Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма поршневых двигателей. Гоц А.Н.

Кинематика кривошипно-шатунного механизма

Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма поршневых двигателей. Гоц А.Н.

Описание: Перемещение поршня. Скорость поршня. Ускорение поршня. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра Криво-шипношатунный механизм KШM является основным механизмом поршневого ДВС который воспринимает и передает значительные по величине нагрузки.

Дата добавления: 2015-01-19

Размер файла: 189.42 KB

Работу скачали: 128 чел.

Поделитесь работой в социальных сетях

Если эта работа Вам не подошла внизу страницы есть список похожих работ. Так же Вы можете воспользоваться кнопкой поиск

Лекция 11

Кинематика кривошипно-шатунного механизма

11.1. Типы КШМ

11.2. Кинематика центрального КШМ

11.2.1. Перемещение поршня

11.2.2. Скорость поршня

11.2.3. Ускорение поршня 

11.3. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра

Кривошипно-шатунный механизм (KШM) является основным механизмом поршневого ДВС, который воспринимает и передает значительные по величине нагрузки. Поэтому расчет прочности KШM имеет важное значение. В свою очередь расчеты многих деталей двигателя зависят от кинематики и динамики КШМ. Кинематический анализ КШМ устанавливает законы движения его звеньев, в первую очередь поршня и шатуна.

Для упрощения исследования КШМ будем считать, что кривошипы коленчатого вала вращаются равномерно, т. е. с постоянной угловой скоростью.

11.1. Типы КШМ

В поршневых ДВС применяются три типа КШМ:

  •  центральный (аксиальный);
  •  смешанный (дезаксиальный);
  •  с прицепным шатуном.

В центральном КШМ ось цилиндра пересекается с осью коленчатого вала (рис. 11.1).

Рис. 11.1. Схема центрального КШМ: φ — текущий угол поворота коленчатого вала; β — угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра (при отклонении шатуна в направлении вращения кривошипа угол β считается положительным, в противоположном направлении — отрицательным); S — ход поршня;
R — радиус кривошипа; L — длина шатуна; х — перемещение поршня;

ω — угловая скорость коленчатого вала

Угловая скорость рассчитывается по формуле

Важным конструктивным параметром КШМ является отношение радиуса кривошипа к длине шатуна:

Установлено, что с уменьшением λ (за счет увеличения L) происходит снижение инерционных и нормальных сил. При этом увеличивается высота двигателя и его масса, поэтому в автомобильных двигателях принимают λ от 0,23 до 0,3.

Значения λ для некоторых автомобильных и тракторных двигателей приведены в табл. 11.1.

Таблица 11.1. Значения параметра λ для различных двигателей

Двигательλ
ВАЗ-21060,295
ЗИЛ-1300,257
Д-200,280
СМД-140,28
ЯМЗ-2400,264
КамАЗ-7400,2167

В дезаксиальном КШМ (рис. 11.2) ось цилиндра не пересекает ось коленчатого вала и смещена относительно ее на расстояние а.

Рис. 11.2. Схема дезаксиального КШМ

Дезаксиальные КШМ имеют относительно центральных КШМ некоторые преимущества:

  •  увеличенное расстояние между коленчатым и распределительным валами, в результате чего увеличиu001fвается пространство для перемещения нижней головки шатуна;
  •  более равномерный износ цилиндров двигателя;
  •  при одинаковых значениях R и λ больше ход поршня, что способствует снижению содержания токсичных веществ в отработавших газах двигателя;
  •  увеличенный рабочий объем двигателя.

На рис. 11.3 показан КШМ с прицепным шатуном. Шатун, который шарнирно соединен непосредственно с шейкой коленчатого вала, называется главным, а шатун, который соединен с главным посредством пальца, расположенного на его головке, называется прицепным.

Такая схема КШМ применяется на двигателях с большим числом цилиндров, когда хотят уменьшить длину двигателя. Поршни, соединенные с главным и прицепным шатуном имеют не одинаковый ход, так как ось кривошипной головки прицепного шатуна при работе описывает эллипс, большая полуось которого больше радиуса кривошипа.

