VI Международная студенческая научная конференция Студенческий научный форум - 2014

Обычно все газораспределительные механизмы (ГРМ) ДВС автомобилей (рис.1) состоят из впускного и выпускного клапанов, каждый из которых выполнен в виде стержня, плавно переходящего в головку, и последняя, по своей образующей, снабжена рабочей поверхностью, взаимодействующей с седлом клапана, запрессованным в блок цилиндров двигателя внутреннего сгорания. Стержни клапанов подвижно расположены в направляющих втулках блока цилиндров.

Каждый из клапанов подпружинен относительно блоков цилиндров и управляется с помощью толкателей, взаимодействующим с распределительным валом ДВС. С помощью клапанов за четыре хода движения поршня происходит заполнения цилиндров горючей смесью, ее сжатием, горением ее и расширением, и выпуском отработанных газов. Заполнение горючей смесью происходит из всасывающего коллектора, расположенного в

блоке цилиндров, а выпуск отработанных газов в выхлопной коллектор. Несмотря на свою эффективность использования, такой механизм газораспределения обладает существенным недостатком заключающемся в том, что в случае возможного отказа в механизме привода распределительного вала, часть клапанов остается открытыми и тогда последние соударяясь с поршнями еще работающего двигателя остаточно деформируется, что приводит к дорогостоящим ремонтам ДВС.

Учитывая актуальность проблемы, в части совершенствования конструкции ГРМ для ДВС используемых в различных моделей как легковых так и грузовых автомобилей, в ЕГУ им. И.А.Бунина на кафедре прикладной механики и инженерной графики на протяжении ряда лет проводится бюджетная НИР на тему «Динамика, прочность и надёжность транспортных, строительно-дорожных и сельскохозяйственных машин, а также стандартного промышленного и нестандартного оборудования используемого в Чернозёмном регионе Российской федерации» и одним из её разделов является направление, связанное с совершенствованием конструкции ДВС используемых в различной транспортной технике и созданных на уровне изобретений.

Анализ многочисленных библиографических источников, а также отечественных и зарубежных патентов позволил разработать на уровне изобретения (Положительное решение ФИПС на выдачу патента по заявке №2012114352/06) перспективную конструкцию газораспределительного механизма для ДВС обладающего повышенной эффективностью использования в сравнении с известными техническими решениями.

Так на рис.1 показан газораспределительный механизм четырехтактного ДВС вид сверху и на рис. 2 его сечение по АА. Газораспределительный механизм четырехтактного ДВС состоит из головки цилиндров 1, жестко закрепленной на блоке цилиндров 2 двигателя. На головке цилиндров 1 размещена плита 3, связанная с помощью шарниров 4 с головкой цилиндров 1. На плите 3 жестко закреплены передняя опора 5, средняя опора 6, задняя опора 7 и промежуточные опоры 8, соответственно в которых подвижно расположен распределительный вал 9 с кулачками 10 и оси 11 коромысел 12, взаимодействующих с подпружиненными пружинами сжатия 13 клапанами 14. Клапаны 14 подвижно расположены в направляющих втулках 15, установленных в головке цилиндров 1, которая также снабжена впускным каналом 16 и впускным каналом 17. Распределительный вал снабжен звездочкой 18. В блоке цилиндров 2 размещены цилиндры 19.

Рис.2 Рис.3 Работает газораспределительный механизм четырех тактного ДВС следующим образом. При вращении коленчатого вала двигателя его звездочка через цепь (указанные детали на рисунках 2 и 3 не показаны, потому что работа этого узла подробно описана в известных источниках) передает вращающий момент на звездочку 18, а так как она жестко закреплена на распределительном валу 9, то он получает вращение в этом же направлении. При этом, за счет натяжения цепи устройством автоматического натяжения плита 3 плотно прижата к головке цилиндров 1 и поэтому вращение распределительного вала 9 и его кулачков 10 обеспечивает ход клапанов 14 по стрелкам В и С. Такой их ход позволяет наполнить рабочей смесью, поступающей по стрелке Е, цилиндры 19 блока цилиндров 2 и удалить отработанные газы по стрелкам А из последних. В этом случае ход клапанов создает условия по выполнению двигателем автомобиля заданные режимы его движения. В тех случаях, когда возникла аварийная ситуация, вызванная обрывом или разрушением цепи привода звездочки 18, и когда какие - то из клапанов зависли в определенном положении, то поршни двигателя (на чертежах поршни не показаны) входят в контакт с последними. Однако деформации или поломки их в предложенном нами техническом решении не произойдет, так как коромысла 12 совместно с опорами 5, 6, 7 и 8, распределительным валом 10 и плитой 10 повернутся относительно головки цилиндров 1 на некоторый угол на шарнирах 4.Такое явление и обеспечит сохранение клапанов 14 от указанного отказа. После того как цепь заменят и она войдет в контакт со звездочкой 18, а также произведут ее натяжение газораспределительный механизм вновь окажется работоспособным, Далее описанные процессы могут повторяться неоднократно.

