Мы для наших расчетов выбираем подшипников залитых баббитом, выбираем Д=0,06 и масло М-10Г

Табл. 4.6 Номинальные зазоры между валом и подшипником

Марка двигателя	Вид подшипника
	шатунный	коренной
АЗЛК-412	0,03-0,076	0,037-0,082
ВАЗ-2101	0,036-0,086	0,5-0,95
ЗМЗ-53	0,026-0,065	0,026-0,071
ЗИЛ-130	0,032-0,075	0,05-0,1
ЯМЗ-236	0,076-0,126	0,096-1,146
КамАЗ-740	0,0895-0,1295	0,144-0,196
Д-240	0,065-0,113	0,07-0,127
СМД-60	0,09-0,146	0,1-0,156

Коэффициент запаса надежности подшипника

(4.31)

где h_kp - величина критического слоя масла в подшипнике, при котором возможен переход жидкостного трения в сухое;

(4.32)



здесь h_B и h_n - высота микронеровностей поверхностей вала и подшипника. Для различных видов механической обработки значения h_B и h_n, мм, находятся в пределах:

алмазное растачивание 0,0003 ... 0,0016;

чистое шлифование 0,0002 ... 0,0008;

чистое полирование 0,0001 ...0,0004;

суперфиниш 0,00005 ... 0,00025.

Таким образом, предложенная методика позволяет построить векторные диаграммы сил, действующих на шатунную шейку и шатунный подшипник коленчатого вала, определить размеры шейки и подшипника, выбрать диаметр и место сверления канала для подвода масла, антифрикционный сплав, произвести расчёт подшипника. Все вышеперечисленное способствует более глубокому изучению курса «Динамика ДВС».

4.7 Анализ уравновешенности двигателя

Силы, возникающие при работе автомобильных и тракторных двигателей, можно разделить на два вида:

а) уравновешенные

б) неуравновешенные.

Уравновешенными силами называют силы, которые при их суммировании не дают свободного момента и равнодействующая которых равна нулю. К таким силам относятся силы давления газов в цилиндре двигателя и силы трения.

К неуравновешенным силам относятся силы, которые передаются на опоры двигателя, а именно:

1) вес двигателя;

2) реакции выпускных газов и движущихся жидкостей;

3) центробежные силы инерции вращающихся масс двигателя;

4) силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс двигателя;

5) касательные силы инерции вращающихся масс, возникающие вследствие непостоянной угловой скорости вращения коленчатого вала.

Во всех автомобильных и тракторных поршневых двигателях возникает переменный реактивный момент М_R, при любом" положении коленчатого вала равный по величине, но противоположный по направлению крутящему моменту М, В обычных автомобильных и тракторных двигателях этот момент уравновесить невозможно и во время работы он всегда передается на раму автомобиля или трактора.

Неуравновешенные силы, переменные по величине и направлению, могут вызвать вибрацию как двигателя, так и всего автомобиля, причем наибольшие сотрясения вызываются силами инерции вращающихся и возвратно-поступательно движущихся масс двигателя.

С увеличением равномерности крутящего момента двигателя (а следовательно, и реактивного момента) вибрации двигателя, зависящие от этого момента, уменьшаются.

Неуравновешенные силы, постоянные по величине и направлению, вибраций двигателя не вызывают.

Вибрации двигателя при недостаточной жесткости его деталей могут возникнуть также под действием переменных сил давления газов. Эти вибрации устраняются увеличением жесткости деталей двигателя.

Для устранения отрицательных последствий, связанных с наличием вибраций, двигатель должен быть динамически уравновешен.

Динамическое уравновешивание или просто уравновешивание двигателя заключается в создании такой системы сил, в которой равнодействующие силы и моменты этих сил постоянны по величине и направлению или равны нулю.

Уравновешивание современных автомобильных двигателей можно осуществить двумя способами:

1. Расположением, определенным образом цилиндров и выбором такой кривошипной схемы коленчатого вала, чтобы переменные силы инерции и их моменты взаимно уравновешивались,

2. Созданием с помощью дополнительных масс (противовесов) новых сил, в любой момент времени равных по величине, но противоположных по направлению основным уравновешиваемым силам.

