Меню
Предыдущая     |         Содержание     |    следующая

Автомобильные двигатели

Механизм газораспределения

Конструктивный обзор

Процесс газообмена в четырехтактных двигателях обеспечивается совместной работой клапанов, их механизмов привода и распределительного вала с механизмом передач, получающим вращение от ведущей шестерни коленчатого вала.

Конструкция механизма газораспределения (рис. 287) зависит

от:

1) расположения клапанов в блоке цилиндров (нижнее) или в головке (верхнее);

2) формы камеры сгорания;

3) размещения клапанов (последовательное одностороннее в направлении продольной оси двигателя или поперечное двустороннее) и числа одноименных клапанов;

4) установки распределительного вала (нижний или средний в блоке цилиндров или верхний в головке);

5) типа толкателей (плоские, роликовые, выпуклые, рычажные);

6) конструкции коромысел (одно- или двуплечие рычаги, траверса на два одноименных клапана);

7) числа и типа пружин (цилиндрические, конические, торсионные и др.);

8) типа механизма передачи, передающего вращение от ведущей шестерни коленчатого вала к распределительному (зубчатая передача с цилиндрическими или коническими шестернями с промежуточными валиками, цепная передача или комбинированная).

В существующих двигателях применяют исключительно клапанные механизмы, обеспечивающие достаточно совершенный процесс газообмена на высоких скоростных режимах и при большом давлении наддува. Эффективность процесса газообмена в многоцилиндровых двигателях оценивают средним для всех цилиндров коэффициентом наполнения и равномерностью наполнения отдельных цилиндров.

В карбюраторных двигателях применяют главным образом механизмы газораспределения с верхним расположением клапанов (рис. 287 ав, д и).

Наибольшее распространение получили механизмы в сочетании с цилиндрическими (см. рис. 287, а), клиновидными (см. рис. 287, е) и полусферическими (см. рис. 287, б, в) камерами сгорания.

, а при продольном 55°.

форму канала удается сделать более плавной, а следовательно, уменьшаются гидравлические сопротивления.

вызывается трудностями размещения пружин (рис. 287, в). Величина угла между осями клапанов в этих двигателях практически не влияет на длину каналов и их форму.

В этом случае каналы разноименных клапанов, направленные в разные стороны, могут иметь большие проходные площади и спрямленные формы.

.

При использовании винтовых впускных каналов для повышения скорости распространения фронта пламени бензиновых двигателей применяют симметричные камеры сгорания, чаще всего в виде цилиндрических или конических углублений в поршне (рис. 257, д). При этом клапаны обычно располагаютВертикально или с небольшим развалом.

В дизелях используют исключительно газораспределительные механизмы с верхними клапанами. При вихрекамерном и предкамерном смесеобразовании относительные диаметры горловин drBn/D впускных клапанов невелики, колеблются в пределах 0,350,40. В дизелях с непосредственным впрыском это отношение достигает 0,380,42. Невозможность увеличения проходных сечений каналов объясняется размещением в головках цилиндров вихревых камер, предкамер и приливов под форсунку и свечу.

Механизм привода. При проектировании механизма привода стремятся по возможности приблизить распределительный вал к клапанам, что позволяет уменьшить поступательно движущиеся массы и увеличить общую жесткость механизма привода.

колебательные процессы, сопровождающиеся нарушением работы всего механизма, смещением геометрических фаз газораспределения, отскакиванием толкателя от кулачка и повышением шума при работе. С увеличением частоты вращения вала двигателя силы инерции значительно возрастают, что вынуждает во избежание кинематического размыкания механизма повышать усилия пружин и жесткость механизма привода, включая распределительный вал.

Суммарные силы, действующие в механизме привода, достигают в быстроходных двигателях больших значений. Необходимость уменьшения сил инерции поступательно движущихся масс или их ограничения при форсировании двигателей по частоте вращения привела к созданию двигателей со средним (рис. 287, д) и верхним (рис. 287, еи) размещением распределительного вала. В этих случаях удалось совместить два противоречивых требования уменьшения масс и повышения общей жесткости механизма привода.

С уменьшением длины штанги значительно повышается общая жесткость механизма привода. Исследования показали, что деформация длинной штанги при нижнем расположении вала составляет около 2530% суммарной деформации всех звеньев механизма привода. В дизелях при длинных штангах деформации штанг достигают 55% суммарной деформации.

