Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор литературы и критическое обозрение известных методов анализа уравновешенности и неравномерности хода ДВС. Задачи исследования 8
Выводы к главе 1 28
Глава 2. Анализ уравновешенности поршневых машин в векторной форме. Вывод основных формул. Уравновешенность одно - и двухрядных дизелей в векторной форме 30
Выводы к главе 2 47
Глава 3. Условия уравновешенности двигателей в векторной форме и балан сировка коленчатого вала 49
Выводы к главе 3 57
Глава 4. Нетрадиционные способы уравновешивания дизелей. Кулачковый механизм уравновешивания. Расчет параметров и разработка конструкции кулачкового механизма уравновешивания судового дизеля 4ЧСП9,5/11 СДС36) 59
Выводы к главе 4 81
Глава 5. Уточненный метод исследования неравномерности хода дизелей 82
Выводы к главе 5 94
Глава 6. Влияние режима работы (Pi,t Pz,, п) и числа цилиндров (N) дизеля на неравномерность хода и крутящего момента 95
Выводы к главе 6 106
Глава 7. Расчет экономического эффекта от внедрения в производство полно стью уравновешенных дизелей 4ЧСП9,5/11 107
Заключение 114
Список использованных источников
- Обзор литературы и критическое обозрение известных методов анализа уравновешенности и неравномерности хода ДВС. Задачи исследования
- Анализ уравновешенности поршневых машин в векторной форме. Вывод основных формул. Уравновешенность одно - и двухрядных дизелей в векторной форме
- Условия уравновешенности двигателей в векторной форме и балан сировка коленчатого вала
- Нетрадиционные способы уравновешивания дизелей. Кулачковый механизм уравновешивания. Расчет параметров и разработка конструкции кулачкового механизма уравновешивания судового дизеля 4ЧСП9,5/11 СДС36)
Введение к работе
Успешно конкурируя в сфере их использования с двигателями других типов, малоразмерные судовые дизели находят широкое применение в различных областях техники. Основные их преимущества заключаются в высокой топливной экономичности и относительно низкой токсичности отработавших газов, в пригодности к форсированию, как по частоте вращения, так и по среднему эффективному давлению при низких массогабаритных показателях. Главные недостатки - более высокие по сравнению карбюраторными двигателями уровни шума и вибрации, большие трудоемкость изготовления и стоимость производства.
Преимущества и недостатки малоразмерных судовых дизелей по-разному проявляются в различных областях применения, а также в зависимости от тех или иных конъюнктурных условий, Так, повышение цен на нефтяные топлива стимулирует в последние годы широкое использование дизелей в такой традиционно покрываемой карбюраторными двигателями области, как силовые установки легковых и малотоннажных грузовых автомобилей.
Обширная номенклатура тракторов и различных сельскохозяйственных машин малой мощности, выпускаемых за рубежом в связи с наличием разветвленной сети мелких частных хозяйств, также оснащается главным образом малоразмерными дизельными двигателями.
Широкое распространение получили малоразмерные дизели в промышленности и судостроении. Например, в Западной Европе, Японии и США подавляющее большинство промышленных установок с двигателями малой мощности (электроагрегаты, насосы, компрессоры и т.д.), а также легкие суда оснащаются малоразмерными дизелями.
В некоторых случаях малоразмерные судовые дизели имеют исключительное применение, так как в силу своих специфических особенностей (пожаро и взрывобезопасность, отсутствие радиопомех и др.) находятся вне конкуренции с карбюраторными двигателями.
Оценивая показатели отечественных судовых дизелей с диаметром цилиндра до 100 мм, необходимо отметить, что в отличие от зарубежных они по-
лучили существенно меньшее распространение и используются главным образом в промышленности и судостроении. Обеспечивая высокую топливную экономичность и надежность, большие ресурсы при длительной работе на режимах, близких к номинальным, умеренный уровень шума и вибраций, эти дизели имеют небольшие уровни форсирования, как по среднему эффективному давлению, так и по скорости поршня.
