зам = 10 г – масса сухарей тарелки;

m_пр = 48 г – масса пружины;

J_кор = 2,64·10^-2 – момент инерции коромысла относительно оси качения.

m_шт = 160 г – масса штанги;

m_т = 113 г – масса толкателя.

Условие обеспечения кинематической связи между деталями Г.Р.М.

где k – коэффициент запаса (для дизелей k = 1,28...1,52), принимаем

k = 1,5;

Р_Jкл – приведенная к клапану сила инерции механизма при движении толкателя с отрицательным ускорением.

Плошная посадка впускного клапана на седло в джунглях без наддува обеспечивается практически при любом минимальном усилии пружины.

Пусть

Суммарные усилия между внутренней и наружной пружинами разделятся следующим образом:

Для наружной пружины:

Определяем деформацию пружин:

• предварительная деформация:

• полная деформация:

Определяем жесткость пружин:

Общая жесткость пружин:

Строим характеристику клапанных пружин.

Рис. 17. Характеристика совместно работающих двух пружин.

Размеры пружин принимаем по конструктивным соображениям.

Диаметр проволоки:

• внутренней пружины,

• наружной пружины,

Средний диаметр пружин:

• внутренней пружины,

• наружной пружины,

Определяем число рабочих витков пружины.

• наружной пружины:

,

где G – модуль упругости второго рода (G = 8,3 мН/см²).

• внутренней пружины

Определяем полное число витков:

Определяем длину пружины при полностью открытом клапане:

• наружной пружины:

где ∆_min = 0,3 мм – наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.

• внутренней пружины:

Определяем длину пружин при закрытии клапана:

Определяем длину свободных пружин:

• наружной

• внутренней пружины

Максимальное и минимальное напряжения в пружинах:

• внутренняя пружина

,

где К_в – поправочный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению пружины. Выбирается в зависимости от D_пр/δ_пр.

Для D_пр.в/δ_пр.в = 22/2 = 11, К_в = 1,11

Для D_пр.н/δ_пр.н = 30/3 = 10, К = 1,13

• наружная пружина

Средние напряжения и амплитуды напряжений:

• внутренняя пружина

• наружная пружина

Определяем запас прочности пружин:

• внутренняя пружина

• наружная пружина

Расчет на резонанс:

• внутренняя пружина

• наружная пружина

Возникновению резонансных колебаний нет причин.

5.3. Расчет распределительного вала

При работе двигателя на распределительный вал со стороны клапанного привода действует: сила упругости пружины Р_пр, сила давления газов и др. силы, приведенные к толкателю. Вал изготовлен из углеродистой стали 45.

Размеры вала:

l ₁ = 43 мм, l₂ = 248 мм, l = 291 мм; h_тmax = 4,44 мм, d_н = 35 мм, d_вн = 10 мм.

Рис. 18. Расчетная схема распределительного вала.

Суммарная сила (приведенная), действующая на кулачок:

Наибольшая сила передается от выпускного клапана в начальный период его открытия. Сила давления газов определяется по разности давлений, действующих на головку клапана:

где d = 0,042 м – наружный диаметр головки выпускного клапана,

Р_тр = 0,1 МПа – давление в выпускном трубопроводе, принимаем, что выпуск производится в атмосферу, Р_тр = Р₀ = 0,1 МПа,

Р – давление в цилиндре в рассчитываемом положении кулачка,

φ º_ПКв = 540-56 = 484 º, φ_прв = 242 º, Р = 0,5 МПа.

Сила инерции в рассчитываемый период:

Сила упругости пружины Р_пр соответствует Р_пр.min = 70 H.

Определяем стрелу прогиба вала:

Определяем напряжение смятия в зоне контакта кулачка и толкателя:

5.4. Расчет штанги привода клапана

Диаметр штанги d = 12 мм, длина штанги l_шт = 362 мм. Штанга дюралюминиевая, со стальными наконечниками.

Определяем критическую силу Р_кр для штанги по формуле Эйлера:

где Е – модуль упругости первого рода (для дюралюминия Е = 0,7·10⁵ МПа);

J_шт – экваториальный момент инерции поперечного сечения штанги. Для штанги из пружка длиной l_шт

Запас устойчивости штанги:

где Р_шт = Р_m = 1407,5

Напряжение сжатия в месте контакта сферического наконечника штанги при радиусе наконечника штанги r_нш = 6,5 мм, радиусе гнезда толкателя

r_гт = 7 мм

5.5. Расчет коромысла

Напряжение смятия цилиндрической опорной поверхности коромысла:

где d = 21 мм – диаметр опорной поверхности коромысла, длина

b = 30 мм

Сферической поверхности регулировочного болта:

где r₁ = 8 мм – радиус головки болта

r₂ = 9 мм – радиус гнезда.

5.6. Расчет толкателя

Диаметр стержня толкателя d_т = 24 мм;

Длина участка стержня толкателя, находящегося в направляющей l = 35 мм.

Момент, опрокидывающий толкатель в направляющей:

ОВ_Т – длина перпендикуляра, опущенного из центра начальной окружности на направление действия силы Р_Т

ОВ_Т = 16,5 мм

Удельная нагрузка, соответствующая М_max:

Рис. 19. Схема нагружения толкателя.

6. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ

Комплекс процессов, обеспечивающих подачу в цилиндры двигателя воздуха и топлива, образование горючей смеси, а также удаление из цилиндров продуктов сгорания, называют питанием двигателя.

Комплекс устройств и приборов, обеспечивающих выполнение этих процессов, образует систему питания.

Система питания двигателя состоит из следующих основных элементов: воздухоочистителя, впускного и выпускного коллекторов, топливных фильтров грубой и тонкой очистки, топливного насоса, форсунок, трубопроводов низкого и высокого давления, а также глушителя и топливного бака, устанавливаемых на тракторе.

Топливный насос высокого давления – четырехплунжерный УТН – 5. Насос приводится в действие от коленчатого вала через распределительные шестерни.

Впрыск топлива в цилиндры дизеля производится форсунками ФД – 22 закрытого типа с четырехдырчатым распылителем.

6.1. Расчет секции топливного насоса высокого давления

Расчет секции ТНВД заключается в определении диаметра и хода плунжера. Эти основные конструктивные параметры насоса находятся в зависимости от его цикловой подачи на режим номинальной мощности.

Цикловая подача, т.е. расход топлива за цикл:

где Р_т – плотность диз. топлива, Р_т = 0,842 т/м³

Теоретическая подача секции топливного насоса:

, (стр. 356. [2])

где η_н – коэффициент подачи насоса, представляющий собой отношение объема цикловой подачи к объему, описанному плунжером на геометрическом активном ходе и учитывающий сжатие топлива и утечки через неплотности, а также деформации трубопроводов высокого давления.

Обычно η_н = 0,7...0,9

Принимаем η_н = 0,8