В V-образном двенадцатицилиндровом двигателе Д-12 разница в ходе поршней составляет 6,7 мм.

Рис. 11.3. КШМ с прицепным шатуном: 1 — поршень; 2 — компрессионное кольцо; 3 — поршневой палец; 4 — заглушка поршневого пальца; 5 — втулка верхней головки шатуна; 6 — главный шатун; 7 — прицепной шатун; 8 — втулка нижней головки прицепного шатуна; 9 — палец крепления прицепного шатуна; 10 — установочный штифт; 11 — вкладыши; 12— конический штифт

11.2. Кинематика центрального КШМ

При кинематическом анализе КШМ считается, что угловая скорость коленчатого вала постоянна. В задачу кинематического расчета входит определение перемещения поршня, скорости его движения и ускорения.

11.2.1. Перемещение поршня

Перемещение поршня в зависимости от угла поворота кривошипа для двигателя с центральным КШМ рассчитывается по формуле

 (11.1)

Анализ уравнения (11.1) показывает, что перемещение поршня можно представить как сумму двух перемещений:

x1 — перемещение первого порядка, соответствует перемещению поршня при бесконечно длинном шатуне (L = ∞ при λ = 0):

;

х2 — перемещение второго порядка, представляет собой поправку на конечную длину шатуна:

;

Величина х2 зависит от λ. При заданном λ экстремальные значения х2 будут иметь место, если

т. е. в пределах одного оборота экстремальные значения х2 будут соответствовать углам поворота (φ) 0; 90; 180 и 270°.

Максимальных значений перемещение достигнет при φ = 90° и φ = 270°, т. е. когда соs φ = -1. В этих случаях действительное перемещение поршня составит

Величина λR/2, называется поправкой Брикса и является поправкой на конечную длину шатуна.

На рис. 11.4 показана зависимость перемещения поршня от угла поворота коленчатого вала. При повороте кривошипа на 90° поршень проходит больше половины своего хода. Это объясняется тем, что при повороте кривошипа от ВМТ до НМТ поршень движется под действием перемещения шатуна вдоль оси цилиндра и отклонения его от этой оси.

В первой четверти окружности (от 0 до 90°) шатун одновременно с перемещением к коленчатому валу отклоняется от оси цилиндра, причем оба перемещения шатуна соответствуют движению поршня в одном направлении, и поршень проходит больше половины своего пути.

При движении кривошипа во второй четверти окружности (от 90 до 180°) направления движений шатуна и поршня не совпадают, поршень проходит наименьший путь.

Рис. 11.4. Зависимость перемещения поршня и его составляющих от угла поворота коленчатого вала

Перемещение поршня для каждого из углов поворота может быть определено графическим путем, которое получило название метод Брикса. Для этого из центра окружности радиусом R=S/2 откладывается в сторону НМТ поправка Брикса, находится новый центр О1.

Из центра О1 через определенные значения φ (например, через каждые 30°) проводят радиус-вектор до пересечения с окружностью. Проекции точек пересечения на ось цилиндра (линия ВМТ—НМТ) дают искомые положения поршня при данных значениях угла φ.

Использование современных автоматизированных вычислительных средств позволяет быстро получить зависимость x=f(φ).

11.2.2. Скорость поршня

Производная перемещения поршня — уравнение (11.1) по времени вращения дает скорость перемещения поршня:

 (11.2)

Аналогично перемещению поршня скорость поршня может быть представлена также в виде двух составляющих:

где  V1– составляющая скорости поршня первого порядка:

V2 — составляющая скорости поршня второго порядка:

Составляющая V2 представляет собой скорость поршня при бесконечно длинном шатуне. Составляющая V2 является поправкой к скорости поршня на конечную длину шатуна. Зависимость изменения скорости поршня от угла поворота коленчатого вала показана на рис. 11.5.

Рис. 11.5. Зависимость скорости поршня от угла поворота коленчатого вала

Максимальные значения скорость достигает при углах поворота коленчатого вала меньше 90 и больше 270°. Точное значение этих углов зависит от величин λ. Для λ от 0,2 до 0,3 максимальные скорости поршня соответствуют углам поворота коленчатого вала  от 70 до 80° и  от 280 до 287°.