В России серийно выпускаются два типа малоразмерных судовых дизелей (48,5/11 и 49,5/11), которые имеют практически одинаковую конструкцию и примерно равные технико-экономические показатели: уровни форсирования по среднему эффективному давлению (от 0,57 до 0,68 МПа) и частоте вращения (от 1500 до 1900 об/мин), расход топлива от (от 260 до 270 г/кВт-ч), ресурс до первой переборки (от 6 до 8 тыс.ч) и ресурс до капитального ремонта (от 14 до 18 тыс.ч). Судовые дизели 48,5/11 и 49,5/11 имеют вихревые камеры сгорания, поэтому по топливной экономичности существенно уступают дизелям с непосредственным впрыском, хотя в группе вихрекамерных дизелей аналогичного класса они являются лучшими, Перевод на непосредственный впрыск является, таким образом, значительным резервом для повышения их топливной экономичности.
Основные направления дальнейшего совершенствования отечественных малоразмерных судовых дизелей заключаются в повышении их мощности за счет форсирования по среднему эффективному давлению и, особенно по частоте вращения и улучшения топливной экономичности на основе перехода на непосредственный впрыск топлива.
Статистические данные по дизелям и дизельным агрегатам (каталоги, проспекты, [21] и др.), выпускаемые зарубежными фирмами, показывают, что ведущие дизелестроительные фирмы (Case, Chrysler, Deutz, Hatz, Komatcy, Nissan, Perkins, Volvo Penta и др.) выпускают модификации дизельных двигателей с диаметром цилиндра до 100мм, форсированные по частоте вращения коленчатого вала до 3000 - 3600 об/мин.
Отечественные главные и вспомогательные судовые дизели 48,5/11 и 49,5/11 работают с частотой вращения коленчатого вала 1500 - 1800 об/мин, т.е. с вдвое меньшими скоростями. Поэтому все удельные показатели, по которым оценивается качество двигателя, у отечественных дизелей значительно ниже,
чем у аналогичных дизелей, выпускаемых зарубежными фирмами. Отсюда низкая конкурентоспособность отечественных дизелей, потеря рынка сбыта и спад производства.
Назрела необходимость в коренном повышении технического уровня и качества отечественных малоразмерных судовых дизелей. Известно, что для выработки переменного электрического тока частотой 50 Гц (стандартная частота тока во многих странах) вал генератора в зависимости от числа пар полюсов статора должен вращаться с частотами 750, 1000, 1500 или 3000 об/мин.
Современная конъюнктура рынка требует создание дизель-генераторов на базе малоразмерных дизелей с частотой вращения вала 3000 об/мин, что позволило бы этим дизелям перекрыть мощностный ряд судовых и общепромышленных дизель-генераторов до 50 кВт.
В связи с тем, что машинные отсеки малых катеров, рыболовных лодок, рабочих и спасательных шлюпок весьма ограничены в размерах, то проблема оснащения этих судов достаточно мощными двигательными установками также решается наиболее просто путем форсирования малоразмерных дизелей по частоте вращения. Вместе с тем форсирование по частоте вращения сопровождается ухудшением условий протекания рабочего процесса и нагружения деталей кривошипно-шатунного механизма повышением уровней шума, вибрации и механических потерь. Совместное воздействие указанных факторов обуславливает снижение надежности дизеля и предельно достижимых значений среднего эффективного давления, повышения удельного расхода топлива.
Таким образом, наиболее актуальными направлениями совершенствования отечественных малоразмерных судовых дизелей являются в настоящее время форсирование их по частоте вращения, перевод с разделенных камер сгорания на непосредственный впрыск топлива, отработка конструкций с целью снижения уровней игума, вибрации и механических потерь.
Увеличение быстроходности судовых дизелей требует разрешения ряда специальных вопросов, относящихся к общей динамике двигателя, а именно: уравновешивания движущихся масс, обеспечение приемлемого уровня неравномерности хода и интенсивности изгибно-крутильных колебаний коленчатого вала, подбора маховых масс, разработки демпфирующих, амортизирующих и
уравновешивающих устройств, предупреждающих явления вибрации, резонанса и др, В то же время динамика двигателя является базой, на основе которой устанавливаются рациональные методы расчета его общей компоновки.