Очень часто оба эти способа применяются одновременно. В полностью уравновешенном двигателе при установившемся режиме работы силы, передаваемые на его опоры, постоянны по величине и направлению или равны нулю.

Вследствие того, что в автомобильных поршневых двигателях всегда имеет место неравномерность крутящего момента, полное уравновешивание этих двигателей невозможно.

Ниже рассматриваются способы уравновешивания лишь наиболее значительных сил и их моментов, к числу которых относятся:

Р_j1 -- гармонически изменяющаяся сила инерции первого порядка от возвратно-поступательно движущихся масс;

P_j2 -- гармонически изменяющаяся сила инерции второго порядка от возвратно-поступательно движущихся масс;

Р_с -- центробежная сила инерции неуравновешенных вращающихся масс;

М₁ -- свободный момент от сил инерции первого порядка;

М₂ --свободный момент от сил инерции второго порядка;

Мс -- свободный момент от сил инерции вращающихся масс.

Особенно значительные вибрации могут вызываться неравномерным реактивным моментом М_R и гармонически изменяющимися силами инерции Р_j1,P_j2 и их моментами М₁ и М₂ при резонансе, т. е. тогда, когда частоты этих сил или моментов становятся равными или кратными частоте собственных колебаний двигателя на опорах.

Двигатель полностью уравновешен когда:

УР_с=0; УP_j1=0; УP_j2=0;

M_c=0; M₁=0; M₂=0;

1. Четырехцилиндровый рядный двигатель с кривошипами под углом 180°.

Силы инерции первого порядка в таком двигателе (рис. 4.11) взаимно уравновешиваются:

(4.33)

Центробежные силы вращающихся масс также взаимно уравновешиваются:

(4.34)

Силы инерции второго порядка при любом положении коленчатого вала равны между собой и имеют одинаковое направление. Равнодействующая этих сил:

(4.35)

где m_пост - массы, совершающие возвратно-поступательные движения, кг, (из динамического расчёта);

R - радиус кривошипа, м;

Н

Эта сила может быть уравновешена только методом дополнительных валов.

Уравновешивание сил инерции второго порядка в рассчитываемом двигателе нецелесообразно, ибо применение двухвальной системы с противовесами для уравновешивания значительно усложнит конструкцию двигателя.

Рис. 4.11. Системы уравновешивающих валов

Рис. 4.12. Противовес

Рис. 4.13. Уравновешивание четырёхцилиндрового двигателя с плоским валом.

Рассчитаем противовесы этой системы.

Эта сила, которая полностью уравновешивает коленчатый вал.

Так же посчитаем массу одного противовеса.

Моменты от сил инерции первого и второго порядка, а также от центробежных сил инерции, как это ясно видно (рис. 4.11), равны нулю:

М₁= 0; М₂ = 0; М_с = 0

Двигатели с кривошипом под углом 180°, расположенными согласно первой схеме устанавливались на автомобилях «Москвич-400». В настоящее время такие двигатели применяются на некоторых моделях зарубежных автомобилей. Двигатели МЗМА-407 а также некоторые другие имеют коленчатые валы с противовесами (рис. 4.12, а).

Противовесы устанавливают для разгрузки коренных подшипников от действия местных центробежных сил Р_с. Массу каждого противовеса определяют из условия полного или частичного уравновешивания силы Р_с каждого колена вала.

На многих двигателях вместо трехопорных валов устанавливаются четырех- и пятиопорные валы. Так, например, четырехопорный вал с противовесами (рис. 4.12, б) применялся на двигателе М-20 автомобиля «Победа». Этот вал имеет шесть противовесов, расположенных на продолжении щек коленчатого вала, и один центральный противовес, объединенный в одно целое с двумя средними щеками.[3]

Рис. 4.14. Схемы плоского коленчатого вала: а - трёхопорного; б - четырёхопорного; в - пятиопорного с восьмью противовесами; г - пятиопорного с четырьмя противовесами.

Пятиопорные валы с противовесами (рис. 4.12, в) имеют главным образом четырехтактные дизели (Д-35, Альбион и др.). В карбюраторных двигателях пятиопорные валы применяются сравнительно редко (двигатель М-21 автомобиля «Волга»). Пятиопорные валы с противовесами на двух крайних и двух средних щеках (рис. 4.12, г) имеют, в частности, тракторные дизели КДМ-46.

