Auto mootori dünaamika alused. Pöörlevate masside väntvõlli tsentrifugaaljõu inertsjõu kinemaatiline arvutamine

Vändamehhanismi kinemaatika ja dünaamika. Väntmehhanism on peamine mehhanism kolbmootor, mis tajub ja edastab olulisi koormusi. Seetõttu on CVM-i tugevuse arvutamine oluline. Omakorda sõltuvad paljude mootoriosade arvutused väntvõlli kinemaatikast ja dünaamikast. Väntvõlli kinemaatiline analüüs määrab kindlaks selle osade, eelkõige kolvi ja ühendusvarda liikumisseadused. Väntvõlli uurimise lihtsustamiseks eeldame, et väntvõlli vändad pöörlevad ühtlaselt, s.t. konstantse nurkkiirusega.

Väntmehhanisme on mitut tüüpi ja sorti (joonis 2.35). Kinemaatika seisukohalt pakuvad suurimat huvi keskne (aksiaalne), nihke (disaksiaalne) ja järelveetava kepsuga.

Keskne väntmehhanism (joonis 2.35.a) on mehhanism, milles silindri telg lõikub mootori väntvõlli teljega.

Mehhanismi määravad geomeetrilised mõõtmed on vända raadius ja ühendusvarda pikkus. Nende suhe on konstantne väärtus kõigi geomeetriliselt sarnaste kesksete vändamehhanismide jaoks, tänapäevaste jaoks autode mootorid .

Vändamehhanismi kinemaatilisel uurimisel võetakse tavaliselt arvesse kolvi käiku, vända pöördenurka, ühendusvarda telje kõrvalekalde nurka selle pöördetasandil silindri teljest (hälbe suunas). võlli pöörlemist peetakse positiivseks ja vastupidises suunas - negatiivseks), nurkkiiruseks. Kolvikäik ja ühendusvarda pikkus on keskse vändamehhanismi peamised konstruktsiooniparameetrid.

Keskmise väntvõlli kinemaatika. Kinemaatilise arvutuse ülesandeks on leida kolvi nihke, kiiruse ja kiirenduse analüütilised sõltuvused väntvõlli pöördenurgast. Kinemaatiliste arvutusandmete põhjal tehakse dünaamiline arvutus ning määratakse mootori osadele mõjuvad jõud ja momendid.

Vändamehhanismi kinemaatilises uuringus eeldatakse, et , siis on võlli pöördenurk võrdeline ajaga, mistõttu saab kõiki kinemaatilisi suurusi väljendada funktsioonina vända pöördenurgast. Mehhanismi algseks asendiks loetakse kolvi asendit TDC-s. Kolvi liikumine sõltuvalt tsentraalse väntvõlliga mootori vända pöördenurgast arvutatakse valemiga. (1)

7. loeng.Kolvi liikumine iga pöördenurga jaoks saab määrata graafiliselt, mida nimetatakse Brixi meetodiks. Selleks rakendatakse Brixi parandust ringi keskpunktist raadiusega BDC suunas. on uus keskus. Keskpunktist tõmmatakse raadiuse vektor läbi teatud väärtuste (näiteks iga 30° järel), kuni see lõikub ringiga. Lõikepunktide projektsioonid silindri teljele (joon TDC-BDC) annavad soovitud kolviasendid antud nurga väärtuste jaoks.

Joonis 2.36 näitab kolvi liikumise sõltuvust väntvõlli pöördenurgast.

Kolvi kiirus. Kolvi nihke tuletis – võrrand (1) aja suhtes

pöörlemine annab kolvi liikumiskiiruse: (2)

Sarnaselt kolvi liikumisele võib ka kolvi kiirust esitada kahe komponendi kujul: kus on esimest järku kolvi kiiruse komponent, mis määratakse ; on teist järku kolvi kiiruse komponent, mis määratakse Komponent tähistab lõpmata pika ühendusvardaga kolvi kiirust. Komponent V 2 on ühendusvarda lõpliku pikkuse kolvi kiiruse parandus. Kolvi kiiruse muutumise sõltuvus väntvõlli pöördenurgast on näidatud joonisel 2.37. Pöörlemissagedus saavutab maksimumväärtused väntvõlli pöördenurkade korral alla 90 ja üle 270°. Tähendus maksimaalne kiirus kolvi saab määrata piisava täpsusega nagu