Наиболее перспективными механизмами привода для карбюраторных двигателей с частотой вращения 50006500 об/мин следует считать конструкции с верхним расположением распределительного вала (рис. 287, еи).

Передача движения наклонным клапанам от нижнего вала может быть осуществлена через толкатели, штанги (с углом наклона до 58° к оси толкателя) и двуплечие коромысла (рис. 287, а и б). В V-образных двигателях распределительный вал целесообразно размещать в развале цилиндров (рис. 287, б).

В двигателях с последовательным размещением разноименных клапанов по одной оси при верхнем расположении распределительного вала движение клапанам передается через одноплечие рычаги 5 (рис. 287, ж) или цилиндрические толкатели 4 (рис. 287, е). Подобные конструкции имеют незначительное число поступательно движущихся деталей с относительно малой массой и обладают высокой жесткостью.

При нижнем расположении распределительного вала вместо цилиндрического толкателя иногда применяют рычажные и роликовые толкатели (рис. 287, з).

Ведущие шестерни в большинстве двигателей размещают в передней части коленчатого вала (см. рис. 245). В быстроходных дизелях при длинных коленчатых валах ведущие шестерни иногда устанавливают со стороны маховика, вблизи узла крутильных колебаний.

Привод распределительных валов осуществляется с помощью:

1) цилиндрических шестерен с косыми зубьями;

2) конических шестерен с промежуточными торсионными валами (см. рис. 247, б);

3) металлических цепных передач различных типов (рис. 288, а и б) и передач зубчатыми ремнями из неопрена со стекловолокном (рис. 288, в), армированными стальными тросиками, и покрытыми слоем нейлона для уменьшения трения и повышения износостойкости.

При нижнем расположении распределительного вала чаще всего используют цилиндрические шестерни с косыми зубьями. Для уменьшения шума устанавливают шестерни из текстолита, напрессованного на металлическую ступицу. Все большее распространение получают шестерни, изготовляемые отливкой под давлением из пластмасс.

Б случае среднего и верхнего размещения распределительного вала при создании механизма передач, состоящего из большого числа цилиндрических шестерен, трудно обеспечить соосность шестерен. С увеличением числа шестерен возрастает также уровень шумов. Поэтому валы, расположенные в головке, приводятся в движение обычно с помощью цепных передач (рис.. 288, а) или конических шестерен с промежуточными торсионными валами (см. рис. 247, б).

Широко распространены цепные передачи, с помощью которых можно кинематически связывать валы с большими межосевыми расстояниями. Соединяемые цепью валы могут быть размещены в различных деталях с промежуточной упругой прокладкой между ними, например в блок-картере и головке цилиндров. Соблюдение точности межосевого расстояния значения не имеет, так в цепных передачах устанавливают натяжные приспособления (рис. 288, а) для компенсации износа звеньев цепи и неизбезкного удлинения ее во время эксплуатации. Цепи натягивают вручную при очередном техническом обслуживании двигателя или автоматически действующими приспособлениями и механизмами, обеспечивающими постоянство силы натяжения.

Натяжное приспособление представляет собой подвижную звездочку, установленную на качающемся рычаге 1 (рис. 288, а) или эксцентриковый валик, поворачиваемый с помощью гидравлических или пружинных устройств.

Под действием переменных передаваемых моментов и вследствие неравномерного вращения распределительного вала возникают вынужденные колебания цепей, вызывающие на некоторых режимах работы двигателя резонансные колебания с большими амплитудами. Для предотвращения колебаний вдоль цепей устанавливают успокоители 2 с привулканизированными резиновыми профильными накладками 3 (рис. 288, б).

Для передач с большими межосевыми расстояниями нашли преимущественное распространение втулочно-роликовые цепи. Пластинчатые цепи применяют реже и главным образом в передачах с малым межосевым расстоянием.

Распределительный вал. При размещении распределительного вала в блок-картере его устанавливают в неразъемные подшипники. Вал вставляют с торца двигателя, и последняя опора вала проходит последовательно через все подшипники. Вследствие этого диаметры опор должны последовательно уменьшаться, начиная с опоры со стороны шестерни привода.