Данная научно-исследовательская работа посвящена разработке рациональных методов анализа уравновешенности двигателей различных компоновочных схем и с произвольным числом цилиндров, на основе которых предложены рациональные кривошипные схемы коленчатых валов, эффективные способы уравновешивания. Разработан уточненный метод определения неравномерности хода двигателя, учитывающий изменяемость момента инерции кривошипно-шатунного механизма, выявлена зависимость неравномерности хода от режима работы двигателей.
Особое внимание в работе уделено динамике четырехцилиндрового рядного дизеля, как наиболее распространенного двигателя не только в судостроении, но и на наземных транспортно-тяговых средствах, погрузочно-разгрузочных, строительных машинах и т.д.
Для малоразмерного судового дизеля 4ЧСП9,5/11 выполнен расчет и разработана конструкция кулачкового механизма для уравновешивания сил инерции II порядка.
Основной целью диссертационной работы является повышение технического уровня и конкурентоспособности отечественных малоразмерных судовых дизелей 48,5/11 и 49,5/11 до уровня показателей лучших мировых аналогов путем их форсирования по частоте вращения, и решения ряда проблем динамики двигателей, обеспечивающих их надежную работу. В связи с этим в работе поставлены следующие научно-технические задачи:
разработка универсальной методики анализа уравновешенности двигателей с произвольным числом и расположением цилиндров в векторной форме, исключающей необходимость дополнительных исследований при выборе конструктивной схемы дизеля и способа его уравновешивания;
определение условий самоуравновешенности двигателей в векторной форме;
разработка методики профилирования кулачка и расчета конструкции механизма уравновешивания кулачкового типа для дизеля ДС 36 (4ЧСП9,5/11), обеспечивающей полную внешнюю уравновешенность дизеля;
разработка универсальной методики расчета неравномерности хода и крутящего момента двигателя с произвольным числом и расположением цилиндров, учитывающая влияние изменения приведенного момента инерции движущихся масс по углу поворота коленчатого вала;
исследование влияния числа и расположения цилиндров, среднего эффективного давления цикла и частоты вращения коленчатого вала на неравномерность хода и крутящего момента малоразмерных судовых дизелей.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ: повышение технического уровня малоразмерных судовых дизелей 48,5/11 и 49,5/11 за счет улучшения их уравновешенности на основе Разработанного нового эффективного метода уравновешивания. НАУЧНАЯ НОВИЗНА: Научная новизна полученных в диссертационной работе результатов заключается в следующем:
- разработана новая универсальная методика теоретического анализа уравнове
шенности двигателей;- разработан новый алгоритм и программа расчета нерав
номерности хода и крутящего момента на валу двигателя
ПРАКТИЧЕСКАЯ ЗНАЧИМОСТЬ: Работа позволяет:
- выполнять расчет моментов и сил инерции П-го порядка, определять величин
маховых масс в зависимости от назначения дизеля и параметров рабочего про
цесса;
- использовать на практике конструкцию нового кулачкового механизма для
уравновешивания поршневого двигателя, позволяющую достигнуть лучших ре
зультатов по сравнению с другими известными методами уравновешивания
ДВС;
Обзор литературы и критическое обозрение известных методов анализа уравновешенности и неравномерности хода ДВС. Задачи исследования
Таким образом, изложенным способом в самом общем случае неуравновешенности, когда годографом неуравновешенного вектора является эллипс, он может быть уравновешен двумя парами грузов, вращающихся в плоскостях перпендикулярных оси коленчатого вала, в противоположные стороны. В работе [54] рассмотрены общие условия достижения круговой формы годографа главного вектора сил инерции поршневых групп, где анализ уравновешенности также выполнен в проекциях на координатные оси. При этом проекции сил инерции выражены через осевые и центробежные моменты инерции масс относительно системы координатных осей, что по нашему мнению лишь излишне усложняет анализ. Условия балансируемости машины, полученные на основе анализа, в принципе не отличаются от условий, полученных в других, цитированных выше, работах в более простых выражениях. Кроме того, вопрос уравновешивания вектора главного момента в работе не рассмотрен вовсе.