Kolvi kiirendus on defineeritud kui kiiruse esimene tuletis aja suhtes või kolvi nihke teine ​​tuletis aja suhtes: (3)

kus ja - vastavalt kolvi kiirenduse esimese ja teise järku harmoonilised komponendid. Sel juhul väljendab esimene komponent kolvi kiirendust lõpmata pika ühendusvardaga ja teine ​​komponent väljendab kiirenduse korrektsiooni ühendusvarda lõpliku pikkuse jaoks. Kolvi ja selle komponentide kiirenduse muutumise sõltuvus väntvõlli pöördenurgast on näidatud joonisel 2.38.

Kiirendus saavutab maksimumväärtused, kui kolb on TDC-s, ja minimaalsed väärtused BDC-s või selle lähedal. Need muutused kõveras piirkonnas 180 kuni ±45° sõltuvad suurusest .

Kolvi käigu ja silindri läbimõõdu suhe on üks peamisi parameetreid, mis määrab mootori suuruse ja kaalu. Automootorites on väärtused vahemikus 0,8 kuni 1,2. Mootorid koos > 1 nimetatakse pikataktiliseks ja koos < 1 - lühike löök. See suhe mõjutab otseselt kolvi kiirust ja seega ka mootori võimsust. Väärtuse vähenemisel ilmnevad järgmised eelised: mootori kõrgus väheneb; vähendades kolvi keskmist kiirust, vähenevad mehaanilised kaod ja osade kulumine; parandatakse klappide paigutamise tingimusi ja luuakse eeldused nende mõõtmete suurendamiseks; saab võimalikuks suurendada pea- ja ühendusvarda tihvti läbimõõtu, mis suurendab väntvõlli jäikust.

Siiski on ka negatiivseid külgi: suureneb mootori pikkus ja väntvõlli pikkus; gaasi survejõududest ja inertsjõududest tulenevad koormused osadele suurenevad; põlemiskambri kõrgus väheneb ja selle kuju halveneb, mis karburaatormootorites põhjustab suurenenud kalduvust detonatsioonile ja diiselmootorites - segu moodustumise tingimuste halvenemisele.

Mootori pöörlemiskiiruse kasvades on soovitatav väärtust vähendada.

Väärtused jaoks erinevad mootorid: karburaatori mootorid- ; keskmise kiirusega diiselmootorid - ; kiired diiselmootorid - .

Väärtuste valikul tuleb arvestada, et väntvõllile mõjuvad jõud sõltuvad suuremal määral silindri läbimõõdust ja vähemal määral kolvikäigust.

Vändamehhanismi dünaamika. Kui mootor töötab, mõjuvad väntvõllis jõud ja momendid, mis mitte ainult ei mõjuta väntvõlli osi ja muid komponente, vaid põhjustavad ka mootori ebaühtlast töötamist. Nende jõudude hulka kuuluvad: gaasi survejõud on mootoris endas tasakaalus ega kandu üle selle tugedele; inertsiaaljõud rakendatakse edasi-tagasi liikuvate masside keskmesse ja suunatakse piki silindri telge, läbi väntvõlli laagrite mõjuvad need mootori korpusele, pannes selle tugedel vibreerima silindri telje suunas; Pöörlevatest massidest tulenev tsentrifugaaljõud suunatakse piki vänta selle kesktasapinnal, toimides läbi väntvõlli tugede mootori korpusel, põhjustades mootori tugedel võnkumist vända suunas. Lisaks tekivad sellised jõud nagu rõhk karterist kolvile ja väntvõlli raskusjõud, mida nende suhteliselt väikese suuruse tõttu arvesse ei võeta. Kõik mootoris mõjuvad jõud mõjutavad väntvõlli takistust, hõõrdejõude ja neid tajuvad mootori alused. Iga töötsükli jooksul (720° neljataktilise ja 360° kahetaktilised mootorid) väntvõllile mõjuvad jõud muutuvad pidevalt suuruses ja suunas ning nende jõudude muutumise olemuse kindlakstegemiseks väntvõlli pöördenurgast lähtudes määratakse need väntvõlli teatud asendite puhul iga 10÷30 0 järel.