Средняя скорость поршня рассчитывается следующим образом:

Средняя скорость поршня в автомобильных двигателях обычно находится в пределе от 8 и до 15 м/с. Значение максимальной скорости поршня с достаточной точностью может быть определено как

11.2.3. Ускорение поршня

Ускорение поршня определяется как первая производная скорости по времени или как вторая производная перемещения поршня по времени:

   (11.3)

где   и  — гармонические составляющие первого и второго порядка ускорения поршня соответственно j1 и j2. При этом первая составляющая выражает ускорение поршня при бесконечно длинном шатуне, а вторая составляющая — поправку ускорения на конечную длину шатуна.

Зависимости изменения ускорения поршня и его составляющих от угла поворота коленчатого вала показаны на рис. 11.6.

Рис. 11.6. Зависимости изменения ускорения поршня и его составляющих
от угла поворота коленчатого вала

Ускорение достигает максимальных значений при положении поршня в ВМТ, а минимальных — в НМТ или около НМТ. Эти изменения кривой j на участке от 180 до ±45° зависят от величины λ. При λ > 0,25 кривая j имеет вогнутую форму в сторону оси φ (седло), и ускорение достигает минимальных значений дважды.

При λ = 0,25 кривая ускорения выпуклая, и ускорение достигает наибольшего отрицательного значения только один раз. Максимальные ускорения поршня в автомобильных ДВС 10 000 м/с2 .

Кинематика дезаксиального КШМ и КШМ с прицепным шатуном несколько отличается от кинематики центрального КШМ и в настоящем издании не рассматривается.

11.3. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра

Отношение хода поршня S к диаметру цилиндра D является одним из основных параметров, который определяет размеры и массу двигателя. В автомобильных двигателях значения S/D от 0,8 до 1,2. Двигатели с S/D > 1 называются длинноходными, а с S/D

Источник: http://refleader.ru/bewpolpolrna.html

Лекция 4. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 1.Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма 2.Уравновешивание двигателя. — презентация

Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма поршневых двигателей. Гоц А.Н.

1 Лекция 4. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 1. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма 2.

Уравновешивание двигателя Кривошипно-шатунный механизм (КШМ) является наиболее распространенной конструктивной реализацией важного функционального элемента теплового двигателя конечного преобразователя. Чувствительный элемент этого преобразователя поршень 2 (см. рис. 1), днище которого воспринимает давление газов.

Возвратно-поступательное и прямолинейное движение поршня (под действием давления газов) преобразуется во вращательное движение выходного коленчатого вала с помощью шатуна 4 и кривошипа 5.

2 К подвижным частям КШМ относят также маховик, установленный на заднем конце коленчатого вала. Механическая энергия вращающегося коленчатого вала характеризуется вращающим моментом Ми частотой вращения п.

К неподвижным частям КШМ относится блок цилиндров 3, головка блока 1 и поддон 6. Рис. 1.

Схема поршневого двигателя внутреннего сгорания: 1 головка блока; 2 поршень; 3 блок цилиндров; 4 шатун; 5 кривошип коленвала; б поддон (масляный картер)

3 Условия работы деталей КШМ современных двигателей, связанные с воздействием газовых сил на поршень, характеризуются значительными и быстропеременными скоростями и ускорениями. Шатун и коленчатый вал воспринимают и передают значительные по величине нагрузки.

Анализ всех сил, действующих в КШМ двигателя, необходим для расчета элементов двигателя на прочность, определения нагрузок на подшипники, оценки уравновешенности двигателя, расчета опор двигателя.

Величина и характер изменения механических нагрузок, приходящихся на эти детали, определяется на основе кинематического и динамического исследования КШМ.

Динамическому расчету предшествует тепловой расчет, обеспечивающий возможность выбора основных размеров двигателя (диаметр цилиндра, ход поршня) и нахождения величины и характера изменения сил под воздействием давления газов.