На основе выполненного анализа автор работы пришел к выводу о том, что для обеспечения балансируемости поршневой машины с произвольным числом поршней и углами развала осей цилиндров на каждую пару несоосно расположенных поршней необходимо установить по одному корректирующему грузу. Такой метод уравновешивания может оказаться рациональным применительно к многоступенчатым компрессорам, где поршни каждой ступени имеют разные размеры и массы, но неприемлем для двигателей внутреннего сгорания с одинаковыми для всех цилиндров массами движущихся деталей, так как это привело бы к резкому осложнению конструкции двигателя. Для большинства известных конструктивных схем поршневых двигателей условия их полной уравновешенности не выполняются без дополнительных уравновешивающих устройств. В этом плане задача конструктора заключается в том, чтобы выбрать оптимальную схему кривошипно-шатунного механизма, которая, с одной стороны, отвечала бы функциональному назначению двигателя, а с другой — требовала бы возможно более простой механизм уравновешивания или его отсутствие. В работе [20], посвященной выводу общих формул анализа уравновешенности поршневых двигателей, сформулированы условия полной уравновешенности двигателя в общем случае и приведены зависимости, определяющие неуравновешенные силовые факторы инерции в проекциях на оси координат. Приведенные в работе [20] зависимости в принципе не отличаются от зависимостей, приведенных в классических работах, упомянутых выше, и не содержат никакой дополнительной информации для конструктора двигателей внутреннего сгорания.
Задача анализа уравновешенности двигателя заключается, прежде всего, в отыскании таких схем кривошипно-шатунных механизмов, которые обеспечивали бы естественную уравновешенность двигателя, а при невозможности реализации такой схемы из-за требований функционального назначения разработать наиболее простое и эффективное устройство (механизм) его уравновешивания. Уравновешенность поршневого двигателя зависит от числа цилиндров и схемы их расположения, от угла между рядами цилиндров у, взаимного расположения кривошипов на коленчатом валу б. Отсутствие в литературе аналитического описания зависимости уравновешенности двигателя от упомянутых факторов затрудняет системный анализ уравновешенности и выбор конструктивной схемы, вынуждая конструкторов к обособленному подходу к каждой конструктивной схеме. Такой подход не позволяет применять для выбора рациональной конструктивной схемы современных средств вычислительной техники и сократить время проектирования двигателя. Это тем более важно, что с ростом числа кривошипов число возможных схем их взаимного расположения стремительно увеличивается. Если число кривошипов равно і, то число возможных схем их взаимного расположения равно (і-l)!, например, при і = 6 (і -1)!= 1 - 2 3 - 4 5 = 120, а при і = 8 (і - 1)! = 5040.
Таким образом, задача анализа уравновешенности поршневой машины сводится к поиску рациональных схем взаимного расположения кривошипов коленчатого вала и цилиндров, при которых возможно большее число силовых факторов было бы взаимно уравновешено, к определению векторов неуравновешенных сил инерции и их моментов и характера их изменения, по углу поворота коленчатого вала, т.е. к определению всех параметров годографа неуравновешенного вектора, что необходимо для правильного проектирования механизма уравновешивания.
Условия исследования динамической уравновешенности двигателей могут быть сформулированы следующим образом.
1. Предполагается, что в самом общем случае двигатель представляет собой многоблочную композицию с одним или несколькими коленчатыми валами. При этом для упрощения анализа динамической уравновешенности двигателей со сложными конструктивными схемами могут быть использованы динамические свойства одноблочных двигателей или отсеков многоблочных конструкций, которые могут рассматриваться как составные части многоблочных двигателей при их продольном или поперечном расчленении.
2. Все цилиндры рассматриваемого двигателя имеют одинаковые центральные кривошипно-шатунные механизмы.
3. Расстояния между осями соседних цилиндров в блоке (ряде) или между центрами соседних коренных подшипников коленчатого вала равны друг другу, т.е. двигатель по длине имеет постоянный шаг.