Gaasi survejõud mõju kolvile, seintele ja silindripeale. Dünaamilise arvutuse lihtsustamiseks asendatakse gaasi survejõud ühe jõuga, mis on suunatud piki silindri telge ja rakendatakse kolvi tihvti teljele.

See jõud määratakse igaks ajahetkeks (väntvõlli pöördenurk) indikaatordiagrammi abil, mis on saadud soojusarvutuse alusel või võetud spetsiaalse paigalduse abil otse mootorist. Joonis 2.39 näitab üksikasjalikke indikaatorskeeme väntvõllile mõjuvate jõudude, eelkõige gaasi rõhujõu muutuse kohta () väntvõlli pöördenurga kohta. Inertsi jõud. CVM-is mõjuvate inertsiaalsete jõudude määramiseks on vaja teada liikuvate osade massi. Liikuvate osade massi arvutamise lihtsustamiseks asendame selle tingimuslike masside süsteemiga, mis on samaväärsed tegelike olemasolevate massidega. Seda asendamist nimetatakse massi vähendamiseks. CVM-i osade masside vähendamine. Vastavalt detailide massi liikumise iseloomule võib väntvõlli jagada kolme rühma: edasi-tagasi liikuvad osad (kolvirühm ja ühendusvarda ülemine pea); osad, mis sooritavad pöörlevat liikumist (väntvõll ja alumine ühendusvarda pea); osad, mis teostavad keerulist tasapinnalist paralleelset liikumist (ühendusvarras).

Kolvirühma mass () loetakse kontsentreerituks kolvitihvti teljele ja punktile (joonis 2.40.a). Asendan ühendusvarda rühma massi kahe massiga: - kontsentreeritud kolvi tihvti teljele punktis , - vända teljel punktis . Nende masside väärtused leitakse valemite abil:

;

kus on ühendusvarda pikkus; - kaugus vändapea keskpunktist ühendusvarda raskuskeskmeni. Enamiku olemasolevate mootorite puhul on see piir ja piirväärtuses.Väärtust saab määrata statistiliste andmete alusel saadud struktuurse massi kaudu. Kogu vända vähendatud mass määratakse ühendusvarda tihvti ja põskede vähendatud masside summaga:

Pärast masside toomist võib väntmehhanismi kujutada süsteemina, mis koosneb kahest kontsentreeritud massist, mis on ühendatud jäiga kaaluta ühendusega (joonis 2.41.b). Massid koondunud punkti ja sooritades haava edasi-tagasi liikumist . Massid koonduvad ühte punkti ja sooritavad haava pöörlevat liikumist . Väärtuse ligikaudseks määramiseks , ja kasutada saab struktuurseid masse.

Inertsjõudude määramine. Väntvõlli mõjuvad inertsiaalsed jõud jagatakse vastavalt vähendatud masside liikumise olemusele translatsiooniliselt liikuvate masside inertsiaalseteks jõududeks ja pöörlevate masside tsentrifugaalseteks inertsiaalseteks jõududeks. Edasi-tagasi liikuvate masside inertsiaaljõu saab määrata valemiga (4). Miinusmärk näitab, et inertsiaaljõud on suunatud kiirendusele vastupidises suunas. Pöörlevate masside tsentrifugaalinertsjõud on konstantse suurusega ja suunatud väntvõlli teljest. Selle väärtus määratakse valemiga (5) Täieliku pildi väntvõlli osades mõjuvatest koormustest saab ainult mootori töötamise ajal tekkivate erinevate jõudude mõju kokkuvõttes.

