Расчетный режим и расчетная нагрузка на подшипники
Особенностью работы подшипников двигателей внутреннего сгорания является то, что с ростом частоты вращения коленчатого вала прогрессивно увеличивается и средняя за рабочий цикл нагрузка на подшипники вследствие возрастания сил инерции, что особенно характерно для четырехтактных двигателей.
На рис. 6 приведены примерные кривые изменения среднего условного давления на шатунный подшипник четырехтактного дизеля в зависимости от частоты вращения для различных нагрузок. Кривая 1 изображает изменение средних условных давлений только от действия сил инерции.
И
10 сс
зменение среднего условного давления вызывает, естественно, увеличение коэффициента нагруженности с повышением частоты вращения и ухудшение температурного режима подшипников, что непосредственно подтверждается опытом. На рис. 7 показаны зависимости расхода масла через подшипник и средней температуры масляного слоя в нагруженной части, полученные при работе двигателя на различных скоростных и нагрузочных режимах.Очевидно, что по нагрузкам и температурам нагрева, а также по продолжительности действия наиболее неблагоприятным режимом для работы шатунных и коренных подшипников коленчатого вала двигателей внутреннего сгорания является режим максимальной мощности, который и следует принимать в качестве расчетного.
Наряду с выбором расчетного режима возникает вопрос и о выборе расчетного условного давления, так как нагрузка на шейки и на подшипники меняется по величине и направлению даже при работе двигателя на установившемся скоростном режиме. Это видно из рис. , на котором представлена полярная диаграмма нагрузок на шатунную шейку карбюраторного двигателя.
В настоящее время принято заменять переменную нагрузку некоторой постоянной расчетной нагрузкой. При этом в большинстве случаев тепловой расчет подшипника производят по средней нагрузке за рабочий цикл двигателя. Средняя нагрузка определяется из развернутой диаграммы нагрузки на шейку коленчатого вала и по ней же находят и среднее условное давление .
Минимальную толщину масляного слоя следует проверять по средней нагрузке за период действия сил в петле максимальных нагрузок. При этом в выражение коэффициента нагруженности подставляют значение вязкости масла, соответствующее средней температуре масляного слоя, определенной на основании теплового расчета. Петля максимальных нагрузок для карбюраторных двигателей обусловливается, как правило, действием сил инерции в тактах впуска и выпуска, а для дизелей −действием сил давления газов в такте рабочего хода.
Порядок расчета подшипников
Для определенных из условий прочности и общей компоновки двигателя величин и шатунных и коренных шеек и принятой схемы допусков на изготовление коленчатого вала и расточки вкладышей устанавливают максимальный и минимальный диаметральные зазоры в подшипнике.
При расчете подшипников проектируемых двигателей можно рекомендовать следующие ориентировочные минимальные зазоры для шеек диаметром 50 – 100 мм:
для подшипников, залитых баббитом,
)· ;
для подшипников, залитых свинцовистой бронзой,
)· ;
Надежность работы подшипников следует проверять для минимального и максимального диаметральных зазоров в следующей последовательности.
I. По построенной на основании данных динамического расчета полярной диаграмме определяют среднюю нагрузку за цикл и в петле максимальных усилий, а по ним значения и .
2. Задаются давлением и температурой масла на входе. Температуру масла на входе можно принимать равной 70 – 75 °С.
3. Выбирают сорт масла, который в наибольшей степени соответствует условиям работы подшипника. При этом следует ориентироваться на существующие конструкции, аналогичные проектируемому двигателю.
4. Задаются несколькими (практически тремя) значениями средних температур масла в масляном слое и производят тепловой расчет подшипника в последовательности, изложенной выше.
Результаты расчета сводят в таблицу. В итоге для каждого значения средней температуры известны количества теплоты, выделяющейся в подшипнике и отводимого от него .
По этим данным строят графики зависимостей и в одной системе координат. Точка пересечения кривых, в которой , и определит, очевидно, фактическую среднюю температуру масляного слоя.
И
11 сс
12 сс
мея значение средней температуры масла, по графику зависимости определяют действительную для данного режима работы двигателя вязкость принятого масла и определяют коэффициент нагруженности по средней силе в петле максимальных нагрузок.Зная коэффициент нагруженности, по графику рис. 2 определяют относительный эксцентриситет, а по нему − минимальную толщину масляного слоя и коэффициент надежности жидкостного трения.
Если в результате расчета коэффициент надежности будет достаточным и температурный режим невысоким, то расчет заканчивают. Если в результате расчета коэффициент надежности будет недостаточным или температурный режим слишком высоким, то необходимо задаться другими диаметральными зазорами или другим сортом масла и расчет повторить.
0,2
0,4 0,6 χ 0,79 0,83
0,87 0,91 0,95 χ
Рис. 2.Зависимость
относительного эксцентриситета χ от
коэффициента нагруженности Ф:
а)
для средних значений эксцентриситета;
б)
для больших значений эксцентриситета.
Рис. 1. Положение
вала в подшипнике и распределение
гидродинамического давления в масляном
слое
13 сс
Ф
Ф
а) б)
14 сс
Рис. 3.Зависимость
коэффициента β от относительного
эксцентриситета χ:
а)
для средних значений эксцентриситета;
б)
для больших значений эксцентриситета.
Рис. 6.
Зависимость
среднего условного давления
от
частоты вращения n
коленчатого вала
Рис. 7. Зависимость
расхода V
масла и его средней температуры tср
от частоты вращения коленчатого вала
(pнас=6
кГ/см2;
tвх=80
°С)
16 сс
Рис. 5. Зависимость коэффициента от относительного эксцентриситета
15 сс
Рис. 4 Зависимость коэффициента от относительного эксцентриситета χ
1600
2000
2400 n,
мин-1