Чайнов Н.Д. - Конструирование двигателей внутреннего сгорания (1037884), страница 59
Текст из файла (страница 59)
Для учета изменения давления масла по длине подшипникаприменяется модель, предусматривающая решение уравненияРейнольдса для нестационарногорежима работы подшипника вдвумерной постановке. В частномслучае при параллельности осиподшипника и вала и постояннойвязкости в пределах подшипникауравнение Рейнольдса имеет вид:¶ æ 3 ¶p ö ¶ æ 3 ¶p öçh÷+ ç h÷=¶x è ¶x ø ¶z è ¶z ø¶h¶h= 6m(v 0 + v 1 ) +12m ,¶x¶t(7.12)где v0 – окружная скорость шейки вала; v1 – окружная скоростьподшипника, для коренных подшипников v1 = 0; z – продольнаякоордината вдоль оси подшипника.Второй член в правой частиуравнения (7.12) связан с вытеснением масла вследствие радиальногоперемещения шейки в подшипнике (c ¹ const).Уравнение (7.12) решается сучетом периодичности параметровработы подшипников коленчатоговала во времени.
Граничные условия для решения уравнения (7.12)имеют вид:p( x , z = ±l 2) = 0;¶p¶p(0, z) = (pr , z) = 0;¶x¶xp( x , z) ³ pнп ,üïïý (7.13)ïïþгде pнп – давление упругости насыщенных паров масла.Задача может быть решена проекционносеточным методом. Область, занимаемая подшипником,разбивается на N интервалов (Dx пооси x) и М интервалов (Dz по оси z).В качестве базисных функций используют функции Куранта jij,представляющие пирамиды с вершинами в точках ij (xi zj) единичнойвысоты с шестиугольным основанием.
Давление р(x, z) в подшипнике представляется суммой базисных функцийp( x , z) = å Pij j ij ,(7.14)i, jгде Рij – коэффициенты, подлежащие определению.Проецируя обе части уравнения (7.12) на базисные функции,с помощью метода Галеркина сучетом формул (7.13) получаютсистему линейных алгебраическихуравнений относительно значенийгидродинамического давления вподшипнике. Решение задачи осуществляется с помощью итераций, при этом подбирают значения зазоров, которые уточняютсядо выполнения с заданной точностью равенства результирующейвнешней нагрузки на подшипники реакции масляного слоя. На каждом шаге система алгебраических уравнений решается методомГаусса.284Рис. 7.14.
Зависимость минимального зазора вшатунном подшипнике автомобильного двигателя типа ЧН10,2/12,2 от угла aДля реализации описаннойметодики расчета были разработаны алгоритм и рабочая программа для нахождения значения зазоров и распределениягидродинамического давления всопряжении подшипник–шейкавала. Значения зазоров и эксцентриситетавыводятчерезодин градус угла поворота коленчатого вала. На рис. 7.14 вкачестве примера показана зависимость минимального зазора отугла поворота коленчатого валаавтомобильного двигателя типаЧН10,2/12,2.На рис.
7.15 приведено распределение гидродинамическогодавления по поверхности подшипника (d = 72 мм, l = 32 мм).В окружном направлении по осиx протяженность подшипникаразбита на 36 равных частей, апо оси z по длине подшипникавыделено четыре участка. Проверка результатов производитсясравнением суммарной силы реакции, рассчитываемой по полученному значению гидродинамического давления, с заданной силой, действующей на подшипники определяемой при динамическом расчете двигателя.Дальнейшее совершенствованиеметодик расчета подшипниковскольжения поршневых двигателейсвязано с учетом изменения формыпостели подшипника в результатедействия переменной внешней нагрузки и гидродинамического давления, а также с уточненным анализом теплового состояния подшипника и масляного слоя.Рис.
7.15. Распределение гидродинамического давления по поверхности подшипника автомобильного двигателя типа ЧН10,2/12,22857.2. Подшипники каченияв поршневых двигателяхСчитают, что подшипники качения уменьшают трение и повышают механический КПД двигателя. Они не требуют обильной смазки, кроме того, подшипник и масло вследствие небольших потерь натрение меньше нагреваются. Однако подшипники качения при работе производят больший шум иобычно отличаются более сложныммонтажом по сравнению с подшипниками скольжения.В поршневых двигателях применяются различные типы подшипников качения: шариковые, роликовые и игольчатые.
В качестве коренных подшипников коленчатого валав многоцилиндровых двигателях используют роликовые подшипники.Роликовые подшипники с короткими роликами успешно работаютпри повышенных радиальных нагрузках. Их грузоподъемность вышегрузоподъемности однорядных шариковых подшипников.Роликовые подшипники допускают небольшое осевое взаимосмещение колец, что имеет важноезначение при температурных деформациях вала и опор.Роликовые подшипники надежныв работе и позволяют уменьшитьдлину двигателя. Существует два варианта выполнения роликового подшипника – без внутренней обоймы,когда дорожкой качения роликов является непосредственно щека коленчатого вала, или с внутренней обоймой. Первый вариант считают болеепредпочтительным как обеспечивающий более высокую точность и ремонтопригодность.