При размещении распределительного вала в головке можно применять разъемные подшипники 3 (рис. 287, е), которые обычно выполняют непосредственно в теле опорных стоек, если они отлиты из алюминиевого сплава.

С увеличением частоты вращения валов двигателей возрастают силы, действующие в механизме привода клапанов, поэтому жесткость распределительных валов также должпа повышаться. Одним из конструктивных решений является переход на однопролетные валы. Величину пролета между опорами в случае применения литых валов целесообразно уменьшать.

Распределительные валы фиксируют от осевых перемещений, чтобы положение ведомой шестерни оставалось неизменным. Фиксация может осуществляться пластинками 3 (рис. 289, б), входящими с небольшим зазором Д в пространство между ступицей шестерни и первой опорной шейкой вала (двусторонняя фиксация), подвижными упорами 4 (рис. 289, в) с пружиной (односторонняя фиксация) или фланцами 1 (рис. 289, а), выточенными вместе с валиком, которые упираются в торцы опорной стойки 2.

Диаметр распределительных валов, по статистическим данным, для большинства моделей двигателей изменяется в пределах (0,28

0,35) D. Верхний предел относится к более быстроходным двигателям и к двухпролетным валам.

К подшипникам нижнего распределительного вала смазка подается по каналам 3 (см. рис. 238, а), просверленным в блоке.

Толкатели. Соприкасающиеся с кулачками и передающие движение последующим звеньям механизма привода толкатели могут быть выполнены в виде цилиндрических стаканов, а также грибковыми и рычажными. На рис. 287 и 290 изображены толкатели различных типов: грибковые (рис. 287, а, б и д), цилиндрические (см. рис. 287, в и е и рис. 290, б), грибковый с проточкой 1 (рис. 290, а) на цилиндрической части для рычага 2 декомпресси-онного механизма и рычажные выпуклый (см. рис. 287, ж) и роликовый (см. рис. 287, з).

(рис. 287, г). Длина несущей

опорной тарелки грибкового толкателя в среднем составляет 1,62,2 (рис. 287, г).

Сферическую опору для штанги обычно делают в дне стакана толкателя (рис. 287, в и д и 290, б). В грибковых толкателях опору часто располагают в верхней части толкателя (рис. 287, а и б), при этом опора может быть в виде чашки 3 (рис. 290, а), обработанной непосредственно в теле толкателя или запрессованной в него.

При боковом расположении нижних клапанов в торец толкателя ввертывают болт 2 (рис. 287, г) для регулировки зазора в механизме привода. Торец стержня клапана опирается на закаленную поверхность головки болта. Контактная опора 4 с кулачком изготовляется с высокой твердостью.

Продольную ось толкателя обычно смещают по отношению оси симметрии кулачка на величину ет (рис. 287, а и 290, б). В этом случае силы, действующие по оси толкателя и передающие со стороны клапанного механизма, не совпадают с силами реакции на кулачке, вследствие этого на поверхности контакта создается момент трения, под действием которого толкатель вращается вокруг своей оси. Это обеспечивает равномерный износ контактирующих поверхностей. Опорную поверхность толкателя делают в виде сферы большого радиуса (700900 мм), а поверхность кулачка конической. При контакте конической поверхности кулачка со сферической опорой толкателя (рис. 290, б) уменьшаются местные износы, возникающие из-за производственных неточностей: не перпендикулярнссти осей толкателя и распределительного вала, не цилиндричности кулачков, не соосности опор вала, а также вследствие нарушения перпендикулярности осей толкателя и кулачка в результате упругих деформаций вала.

Все большее распространение в быстроходных двигателях получают гидравлические толкатели без зазоров. Наличие в механизме привода упругого элемента в виде гидравлического толкателя позволяет:

1) обеспечить безударное набегание толкателя на кулачок и сбегание с него;

2) избежать повторяющихся отскакиваний клапана от седла после его посадки, возникающих в результате упругих колебаний механизма привода при работе с большой частотой вращения;

3) понизить уровень шума в механизмах привода, в которых зазор может значительно изменяться в результате температурных колебаний, как например, в двигателях с воздушным охлаждением.