4. Поступательно движущиеся массы всех цилиндров рассматриваемого двигателя, условно сосредоточены в точках пересечения осей поршневых пальцев и соответственных цилиндров, равны друг другу.
5. Коленчатый вал двигателя вращается, если смотреть со стороны торца противоположного торцу отбора мощности, в направлении часовой стрелки с постоянной угловой скоростью (О.
6. Влияние зазоров в подвижных соединениях элементов КШМ, равно как и их упругие деформации, а также деформации блок - корпуса не учитываются.
Степенью неравномерности хода называется отношение максимального приращения угловой скорости коленчатого вала к его средней угловой скорости шср = я -п/30 при установившемся режиме работы. 6 = («max-« min) cp (1Л4)
Анализ неравномерности хода необходим для двигателей, так как определяет их пусковые качества, устойчивость режимов и виброакустические характеристики, а также для приемников энергии, например, генераторов, где непостоянство угловой скорости вращения ротора влечет за собой колебания напряжения и частоты тока в электрической сети.
Анализ уравновешенности поршневых машин в векторной форме. Вывод основных формул. Уравновешенность одно - и двухрядных дизелей в векторной форме
Для дезаксиального кривошипно-шатунного механизма рис. 76, ускорение массы nij определяется иначе, чем для центрального, так как в расчетные формулы входит новый параметр - относительный дезаксиал a = a/R. Поэтому сила инерции массы rrij принимает вид: Pj =-mjRra2(cosa + A] -sina + A2 cos2a + A3 -sin3a + A4 cos4a) (2.7) где A, =а,а i + l; A2 =x(\ + h2 -sO; A, =- ; A4 =- ; (2.7 ) 2 I 2 ) 3 8 4 8
Значения параметра a, как правило, на порядок меньше значений А,, так как величина дезаксиала а = 1,5...2,5мм вводится обычно с целью устранения перекладки поршня и обратного вращения коленчатого вала. Поэтому члены ряда (2.7) нечетного порядка, содержащие Аь А3 и т.д., не вносят существенного изменения в величину силы Pj. Кривошипную схему с прицепными шатунами, рис.7в, в конструкциях современных малоразмерных судовых дизелей не применяют. В V — образных или W - образных дизелях шатуны, обслуживающие цилиндры, расположенные в разных рядах, либо сажают рядом на одну шатунную шейку коленчатого вала, либо каждый шатун сидит на своей шейке. Приведение масс и расчет сил инерции звездообразных авиационных моторов с прицепными шатунами приведено в монографии [41], а также в работе [56]. Как видно из формул (2.2), (2.5) и (2.7), силы инерции однокривошипных механизмов для заданного скоростного режима и при известных массах и размерах звеньев КШМ определяются тригонометрическим функциями cos ka и sin ka (k = 1, 2, 3, 4 ...). Применяя формулы Эйлера, тригонометрические функции cos ka и sin ka можно выразить через комплексные показательные функции cos ка = У (2.8) sin ка = 2 где elka и e"lka - единичные векторы, вращающиеся с угловыми скоростями кю и -ко соответственно; a - угол поворота кривошипа относительно оси цилиндра; е - основание натурального логарифма; і = V-1 - мнимая единица.