Двухопорные коленчатые валы для четырехцилиндровых автомобильных и тракторных двигателей в настоящее время не применяются.

Табл. 4.7 Результаты неуравновешенных сил и моментов

Число цилиндров	Схема расположения цилиндров и кривошипов	Неуравновешенные силы	Неуравновешенные моменты
		УРс, Н	Pj1, Н	УPj2,Н	Мс, Н?м	М1, Н?м	М2, Н?м
44		00	0	10849,2	00	00	00

4.8 Расчёт крутильных колебаний коленчатого вала

При эксплуатации двигателей внутреннего сгорания, даже полностью уравновешенных, на определенных скоростных режимах появляются вибрации и стуки, приводящие иногда к разрушению коленчатого вала. Причиной этого являются крутильные колебания вала, которые возникают вследствие недостаточной жесткости коленчатого вала под действием переменных по величине и направлению крутящих моментов двигателя. Крутильные колебания могут быть собственными и вынужденными.

Собственные колебания коленчатый вал совершает выведенный из состояния покоя под действием только момента сил упругости вала М_уп и момента сил инерции М_ин от вращающихся масс. Вынужденные колебания коленчатого вала возникают в процессе работы двигателя вследствие действия периодически изменяющихся крутящих моментов, которые вызывают упругие деформации скручивания коренных шеек.

При совпадении частот собственных крутильных колебаний с вынужденными колебаниями возникает резонанс. Создаются большие дополнительные напряжения кручения, приводящие к поломке вала. [3]

Расчет коленчатого вала на крутильные колебания включает:

1. Приведение крутильной системы вала.

2. Определение частоты собственных крутильных колебаний приведенной системы.

3. Определение резонансной критической частоты вращения.

4. Выработку рекомендаций, устраняющих крутильные колебания.

4.9 Приведение крутильной системы вала

На рис. 1 представлены схемы крутильной системы четырехцилиндрового двигателя автомобиля типа ВАЗ с маховиком и эквивалентная схема, состоящая из двух масс.

Рис. 4.15. Приведенная система коленчатого вала (слева); двухмассовая система коленчатого вала (справа)

При расчете крутильной системы вала учитывают массы коленчатого вала, поршней и шатунов. Приведение крутильной системы состоит из следующих этапов:

1. Вычерчивается схема коленчатого вала.

2. Определяется длина отдельных участков коленчатого вала. Длины соответствующих участков прямолинейного вала должны иметь крутильную жесткость, равную жесткости участков действительного вала.

3. Оцениваются моменты инерции насаженных на приведенный вал дисков (момент инерции колена вала, шатуна и поршня), кинетическая энергия которых при крутильных колебаниях должна быть равна кинетической энергии действительной системы.

Диаметр приведенного вала равен диаметру коренной шейки коленчатого вала. Диаметр коренной шейки примем 0,05 м, радиус кривошипа 0,003 м, массу поршня 0,62 кг, массу шатуна 0,96 кг.

Отношение диаметра коренной шейки к диаметру цилиндра D (d_k / D = 0,6 ? 0,7), длины коренной шейки L_к / D = 0,6 ? 0,7; длины шатунной шейки L_ш / D = 0,5 ? 0,8; толщины щеки E_щ / D = 0,2.

Длина одного колена вала l_кол равняется (1,3 ? 1,5)D. Принимаем длину колена вала l_кол , равной 1,4·D. При диаметре цилиндра D = 0,082 м величина l_кол = 0,12 м.

4.10 Определение частоты собственных крутильных колебаний приведённой системы

Для упрощения расчетов систему, состоящую из нескольких масс, заменяем эквивалентной, состоящей из двух масс. Объединенный момент инерции должен быть равен сумме моментов инерции приведенных масс каждого цилиндра:

. (4.36)

Пусть

 = 0,12 м, (4.37)

где ? приведенная длина колена.

Приведенная общая длина равна

, (4.38)

где ; - момент инерции диска.