На рис. 6.3 приведен пример применения роликового подшипника в качестве кореннойопоры форсированного дизельногодвигателя специального назначения.На рис. 7.16 показана опора коренного подшипника автомобильного дизеля 12 ЧН13/14. Радиальныйроликовый подшипник (рис. 7.16, б)без внутреннего кольца установленна щеке коленчатого вала. Ролики 2диаметром dw = 2,3 мм и длиной lw == 34 мм, выполненные из сталиШХ15СГ в количестве 24 шт., фиксируются на валу специальнымибуртиками. Наружное кольцо 1 закреплено в картере двигателя упругими кольцами с прорезями.
Сепаратор3, выполненный из латуни, препятствует выпадению роликов, обеспечивает их свободное вращение и смещение до диаметра не менее 203,5 ммпри монтаже сепаратора с роликамина коленчатый вал (рис. 7.16, в).Подшипники качения рассчитывают на долговечность. Критерием их работоспособности является отсутствие усталостного выкрашивания поверхностных слоев.Подшипники поршневых двигателей работают при переменных режимах и при выборе подшипниковкачения их подбирают по эквивалентной нагрузке, вызывающейодинаковый с реально действующими нагрузками уровень усталостных повреждений.Долговечность Lh (ч) роликовогоподшипника определяют по эквивалентной нагрузке Рr:pL h = a1 a23 (C r Pr ) ,(7.15)где р – показатель степени; для роликовых подшипников по экспериментальным данным р = 10/3; Сr – динамическая грузоподъемность (постоянная радиальная нагрузка, которуюподшипник может выдержать в тече6ние 10 оборотов при вероятностибезотказной работы 90 %); a1 – коэффициент, зависящий от заявленнойнадежности подшипника; при вероятности безотказной работы 90 %286Рис.
7.16. Коренная опора дизелей на роликовых подшипниках:а – дизеля 12 ЧН13/14; б – подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами; в – схема монтажа сепаратора с роликами на коленчатый вал; 1 – наружное кольцо; 2 – ролик; 3 – сепаратора1 = 1; a23 – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; для роликовых подшипников при отсутствии заметных перекосов и при наличии масляной пленки в контактахпринимают а23 = 0,8.Зависимость (7.15) справедливапри Рr £ 0,5Cr.Динамическая грузоподъемностьоднорядных роликовых подшипниковC r = f 0 (l w cos a ) 7 9 z 3 4 dw29 27 , (7.16)где a – номинальный угол контактамежду направлением силы, действующей на ролик, и плоскостью,перпендикулярной оси подшипника; f0 – коэффициент пропорциональности, зависящий от отношения(dw cosa)/d0; dw, lw – соответственнодиаметр и длина ролика; d0 – диаметр окружности, проходящей черезцентры роликов; z – число роликов.Коэффициент f0 для простыхцилиндрических роликов, зависящий от размеров, точности изготовления, материалов, выбираютпо таблицам в зависимости от отношения (dwcosa)/d0.
При изменении (dwcosa)/d0 в пределах 0,1–0,2величина f0 изменяется от 7,53 до2877,98. Для "бомбинированных" роликов f0 увеличивают на 20–30 %.Эквивалентная нагрузка для подшипников с короткими цилиндрическими роликамиPr = VF r K s K т ,(7.17)где Fr – средняя радиальная нагрузка, определяемая по векторной диаграмме сил, действующих на коренную опору двигателя; V – коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки и 1,2при вращении наружного кольца;Ks – коэффициент безопасности,учитывающий динамичность нагрузки [Кs = 1,3–1,5 при умеренныхтолчках и кратковременных перегрузках (150 %)]; Кт – температурный коэффициент; Кт = 1,05–1,10при повышении рабочей температуры до 125–150 °С.Глава 8МЕХАНИЗМ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯПоршневые двигатели выпускаются с клапанным, золотниковымили смешанным газораспределением.В четырехтактных двигателяхиспользуют клапанный механизмгазораспределения, основным преимуществом которого является высокая уплотняющая способностькамер сгорания вследствие неподвижности клапанов в период повышения давления газов в цилиндре.Кроме того, давление газов используется для прижатия клапанов кпосадочным седлам.В двухтактных двигателях применяют как золотниковое, так и смешанное газораспределение.
Первоеприменяют в двигателях с петлевойсхемой газообмена, а второе – в двигателях с клапаннощелевой схемой,при которой впуск свежего зарядаосуществляется через окна во втулкецилиндра, а выпуск отработавшихгазов – через выпускные клапаны вкрышке (головке) цилиндра.В связи с возросшими требованиями к технологическому уровнювновь создаваемых двигателей механизм газораспределения (МГР)должен обеспечивать не только поступление необходимой массы свежего заряда в цилиндры и их своевременную очистку, но и изменятьфазы газораспределения и высотуподъема клапанов в зависимости отрежима работы двигателя.Таким образом, механизм газораспределения оказывает непосредственное влияние на формированиеосновных характеристик двигателяв широком диапазоне измененияскоростных и нагрузочных режимовработы.При создании системы газообмена в целом и в первую очередьМГР требуется обеспечить наряду сэффективной заменой рабочего тела в цилиндре надежность всехзвеньев МГР на различных режимах работы, длительную стабильность параметров системы с учетомизноса ее элементов и усложненияконструкции МГР вследствие расширения его функций по управлению работой двигателя.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