На рис. 290, б показан гидравлический толкатель, к которому по каналам в блок-картере подводится под давлением масло из системы смазки. Внутренняя часть толкателя стакан 6 упирается в масляную подушку и пружину 7. Под стакан периодически поступает через плоский клапан 8 масло под давлением. На сферическую опору 5 в стакане опирается штанга. Утечки масла компенсируются после каждого сбегания толкателя с кулачка.

Штанги. Могут быть трубчатыми, сплошными (см. рис. 287, а, б и д и 290, а ж б) или составными (комбинированными). Трубчатые штанги изготовляют из стальных или дюралюминиевых трубок, в которые запрессовывают стальные, термически обработанные сферические опоры. Сплошные стальные штанги (см. рис. 287, а, б, д) со сферическими опорами чаще всего изготовляют как одно целое путем холодной штамповки, а затем подвергают термической обработке. Штанга является одним из наиболее податливых звеньев механизма передач, поэтому в механизмах с большими динамическими нагрузками длину штанги по возможности следует уменьшать. С увеличением площади поперечного сечения штанги повышается ее жесткость, однако при этом возрастает и ее масса. В двигателях с алюминиевыми блоком и головкой цилиндров штангу целесообразно делать из дюралюминия. По условиям конструктивной компоновки ось штанги обычно отклоняют от оси толкателя в одной или двух плоскостях (рис. 287, б и в). Допустимый угол наклона не должен превышать 68°.

Коромысла клапанов. Коромысла могут быть выполнены в виде одно- и двуплечих рычагов. Двуплечие коромысла применяют в двигателях с нижним и средним расположением распределительных валов (рис. 287, ав и д), а также при некоторых кинематических схемах с верхним валом. Одноплечие коромысла 5 устанавливают, как правило, в двигателях с верхним размещением валов (рис. 287, ж). Коромысла размещают на общем валике оси 1 (рис. 287, а) или на отдельных опорных стойках 6 (рис. 287, ж). Стойки крепят к головке цилиндра шпильками или болтами, от

вытяжки которых зависит общая величина упругих деформаций системы привода. Типичные конструкции отдельных стоек в виде болта или шпильки со сферическими опорами для одно- и двуплечего рычагов показаны ниже (см. рис. 298). Коромысла штампуют в виде желобов вместе с опорными поверхностями для штанги и клапана. Зазор в механизме привода устанавливается с помощью болта или гайки.

При повороте коромысла на некоторый угол опорная цилиндрическая поверхность проскальзывает по торцовой плоскости стержня клапана. При этом возникает сила трения, вызывающая изгиб стержня и износ поверхностей направляющей втулки и стержня. Величина проскальзывания зависит от длины плеча коромысла 1г (см.

В четырехклапанных двигателях два одноименных клапана чаще всего приводятся с помощью связующей траверсы 3 (рис. 291, а). Траверса может перемещаться непосредственно под воздействием кулачка или от коромысла 2. Стержень траверсы движется в направляющей стойке 4. На рис. 291, б привод одноименных клапанов осуществлен через качающуюся траверсу 3, соединенную с коромыслом 2.

(обозначение плеч см. рис. 298, а и б).

Клапаны. Головка клапана является его наиболее нагруженной частью. В головке возникают высокие неравномерные механические папряжения изгиба от действия газов, от ударных нагрузок при посадке клапана и термические напряжения.

Наибольшая концентрация напряжений возникает на поверхности посадочного конуса и в зоне от головки к стержню клапана. Механические и термические напряжения изменяются циклически, поэтому разрушение головок клапанов носит усталостный характер. Кроме того, головки выпускных клапанов подвергаются воздействию высокотемпературной газовой коррозии. При наличии в бензинах антидетонаторов (тетраэтил свинца) коррозия посадочного конуса клапана и седла в головке цилиндров или блоке становится более интенсивной.

Температура в центре головки выпускных клапанов карбюраторных двигателей достигает 800820° С, а впускных 500° С. Типичное распределение температур в головке выпускного клапана с аустенитной структурой металла и в местах перехода к стержню приведено в подписи к рис. 292.

Надежная работа клапанов обеспечивается конструктивными и технологическими мероприятиями, из которых основными являются:

1) выбор материалов для клапана, седла и направляющей втулки;

2) подбор конструктивных параметров и форм, чтобы осуществлялись наименьший приток теплоты от отработавших газов и интенсивный теплоотвод;

3) повышение жаропрочности и износостойкости;

4) применение механизмов поворота клапанов, действующих автоматически;

5) эффективное охлаждение.