Пользуясь формулами Эйлера (2.8), центробежная сила вращающейся массы и силы инерции I и II порядка поступательно движущихся масс, напри 34 мер, центрального КШМ могут быть представлены в векторной форме следую W щими выражениями: P =m4-R-a 2-eia (2.9) Рji,i = -mj R ф2 - (eia + e"ia) (2.10) PJII,I =-mrR-(o2-A2-(ei2a+e-i2a) (2.11) еиствительно, комплексное число e соответствует единичному вектору, вращающемуся вместе с кривошипом в плоскости OXY. Поэтому выражение (2.9) представляет собой вектор центробежной силы, вращающийся вместе с кривошипом, модуль которого равен тч R-co1. Выражение (2.10), равный векторной сумме двух векторов одинакового модуля, вращающихся в противоположные стороны, представляет из себя вектор силы инерции поступательно движущихся масс I порядка. Выражение (2.11) отличается от (2.10) тем, что в коэффициенте перед скобкой появилась величина Аг, зависящая от Я., а в показателях степени комплексных чисел появился множитель, равный 2, что указывает на удвоенную по сравнению с кривошипом частоту вращения единичных векторов. Знак «минус» перед показателем степени основания натуральных логарифмов означает, что единичный вектор любого порядка вращается в сторону противоположную вращению коленчатого вала. Таким образом, вектор силы инерции II порядка (2Л1) также равен векторной сумме двух векторов одинакового модуля вра # щающихся в противоположные стороны с удвоенными по отношению к коленчатому валу угловыми скоростями.
Перейдем к рассмотрению векторов сил инерции многоцилиндровых двигателей с центральными кривошипно-шатунными механизмами, имеющих N цилиндров, оси которых расположены произвольно, рис. 8, где ось коленчатого вала совмещена с осью Z, а ось первого цилиндра в первом ряду - с осью Y.
Угол поворота v - того кривошипа относительно оси цилиндра отличает Ф ся от угла поворота первого кривошипа относительно оси Y, совмещенной с осью 1-го цилиндра, на величину (5V - yv), где 5V - угол заклинки v - того кривошипа относительно плоскости 1-го кривошипа, yv - угол развала оси v - того ци линдра относительно оси 1-го цилиндра. Положительные значения углов 5V и yv отсчитываются по направлению вращения коленчатого вала.
Вектор силы инерции массы mj v - того цилиндра в плоскости XOY с аналогичным вектором 1 -го цилиндра составляет угол yv. Следовательно, выражение вектора силы инерции v - того цилиндра k-того порядка можно получить умножив выражения (2Л0) и (2.11) на единичные векторы e±lkYv и подставив вместо угла а угол (a + 5v -yv). Вектор центробежной силы инерции массы тч v - того кривошипа получим, умножив выражение (2.9) на единичный вектор ei5v.
Условия уравновешенности двигателей в векторной форме и балан сировка коленчатого вала
Любое твердое тело, вращающееся вокруг некоторой оси (назовем его ротором) будет уравновешенным, если координаты центра масс тела лежат на оси вращения, а центробежные моменты инерции масс равны нулю. Это требование может быть выражено следующими условиями: xs=0; ys=0; Jxz=0; Jyz=0; (3.1)
Два первых условия являются условиями равенства нулю главного вектора сил инерции, а вторые два условия означают, что ось вращения ротора должна быть его главной осью симметрии и это является условием равенства нулю главного момента сил инерции. Все четыре условия (3.1) означают, что ось вращения ротора должна быть его главной центральной осью инерции. Такому требованию можно удовлетворить, в частности, если ось вращения ротора будет его осью симметрии.