4 абв Рис. 2. Основные конструктивные схемы кривошипно-шатунных механизмов автомобильных двигателей: а центральная; б смещенная; в V-образная 1. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма В автомобильных поршневых двигателях применяются в основном КШМ трех конструктивных схем (рис.

2): а)центральный, или аксиальный, ось цилиндра пересекается с осью коленчатого вала; б)смещенный, или дезаксиальный, ось цилиндра смещена на некоторое расстояние относительно оси коленчатого вала; в)с прицепным шатуном два или более шатунов размещены на одной кривошипной шейке коленчатого вала.

5 Наибольшее распространение в автомобильных двигателях получил центральный КШМ. Проанализируем кинематику и динамику его работы. Задачей кинематического анализа КШМ является установление законов движения поршня и шатуна при известном законе движения кривошипа коленвала.

При выводе основных закономерностей пренебрегают неравномерностью вращения коленчатого вала, считая, что его угловая скорость со постоянна. За исходное принимают положение поршня, соответствующее ВМТ. Все величины, характеризующие кинематику механизма, выражают в функции угла поворота коленчатого вала.

Путь поршня. Из схемы (см. рис. 2, а) следует, что перемещение поршня от ВМТ, соответствующее повороту коленчатого вала на угол φ, равно Sn = ОА1 -ОА = R(l — cos φ) + Lш (I — cosβ) (1) где R радиус кривошипа коленвала, м; L ш длина шатуна, м.

Из тригонометрии известно, что cosβ = (l — sin2 φ) 2, а из рис. 2, а следует, что (2)

6 Обозначив Выражение представляет собой бином Ньютона, который можно разложить в ряд, можно записать Для автомобильных двигателей λ = 0,24…0,31. (3) Пренебрегая членами ряда выше второго порядка, принимаем с достаточной для практики точностью Подставляя полученное значение cosβ в выражение (1) и учитывая, что получим окончательное выражение, описывающее перемещение поршня

7 (4) Скорость поршня. Формулу для определения скорости поршня v n получают, дифференцируя выражение (4) по времени, (5) где угловая скорость коленчатого вала.

Для сравнительной оценки конструкции двигателей вводят понятие средней скорости поршня (м/с): где п частота вращения коленвала, об./мин. Для современных автомобильных двигателей величина vп.ср колеблется в пределах м/с.

Чем выше средняя скорость поршня, тем быстрее изнашиваются направляющие поверхности цилиндра и поршня.

8 Ускорение поршня. Выражение для ускорения поршня j п получают, дифференцируя выражение (5) по времени (6) На рис. 2 показаны кривые изменения пути, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала φ, построенные по формулам (4)…(6) для одного полного поворота коленчатого вала.

Анализ кривых позволяет отметить следующее: при повороте кривошипа из исходного положения на первую четверть оборота (от φ = 0 до φ = 90°) поршень проходит на Rλ больший путь, чем при повороте на вторую четверть оборота, что вызывает большую среднюю скорость поршня в первой четверти и большие износы верхней части цилиндра; скорость поршня не постоянна: она равна нулю в мертвых точках и имеет максимальное значение при φ, близком к 75° и 275°; ускорение поршня достигает наибольших абсолютных значений в ВМТ и НМТ, т.е. в те моменты, когда изменяется направление движения поршня: при этом ускорение в ВМТ больше, чем в НМТ; при v nmax = 0 (ускорение меняет свой знак).

9 Рис. 2. Зависимость пути, скорости и ускорения поршня от угла поворота коленчатого вала

10 Задачей динамического анализа КШМ является получение расчетных формул для определения величины и характера изменения сил, действующих на поршень, шатун и кривошип коленвала, и моментов сил, возникающих в КШМ при работе двигателя.

Знание сил, действующих на детали КШМ, необходимо для расчета элементов двигателя на прочность и определение нагрузок на подшипники.

При работе двигателя на детали КШМ действуют силы от давления газов в цилиндре и силы инерции движущихся масс механизма, а также силы трения и силы полезного сопротивления на валу двигателя.