Технико - экономическое преимущество предложенного технического решения в сравнении с известными, очевидно, так как оно позволяет исключить поломку клапанов в случае отказа, вызванного нарушением цепи привода распределительного вала.

Анализ предложенного технического решения показывает, что ответственным конструкционным элементом его является втулочно-роликовая цепь, которая не только передаёт вращающий момент от коленчатого вала двигателя на распределительный вал, но и способствует плотному прилеганию плиты 3 к головке цилиндров 1 (см. рис.4). На этом рисунке показаны следующие детали привода распределительного вала двигателя автомобиля ВАЗ 2107: 1- звездочка коленчатого вала, 2 - ограничительный палец цепи, 3 - башмак натяжителя, 4 - натяжитель цепи ГРМ, 5 — звездочка распределительного вала, 6 — успокоитель цепи ГРМ, 7 — звездочка привода валика вспомогательных агрегатов, 8 - цепь ГРМ. Для определения усилия возникающего в набегающей ветви цепи привода, необходимого для её удержания плиты на головке блока цилиндров и стабильного управления клапанами ГРМ двигателя в процессе его работы в различных режимах вращения его коленчатого вала использована следующая методика [2]. На ГРМ установлена однорядная втулочно-роликовая цепь

Рис. 4

шагом t = 12 мм, расстояние между пластинами h = 8,0 мм, диаметр ролика d = 8,0 мм с разрушающей нагрузкой Р = 8000 Н, максимальная мощность двигателя N = 52,5 кВт, окружная скорость цепи при частоте вращения n= 5000 мин^-1 коленчатого вала двигателя V = 31,4 м/с. Определим окружное усилие действующее на цепь по формуле [2]:

Определим численное значение силы натяжения цепи от действия центробежных сил по зависимости:

где, q – собственный вес 1 погонного метра цепи равный 0,45 кг;

g – ускорение свободного падения тела, 9,81 м/с².

Вычислим величину натяжения от провисания сбегающей ветви цепи по формуле:

_{где, А – межцентровое расстояние передачи равное 0, 32 м};

_{Kf- коэффициент провисания цепи равный 1;}

_{Теперь определим общее усилие, действующее на ведущую цепь по зависимости:}

_{где, Кэ = К1К2К3К4К5К6 = 1,0∙1,25∙1,0∙1,0∙0,8∙1,25 = 1,25, где указанные коэффициенты выбраны из табл. 54 справочника [2] и соответственно характеризующие характер нагрузки, вид регулировки межцентрового расстояния, отношение числа звеньев в цепи к сумме зубьев звёздочек, положение передачи в пространстве, механизм смазки и продолжительность работы.}

Зная выше рассчитанные параметры, а также допуская, что при работе двигателя происходит постоянно упругая деформация каждой из клапанных пружин усилием порядка 38,0 кг (380 Н), а всего их восемь комплектов), то к цепи будет постоянно приложена нагрузка Р_Σ= 270,4 +38,0∙8 =574, 4 кг =5744 Н. Но так как нагрузка разрушающая данный тип цепи Q = 8000 H то запас прочности цепи будет равен:

Следовательно, при работе двигателя в условиях эксплуатации с учётом завышенной нагрузки, создаваемой пружинами клапанов газораспределительного механизма, прочность цепи будет обеспечена.

Произведём теперь расчёт цепи по износостойкости шарниров для этого необходимо чтобы для втулочно-роликовой цепи было соблюдено следующее условие[2]:

Видно, что полученный результат в 1,2 раза ниже, чем полученное ранее численное значение окружного усилия равное 452,3 Н. Следовательно, износостойкость шарниров цепи обеспечена.

Результаты исследования рекомендуются отечественным и зарубежным научным и производственным структурам проектирующим, изготавливающим и модернизирующим различные по назначению двухтактные и четырёхтактные ДВС для возможного внедрения перспективного газораспределительного механизма в практику.

Библиография

1. Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей/Под.ред. А.С. Орлина и М.Т. Круглова.- М.: Машиностроение. 1990.- 288с.

2. Гелев Г.Н., Айзен А.М., Карповцев А.Н. Справочник по расчёту цепных передач. М.: Машгиз. 1962.-172с.

Код для цитирования: Скопировать