Уравновешивание ротора сводится к подбору в процессе его конструирования такой формы, которая обеспечивала бы выполнение условий (ЗЛ). Однако в процессе изготовления, вследствие неизбежных технологических погрешностей и неоднородности материала, условия (3.1) нарушаются, и любой реальный ротор всегда получается в той или иной мере неуравновешенным. В зависимости от того, какие из условий (3.1) нарушены, различают три вида неуравновешенности роторов: статическую, динамическую и комбинированную. Неуравновешенность называется статической, если не выполняются первые два из условий (ЗЛ). Термин «статическая неуравновешенность» обусловлен тем, что этот вид неуравновешенности можно обнаружить, не сообщая ротору вращательного движения. Статическая неуравновешенность характерна для деталей, размер которых вдоль оси вращения мал по сравнению с поперечными размерами (маховики, диски и др.) Неуравновешенность называется динамической, если не выполняются вторые два условия (3.1). В этом случае неуравновешенные массы приводятся к двум массам, лежащим в одной диаметральной плоскости на расстоянии «а» друг от друга, причем статические моменты этих масс относительно оси ротора равны друг другу. При вращении ротора центробежные силы этих масс образуют пару сил, момент которой М=т-р-асо2 (3.2) где р - расстояние центра массы от оси вращения, ю- частота вращения ротора. Как видно из (3.2), при со=0 момент пары равен нулю, т.е. такая неуравновешенность может быть обнаружена только при вращении ротора и поэтому она называется динамической. В чистом виде динамическая неуравновешенность ротора маловероятна. Наконец, неуравновешенность называется комбинированной, если не выполняются все четыре условия (3.1), и она характерна для деталей, размеры которых вдоль оси вращения больше поперечных размеров (коленчатые валы, валы редукторов с шестернями и др.). Для устранения неуравновешенности подбираются дополнительные массы (уравновешивающие грузы) так, чтобы после их закрепления на роторе центробежные силы этих масс уравновешивали центробежные силы приведенных масс. Предварительный подбор уравновешивающих грузов их закрепления на роторе называется балансировкой. В соответствии с изложенным различают статическую, динамическую или комбинированную балансировку. Задачей балансировки коленчатого вала является такой подбор дополнительных масс, чтобы силы инерции этих масс уравновешивали полностью или частично некоторые силы инерции кривошипно-шатунного механизма (КШМ). Наиболее просто решается задача уравновешивания сил инерции, вращающихся масс механизма. Комплексное выражение этих сил дано формулой (2.9). Если закрепить на кривошипе противовес с массой mnp, расстоянием центра массы от оси вращения р„р и углом закрепления относительно кривошипа фпр, то комплексное выражение силы инерции противовеса будет иметь вид Рпр РпрШ2"- (33) Если массу и положение центра массы противовеса выбрать так, чтобы Щцр- Рпр =m4"R и закрепить его под углом фпр=я, то сила инерции противовеса уравновесит силу инерции вращающейся массы Р = m „ Ro eta. При этом масса противовеса определяется формулой mnp=m4JL (3.4) Рпр Противовесом, закрепленным на кривошипе можно не только уравновесить силу инерции вращающейся массы, но и определенным образом влиять на силу инерции I порядка поступательно движущейся массы (п.д.м.). Если, основываясь на (2.9) и на формуле (2.10), выражающей собой вектор силы инерции Т порядка, задаться массой противовеса так, чтобы m„p=(m4+Imj)- (3.5) Рпр то при р„р - ті его сила инерции будет равна Рпр -(тч + трЯш2-Гя (3.6) тч-Г+!т;(Г+Г1а) получим неуравновешенную по этому Складывая силу (3.6) с суммой сил (2.9) и (2.10), равной P = P4]+Pji=Ro 2 методу силу AP--mjR-(d2.ria (3.7) модуль которого вдвое меньше модуля силы инерции I порядка п.д.м. Вектор ДР вращается в направлении, противоположном направлению вращения кривошипа, и имеет угловую скорость со. Следовательно, составляющая неуравновешенной силы ДР, направленная вдоль оси цилиндра, будет вдвое меньше силы Рл, одновременно в перпендикулярном направлении появится неуравновешенная сила АР. Иначе говоря, постановкой противовеса (3.5) мы переводим половину силы инерции Рл в перпендикулярное к оси цилиндра направление. Если массу противовеса принять равной mnP=(m4+mj)— (3-8) Рпр то в этом случае сила инерции I порядка п.д.м. полностью переводится в перпендикулярное к оси цилиндра направление.
Целесообразность применения противовеса по (3.4), (3.5) или (3.8) определяется упругими свойствами основания, на котором устанавливается механизм, В том случае, когда жесткость основания во всех направлениях одинакова, целесообразно применять противовес (3.5).