Сила давления газов Р г, действующая на поршень по оси цилиндра, вычисляется по формуле (7) где Рi индикаторное давление газов (давление над поршнем) при заданном угле поворота кривошипа, МПа; р 0 давление в картере двигателя (под поршнем), МПа; А п площадь днища поршня, м 2.

11 Кривые зависимости силы давления РГ от угла поворота кривошипа φ показаны на рис. 3. При построении графика считают, что сила положительная, если она направлена к коленчатому валу, и отрицательная, если направлена от вала. Рис. 3. Изменение сил давления газов, инерции и суммарной силы в зависимости от угла поворота коленчатого вала

12 Силы инерции в зависимости от характера движения подвижных частей КШМ делят на силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Р j и силы инерции вращающихся масс Р а.

Массу т ш шатуна, участвующего одновременно в возвратно-поступательном и вращательном движениях, заменяют двумя массами т 1, и т 2, сосредоточенными в центах А и В соответственно поршневой и кривошипной головок (рис. 4, б). При приближенных расчетах принимают т х = 0,275 т ш и т 2 = 0,725 т ш.

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс (поршня с кольцами и пальцем т п, а также массы т ш, шатуна) действует по оси цилиндра и равна (8) Характер изменения этой силы аналогичен характеру изменения ускорения поршня j n. Знак «минус» показывает, что направления силы и ускорения различны.

График зависимости Р j от угла поворота кривошипа ср приведен на рис. 3. Сила инерции вращающихся масс, являющаяся центробежной силой, направлена по радиусу кривошипа от его оси вращения и равна (9)

13 где т к неуравновешенная масса кривошипа, которую считают сосредоточенной на оси кривошипа в точке В (рис. 4, б); m ш.ш.

— масса шатунной шейки с прилегающими и расположенными концентрично ей частями щек; т щ масса средней части щеки, заключенной в контуре a-b-c-d-a, центр тяжести которой расположен на расстоянии р от оси вращения вала (рис. 4, а). Рис. 4.

Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная кривошипно-шатунному механизму: а схема приведения масс кривошипа; б приведенная схема кривошипно-шатунного механизма

14 Суммарная сила. Сила давления газов Р г и сила инерции возвратно- поступательно движущихся масс P j действуют совместно вдоль оси цилиндра. Для исследования динамики КШМ имеет значение сумма этих сил (Р = Р т + P j ). Силу Р для различных углов поворота кривошипа получают алгебраическим сложением ординат точек кривых Р т и P j (см. рис. 3).

Чтобы исследовать действие суммарной силы Р на детали КШМ, разложим ее на две составляющие силы: Р ш, направленную по оси шатуна, и N, действующую перпендикулярно оси цилиндра (рис.

5, а): Перенесем силу Р ш вдоль линии ее действия в центр шатунной шейки кривошипа (точка В) и заменим двумя составляющими силами тангенциальной (7) и радиальной (К): (10) (11)

15 Рис. 5. Схема действия сил в кривошипно-шатунном механизме: а силы, возникающие в результате взаимодействия поршня с шатуном и шатуна с кривошипом; б силы, действующие на опоры кривошипа; в силы, действующие на корпусные детали двигателя

16 К центру О кривошипа приложим две взаимно противоположные силы Т' и Т», равные и параллельные силе Т. Силы Т и Т' составляют пару с плечом, равным радиусу R кривошипа. Момент этой пары сил, вращающий кривошип, называется вращающим моментом двигателя М Д = TR.

Радиальную силу перенесем в центр О и найдем результирующую Р ш сил К и Т» (рис. 5, б). Сила Р ш равна и параллельна силе Р ш. Разложение силы Р ш в направлениях по оси цилиндра и перпендикулярно ей дает две составляющие силы Р' и N'. Сила Р' по величине равна силе Р, слагающейся из сил Р т и Р,.

Первая из двух слагаемых сил уравновешивается силой давления газов на головку цилиндров, вторая передается на опоры двигателя.

Эту неуравновешенную силу инерции возвратно-поступательно движущихся частей P j обычно представляют в виде суммы двух сил (12) которые получили название сил инерции первого (PjI) и второго (PjII) порядка. Эти силы действуют по оси цилиндра.