При форсировании двигателей температура клапанов повышается, поэтому клапаны защищают от коррозии. Наибольший защитный эффект удается получить при металлокерамическом покрытии головки клапана, которое наносят путем напыливания и последующей термической обработки. При этом на поверхности клапана образуется пористый слой с оксидной пленкой. Клапаны с

металлокерамическим защитным покрытием имеют значительно большую жаропрочность, чем клапаны, у которых посадочный конус покрыт стеллитом или аллитирован.

Для повышения теплоотвода от головки к стержню выпускные клапаны делают полыми; внутренние полости заполняют примерно на 40% металлическим натрием (рис. 292, б, в), имеющим температуры плавления 98° С и кипения 883° С. Температура кипения металлического натрия ниже температуры головки клапапа, поэтому давление в полости не повышается. Отвод тепла от головки клапана происходит при взбалтывании силами инерции расплавленного натрия, имеющего высокую теплопроводность. Максимальная температура головки при этом понижается на 100° С, а температура стержня клапана несколько повышается, поэтому при проектировании должен быть предусмотрен интенсивный теплоот-вод от направляющей втулки.

В настоящее время разработаны методы ковки клапапов с полыми стержнями (рис. 292, б, в) без обработки резанием полостей. Это снизило стоимость изготовления клапанов и позволило делать стержни с малым наружным диаметром (до 1012 мм) при внутреннем диаметре полости в стержне около 8 мм. Обкатка стержня клапана роликом значительно повышает его износостойкость (в 1,5 1,8 раза).

Теплота от клапана отводится через его седло и стержень. Температура выпускного клапана может быть понижена с помощью следующих конструктивных мероприятий (кроме натриевого охлаждения):

1) укорочения направляющей втулки, так, чтобы она не выступала в патрубок и не омывалась отработавшими газами;

2) возрастания диаметра стержня клапана (в направляющей втулке), для увеличения поверхности теплоотвода;

3) отливки направляющей втулки как одно целое с головкой цилиндров (см. рис. 287, а), что понижает максимальную температуру клапана примерно на 125° С и среднюю на 70° С.

Для лучшего теплоотвода диаметр стержня выпускного клапана должен быть на 1015% больше, чем впускного клапана. У впускных клапанов направляющую втулку делают короче для увеличения проходного сечения в патрубке.

Плотная посадка клапана на седло может быть обеспечена только при наличии зазора в клапанном механизме.

Для установления зазора в механизме привода предусматривается регулировочное устройство, обычно в виде шпильки 1 (см. рис. 291) с закаленной опорой, ввертываемой в одно из плеч коромысла.

Угол фаски 6 у выпускных клапанов равен 45°, а у впускных 45 или 30°. Уменьшение угла фаски позволяет увеличить пропускную способность в зоне малых подъемов клапана при высоких коэффициентах расхода воздуха.

Переход от стержня к головке выполняют по радиусу (при относительно малом диаметре головки) или по радиусу гх образующей конической поверхности (рис. 293, а) под углом 815° к горизонтальной прямой. У выпускных клапанов для лучшей обтекаемости угол конуса делают большим.

Тарелку, на которую опирается пружина, соединяют со стержнем клапана при помощи двух конических сухарей с углом конуса 10 15°. Диаметр выточки под сухарь на стержне клапана составляет около 0,7 диаметра стержня.

(рис. 293, в). При большем натяге появляются напряжения, превышающие предел упругости материала седла, и пластические деформации.

Направляющие втулки. Их изготовляют из серого чугуна или бронзы (в форсированных двигателях для повышения теплоотвода). Втулки запрессовывают в головку цилиндров (см. рис. 287, б, в, д и е). От перемещений в осевом направлении втулки фиксируют большей частью опорными поясками (для облегчения сборки) или упругими кольцами. Концы втулок со стороны пружины защищены манже-

Зазор между стержнем клапана и направляющей поверхностью втулки колеблется у впускных клапанов в пределах 0,020,05 мм, а у выпускных в пределах 0,050,07 мм.

Реклама