Нетрадиционные способы уравновешивания дизелей. Кулачковый механизм уравновешивания. Расчет параметров и разработка конструкции кулачкового механизма уравновешивания судового дизеля 4ЧСП9,5/11 СДС36)
О принципах и способах уравновешивания дизелей с помощью грузов, закрепленных на валах, вращающихся с угловыми скоростями Коо, их достоинствах и недостатках было сказано выше в главах 1 и 2. Наиболее распространенным механизмом уравновешивания сил инерции II порядка является механизм Ланчестера [104], содержащий два специальных вала с закрепленными на их концах грузами, вращающиеся в опорах блок-картера в противоположные стороны с удвоенной скоростью коленчатого вала, которые приводятся с помощью зубчатой передачи. Недостатком такого способа уравновешивания является сложность конструкции и компоновки механизма на двигателе, трудность обеспечения необходимой надежности самого механизма и его привода из-за высоких скоростей вращения. Для нормальной работы такого механизма требуется высокая точность изготовления деталей и сборки узла, что влечет за собой повышение трудоемкости и себестоимости продукции. Известен также способ уравновешивания двигателя с помощью вспомогательного поршня, совершающего во вспомогательном цилиндре возвратно-поступательное движение в про-тивофазе движению рабочего поршня. Привод поршня осуществляется посредством шатуна, сидящего на эксцентрике, выполненном на коленчатом вале [105]. Недостатком способа является необходимость увеличения массы и габаритов двигателя в связи с невозможностью размещения механизма, содержащего вспомогательный поршень с шатуном, во внутрикартерном пространстве двигателя обычной конструкции. Кроме того, для уравновешивания двигателя таким способом количество шатунно-эксцентриковых механизмов должно быть равно числу рабочих цилиндров двигателя. В противном случае механизм может быть применен лишь на таких двигателях, у которых одновременно неуравновешены силы инерции и I и II порядка. Именно по этой причине такой механизм применен на двухцилиндровом рядном двигателе "Дэвид Браун 2Д", у которого кри вошипы коленчатого вала направлены в одну сторону, т.е. угол заклинки кривошипов 6V = 0 [101]. При такой кривошипной схеме векторы сил инерции Pji и PJII отличны от нуля. Более того, для обеспечения качественного уравновешивания соотношения размеров шатунно-эксцентрикового механизма должны быть идентичны соотношению размеров кривошипно-шатунного механизма двигателя, что накладывает дополнительные требования к конструкции механизма и ограничивает конструктора в выборе компоновочной схемы. Если бы такой механизм был установлен на двухцилиндровом двигателе с традиционной кривошипной схемой коленчатого вала, когда S =180 , где вектор Pji -0, а вектор PJII -Ф- 0, то силы инерции I порядка, развиваемые механизмом уравновешивания оказались бы свободными. Поэтому конструкция двигателя «Дэвид Браун 2Д» может быть оправдана лишь тем, что механизм уравновешивания одновременно используется в качестве воздушного насоса для зарядки и продувки рабочих цилиндров. Подобные механизмы используются также в некоторых типах компрессоров. Однако недостатки механизма настолько очевидны, что сфера его применения весьма ограничена.
Гораздо более эффективным и технически прогрессивным является способ уравновешивания двигателя с использованием кулачкового механизма. Как известно, сила инерции тела, совершающего возвратно- поступательное движение, определяется как произведение массы тела на его ускорение, т.е. p. =-mw. В плане использования в качестве уравновешивающего механизма, кулачковый механизм отличается от кривошипно-шатунного механизма тем, что относительное ускорение ведомого звена (толкателя) много раз превышает относительное ускорение поршня приводимого посредством шатуна. Под относительным ускорением ведомого звена (толкателя или поршня) здесь понимается отношение экстремальных значений ускорения звена к его ходу, Очевидно, что при одной и той же частоте вращения ведущего звена, чем больше относительное ускорение тела, тем при меньших значениях его массы и хода будет достигнуто требуемое значение силы инерции p. = mw- Это обстоятельство может
быть использовано и успешно реализовано для кардинального повышения ком пактности и упрощения конструкции механизма уравновешивания. В связи с этим рассмотрим экстремальные значения ускорений поршня, приводимого кривошипно-шатунным механизмом двигателя, и толкателя, приводимого кулачком распределительного вала с тем, чтобы сопоставить их относительные значения. При этом нужно учесть, что результаты будут сопоставимы лишь при равенстве частот вращения коленчатого и распределительного валов.