, (4.39)

где ? момент инерции колен вала (в нашем примере значение = 0,012 кг·м²);

? момент инерции вращающейся нижней части шатуна

. (4.40) .

? момент инерции от поступательно движущихся масс;

. (4.41)

.

кг· м².

.

Жесткость вала

, (4.42)

где G = 810¹⁰ Н/м² ? модуль упругости при кручении материала;

J_р= •d_k⁴/32 - полярный момент инерции сечения вала, м⁴ (d_к ? диаметр коренной шейки 0,11 м).

Жесткость вала представляет собой момент (Нм), который необходимо приложить к валу, чтобы закрутить его на 1⁰. [3]

Общая жесткость системы, расположенной между массой маховика и объединенной массами коленчатого вала,

. (4.43)

.

Круговая частота собственных колебаний приведенной двухмассовой, одноузловой системы:

1/с , (4.44)

где ? момент инерции маховика, 0,044 кг· м².

.

4.11 Определение резонансной критической частоты вращения

Период и число колебаний двухмассовой приведенной системы

, (4.45)

, . (4.46)

Частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая резонансному режиму,

, (4.47)

где z - число цилиндров.

.

Если величина окажется в указанном диапазоне минимальной и максимальной частоты вращения, то в процессе работы двигателя могут возникнуть резонансные колебания, вследствие чего в коленчатом валу появятся дополнительные напряжения, опасные в отношении его прочности. [3]

Резонансное число оборотов двигателя определяют исходя из основного уравнения резонанса

, (4.47)

где K - это порядок резонирующей моторной гармоники. Для четырехтактных двигателей значение К = 0,5;1;1,5;2;2,5;3 и т.д. Для двухтактных двигателей К = 1;2;3;4 и т.д.; - средняя угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя при резонансном числе оборотов коленчатого вала по отношению к K_й гармонике.

Для обеспечения равенства левой и правой частей уравнения (4.47) величина К должна быть равна 2.

Так как двигатель работает в диапазоне до (например, ), то для того, чтобы К-я гармоника возбудила резонансное колебание, необходимо выполнение еще одного условия:

. (4.48)

Величина не лежит в диапазоне частот вращения коленчатого вала двигателя (900 ? 5300 мин^-1).

А величина лежит в диапазоне частот вращения коленчатого вала двигателя (900 ? 5300 мин^-1).

двигатель поршень маховик вал

Заключение

1. Выполнил тепловой расчёт автомобильного двигателя, по данным расчета определил основные размеры двигателя и предполагаемую экономичность: литраж двигателя V = 1,77 л; диаметр цилиндра D = 82 мм; ход поршня S = =85мм; часовой расход G_Т = 20,6317 кг/ч.

2. Произвёл кинематический и динамический расчёт, по результатам которого построил графики скорости (х_п,), пути (S_п), ускорения (J_п) поршня; графики суммарных сил, действующих в КШМ (К, Т, N; S); индикаторную диаграмму в координатах P - V и P - ц.

3. Определили силы инерции второго порядка УP_j2=10849,2

4. Определил размеры маховика: масса m = 4 кг, средний диаметр D_ср = 0,17 м.

Библиографический список

1. Колчин А.И., Демидов В.П.. «Расчёт автомобильных и тракторных двигателей ». Учебное пособие для вузов М.: Высшая школа 2002 г. 492с. (тепловой расчет, динамический расчет двигателя).

2. Динамика двигателя внутреннего сгорания: Методические указания по «Динамике ДВС» / Сост.: Ю.П. Макушев. И.И. Ширлин. - Омск: Изд-во СибАДИ, 2006. - 48 с. (построение индикаторной диаграммы, динамический расчет, расчет маховика).

3. Расчёт систем механизмов двигателей внутреннего сгорания математическими методами: учебное пособие / Ю.П. Макушев, Т.А. Поляков, Л.Ю. Михайлова и др.; под ред. Ю.П. Макушева. - Омск: СибАДИ, 2011. - 284с.

4. Шевченко П.Л. Тепловые расчеты автомобильных двигателей. Учебное пособие. - Омск, Изд-во СибАДИ, 2007. 187 c. (тепловой расчет двигателя).

Размещено на Allbest.ru