17 Силы N' и N (рис. 5, в) составляют пару сил с моментом М опр =-NH, стремящимися опрокинуть двигатель. Опрокидывающий момент, его также называют реактивным моментом двигателя, всегда равен вращающему моменту двигателя, но имеет противоположное направление.

Этот момент через внешние опоры двигателя передается раме автомобиля. Используя формулу (10), а также зависимость М Д =TR, можно построить график индикаторного вращающего момента М д одноцилиндрового двигателя в зависимости от угла φ (рис. 6, а).

На этом графике площади, расположенные над осью абсцисс, представляют собой положительную, а расположенные под осью абсцисс отрицательную работу вращающего момента.

Разделив алгебраическую сумму этих площадей А на длину графика l, получим среднее значение момента где М м масштаб момента

18 Для оценки степени равномерности индикаторного вращающего момента двигателя введем коэффициент неравномерности вращающего момента где M max ; M min ; M ср соответственно максимальный, минимальный и средний индикаторные моменты. С увеличением числа цилиндров двигателя уменьшается коэффициент μ, т.е.

увеличивается равномерность вращающего момента (рис. 6).

Неравномерность вращающего момента вызывает изменения угловой скорости со коленчатого вала, что оценивается коэффициентом неравномерности хода: где:ω max ; ω min ; ω ср соответственно наибольшая, наименьшая и средняя угловые скорости коленчатого вала за цикл,

19 Рис. 6. Изменение вращающего момента в зависимости от угла поворота коленчатого вала для двигателей с различным числом цилиндров: а i= 1; бi = 4; в i=8

20 Заданную неравномерность хода δ обеспечивают применением маховика с моментом инерции J, используя соотношения: где А изб площадь, лежащая над линией М ср (рис.

6, б) и пропорциональная избыточной работе Wизб вращающего момента; — масштаб угла поворота коленчатого вала, 1 рад/мм i aб -(i число цилиндров, отрезок аб в мм); n частота вращения, об./мин.

Избыточную работу определяют графически, величины δ и J задаются при проектировании. Для автомобильных двигателей δ = 0,01…0,02.

21 2. Уравновешивание двигателя Двигатель считается уравновешенным, если при установившемся режиме работы силы и моменты, действующие на его опоры, постоянны по величине и направлению или равны нулю.

У неуравновешенного двигателя передаваемые на подвеску переменные по величине и направлению силы вызывают колебания подмоторной рамы, кузова. Эти колебания часто являются причиной дополнительных поломок элементов автомобиля.

При практическом решении задач уравновешивания двигателей обычно учитывают следующие силы и моменты, действующие на опоры поршневого двигателя: а) силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс КШМ первого P jI и второго P jII порядка; б) центробежную силу инерции вращающихся неуравновешенных масс КШМ Р ц ; в) продольные моменты М jI и М jII сил инерции P jI и P jII ; г) продольный центробежный момент М ц центробежной силы инерции Р ц.

22 Условия уравновешенности двигателя описываются следующей системой уравнений: (13) Уравновешивание осуществляется двумя способами, применяемыми отдельно или одновременно: 1. выбором такой кривошипной схемы коленчатого вала, при которой указанные силы и моменты, возникающие в разных цилиндрах, взаимно уравновешиваются; 2. применением противовесов, т.е.

дополнительных масс, сила инерции которых равна по величине и противоположна по направлению уравновешиваемым силам. Рассмотрим уравновешивание одноцилиндрового двигателя, в котором неуравновешенными являются силы инерции Р jI, P jII, Р ц. Силы инерции первого P jI и второго Р jII порядка можно полностью уравновесить с помощью системы добавочных противовесов.

23 Сила P jI =m j Rω 2 cos φ уравновешивается при установке двух противовесов массой т пр 1 на двух параллельных оси коленчатого вала и симметрично расположенных относительно оси цилиндра дополнительных валах, вращающихся в противоположные стороны с угловой скоростью коленчатого вала ω. Противовесы устанавливаются так, чтобы в любой момент направление их подвеса составляло с вертикалью угол, равный углу поворота коленчатого вала φ (рис. 7). При вращении каждый противовес создает центробежную силу где p j расстояние от оси вращения противовеса до его центра тяжести. Раскладывая векторы двух сил на горизонтальные Y I и вертикальные Х I составляющие, убеждаемся, что при любом φ силы Y I взаимно уравновешиваются, а силы Х I дают равнодействующую Сила R} может полностью уравновесить силу Р л при соблюдении условия

24 откуда Аналогично уравновешивается сила Р и, только противовесы в этом случае вращаются с удвоенной угловой скорость 2ω (рис. 7).

Центробежную силу инерции Р ц можно полностью уравновесить с помощью противовесов, которые устанавливают на щеках коленчатого вала со стороны, противоположной кривошипу.

Масса каждого противовеса т пр выбирается с соблюдением условия откуда где р расстояние от центра тяжести противовеса до оси вращения.

25 Рис. 7. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя

26 Схема сил инерции, действующих в 4-цилиндровом однорядном двигателе, показана на рис. 8. Из нее видно, что при данной форме коленчатого вала силы инерции первого порядка уравновешиваются Σ РjI = 0.

В продольной плоскости двигателя силы образуют две пары, момент P jI которых M jI = P jI а. Так как направления этих моментов противоположны, то и они тоже уравновешиваются (Σ M jI = 0). Рис. 8.

Схема сил инерции, действующих в 4- цилиндровом однорядном двигателе

27 Уравновешены также центробежные силы и их моменты и моменты сил инерции второго порядка, что означает В 4-цилиндровом двигателе остаются неуравновешенными силы Р jII. Уравновесить их можно с помощью вращающихся противовесов, как сказано выше, но это приведет к усложнению конструкции двигателя.

В 6-цилиндровом рядном четырехтактном двигателе кривошипы коленвала расположены равномерно, через 120°. В этом двигателе полностью уравновешены как силы инерции, так и их моменты.

Однорядный 8-цилиндровый четырехтактный двигатель можно рассматривать как два однорядных четырехцилиндровых двигателя, у которых коленчатые валы повернуты один относительно другого на 90°. В такой схеме двигателя также уравновешены все силы инерции и их моменты.

Схема V-образного 6-цилиндрового четырехтактного двигателя с углом между рядами 90° (угол развала цилиндров) и тремя спаренными кривошипами под углом 120° показана на рис. 9.

28 В каждой 2-цилиндровой секции результирующая сил инерции первого порядка и результирующая сил инерции вращающихся масс левого и правого цилиндра постоянны по величине и направлены вдоль радиуса кривошипа.

Результирующая сил инерции второго порядка в секции переменна по величине и действует в горизонтальной плоскости. На рис. 9 силы P jI, P jII, P ц — равнодействующие силы инерции для каждой секции спаренных цилиндров, штрихи в обозначении сил на рисунке указывают номер секции цилиндра.

Для всего двигателя (для трех пар цилиндров) сумма сил инерции равна нулю, т.е Суммарные моменты сил инерции первого порядка и центробежных сил, равные соответственно и действуют в одной вращающейся плоскости, проходящей через ось коленчатого вала и составляющей с плоскостью первого кривошипа угол 30°.

Для уравновешивания этих моментов устанавливают противовесы на двух крайних щеках коленчатого вала (см. рис. 9). Масса противовеса т пр определяется из условия

29 где b расстояние между центрами тяжести противовесов. Суммарный момент сил инерции второго порядка действует в горизонтальной плоскости. Обычно ΣM jII не уравновешивают, так как это связано со значительным усложнением конструкции.

Для приближения действительной уравновешенности к теоретической в производстве двигателей предусматривается ряд конструкторских и технологических мер: — коленчатый вал делают как можно более жестким; — возвратно-поступательно движущиеся детали при сборке подбирают комплектно с наименьшей разницей масс комплектов в разных цилиндрах одного двигателя; — допустимые отклонения на размеры деталей КШМ устанавливают как можно меньшие; — вращательно движущиеся детали тщательно балансируют, а коленчатые валы и маховики подвергают динамической балансировке.

30 Рис. 9. Схема сил инерции, действующих в 6-цилиндровом V-образном двигателе с углом развала цилиндров 90° и тремя спаренными кривошипами, расположенными под углом 120°: 1-6 номера цилиндров

31 Балансировка заключается в выявлении неуравновешенности вала относительно оси вращении и в самом уравновешивании с помощью удаления металла или с помощью прикрепления балансировочных грузов. Балансировка вращающихся деталей подразделяется на статическую и динамическую.

Тело считается уравновешенным статически, если центр масс тела лежит на оси вращения. Статической балансировке подвергают вращающиеся детали дисковой формы, диаметр которых больше толщины. Деталь насаживают на цилиндрический вал, который укладывают на две параллельные горизонтальные призмы.

Деталь самоустанавливается, повернувшись тяжелой частью вниз. Эта неуравновешенность устраняется прикреплением противовеса в точке, диаметрально противоположной нижней (тяжелой) части детали.

На практике для статической балансировки используют приборы, позволяющие сразу определить массу балансирного груза и место его установки.

Динамическая балансировка обеспечивается при соблюдении условия статической балансировки и выполнении второго условия сумма моментов центробежных сил вращающихся масс относительно любой точки оси вала должна равняться нулю. При выполнении этих двух условий ось вращения совпадает с одной из главных осей инерции тела.

32 Динамическая балансировка осуществляется при вращении вала на специальных балансировочных станках. ГОСТ [18] устанавливает классы точности балансировки для жестких роторов, а также требования к балансировке и методы расчета дисбалансов.

Так, например, узел коленчатого вала двигателя для легкового и грузового автомобилей оценивается 6-м классом точности, дисбаланс при этом должен быть в пределах мм · рад/с.

Во время работы двигателя на каждый кривошип коленчатого вала действуют непрерывно и периодически изменяющиеся тангенциальные и нормальные силы, вызывающие в упругой системе узла коленвала переменные деформации кручения и изгиба.

Относительные угловые колебания сосредоточенных на валу масс, вызывающие закручивание отдельных участков вала, называются крутильными колебаниями. При известных условиях знакопеременные напряжения, вызываемые крутильными и изгибными колебаниями, могут привести к усталостной поломке вала. Расчеты и экспериментальные исследования показывают, что для коленчатых валов изгибные колебания менее опасны, чем крутильные.

33 Поэтому в первом приближении при расчетах изгибными колебаниями можно пренебречь. Крутильные колебания коленчатого вала опасны не только для деталей КШМ, но и для приводов различных агрегатов двигателя и для агрегатов силовой передачи автомобиля. Обычно расчет на крутильные колебания сводится к определению напряжений в коленчатом валу при резонансе, т.е.

при совпадении частоты возбуждающей силы с одной из частот собственных колебаний вала. Если возникает необходимость в уменьшении возникающих напряжений, то на коленчатом валу устанавливают гасители крутильных колебаний (демпферы). В автотракторных двигателях наибольшее распространение имеют гасители внутреннего (резиновые) и жидкостного трения.

Они работают на принципе поглощения энергии колебаний с последующим рассеиванием ее в виде тепла. Резиновый гаситель состоит из инерционной массы, при вулканизированной через резиновую прокладку к диску. Диск жестко соединен с коленчатым валом. На резонансных режимах инерционная масса начинает колебаться, деформируя резиновую прокладку.

Деформация последней способствует поглощению энергии колебаний и «расстраивает» резонансные колебания коленчатого вала.

34 В гасителях жидкостного трения свободная инерционная масса помещается внутри герметически закрытого корпуса, жестко связанного с коленвалом.

Пространство между стенками корпуса и массой заполнено специальной силиконовой жидкостью большой вязкости. При нагревании вязкость этой жидкости меняется незначительно.

Гасители крутильных колебаний следует устанавливать в том месте вала, где имеется наибольшая амплитуда колебаний.

Источник: http://www.myshared.ru/slide/1192748/

Biz-books
Добавить комментарий