Väntvõllile mõjuvad jõud kokku.Ühesilindrilises mootoris mõjuvad jõud on näidatud joonisel 2.41. Väntvõllis toimivad gaasirõhujõud , edasi-tagasi liikuvate masside inertsjõud ja tsentrifugaaljõud . Kolvile rakendatakse jõud, mis toimivad piki selle telge. Nende kahe jõu liitmisel saame kogu silindri teljele mõjuva jõu: (6). Kolvi tihvti keskele nihutatud jõud jaguneb kaheks komponendiks: - piki ühendusvarda telge suunatud jõud: - silindri seinaga risti olev jõud. Jõud P N tajub silindri seina külgpind ja põhjustab kolvi ja silindri kulumist. Jõud , vändale rakendatuna laguneb kaheks komponendiks: (7) – vända raadiuse ringi puutujajõud; (8) - normaalne jõud (radiaalne), mis on suunatud piki vända raadiust. Ühe silindri indikaatorpöördemomendi määrab selle väärtus: (9) Väntvõlli keskmesse üle kantud normaal- ja tangentsiaalsed jõud moodustavad resultantjõu, mis on jõuga paralleelne ja suuruselt võrdne. . Jõud koormab väntvõlli põhilaagreid. Jõu võib omakorda jagada kaheks komponendiks: jõud P"N, risti silindri teljega ja jõud R", mis toimivad piki silindri telge. Võimud P" N Ja P N moodustavad jõudude paari, mille momenti nimetatakse ümberminekuks. Selle väärtus määratakse valemiga (10) See moment on võrdne indikaatori pöördemomendiga ja on suunatud vastupidises suunas: . Pöördemoment edastatakse ülekande kaudu veoratastele ja ümberminekumomenti tajuvad mootori alused. Jõud R" võrdne jõuga R, ja sarnaselt viimasega võib seda esitada kui . Komponent on tasakaalustatud silindripeale rakendatava gaasi survejõuga ja see on vaba tasakaalustamata jõud, mis edastatakse mootori alustele.

Tsentrifugaalne inertsjõud rakendatakse vänttihvtile ja see on suunatud väntvõlli teljest eemale. See, nagu ka jõud, on tasakaalustamata ja kandub läbi põhilaagrite mootori alustele.

Väntvõlli kangidele mõjuvad jõud.Ühendusvarda kahvlile mõjuvad radiaaljõud Z ja tangentsiaalne jõud T ja tsentrifugaaljõud ühendusvarda pöörlevast massist. Võimud Z ja on suunatud ühel sirgel, nii et nende resultant või (11)

Kõigi vändale mõjuvate jõudude resultant arvutatakse valemiga (12) Jõud põhjustab vända tihvti kulumist. Väntvõlli peamisele võllile rakendatav jõud leitakse graafiliselt kahe kõrvuti asetseva põlve jõududena.

Jõudude ja momentide analüütiline ja graafiline esitus. Väntvõllil mõjuvate jõudude ja momentide analüütiline esitus on esitatud valemitega (4) - (12).

Selgemalt saab väntvõlli mõjuvate jõudude muutumist sõltuvalt väntvõlli pöördenurgast kujutada detailsete diagrammidena, mille abil arvutatakse väntvõlli detailide tugevus, hinnatakse detailide hõõrduvate pindade kulumist, analüüsida käigu ühtlust ja määrata mitmesilindriliste mootorite kogupöördemomenti, samuti koostada polaardiagrammid võlli kannu ja selle laagrite koormustest.

Mitmesilindrilistes mootorites liidetakse üksikute silindrite muutuvad pöördemomendid piki väntvõlli pikkust, mille tulemuseks on kogu pöördemoment, mis toimib võlli otsas. Selle hetke väärtusi saab määrata graafiliselt. Selleks jagatakse kõvera projektsioon abstsissteljele võrdseteks segmentideks (segmentide arv võrdub silindrite arvuga). Iga segment on jagatud mitmeks võrdseks osaks (siin 8). Iga saadud abstsisspunkti jaoks määran kahe kõvera ordinaatide algebralise summa (abstsissi kohal väärtused plussmärgiga, abstsissi all, väärtused märgiga -). Saadud väärtused joonistatakse vastavalt koordinaatidena , ja saadud punktid on ühendatud kõveraga (joonis 2.43). See kõver on saadud pöördemomendi kõver ühe mootori töötsükli kohta.

Pöördemomendi keskmise väärtuse määramiseks arvutatakse pöördemomendi kõvera ja ordinaatteljega piiratud ala (telje kohal on positiivne, allpool negatiivne: kus on diagrammi pikkus piki abstsisstellge; -kaal.

Kuna pöördemomendi määramisel ei võetud arvesse mootorisiseseid kadusid, siis väljendades efektiivset pöördemomenti indikaatori pöördemomendi kaudu, saame kus on mootori mehaaniline kasutegur

Mootori silindrite tööjärjekord sõltub vändade asukohast ja silindrite arvust. Mitmesilindrilises mootoris peab väntvõlli vändade paigutus esiteks tagama mootori ühtlase töö ning teiseks tagama pöörlevate masside ja edasi-tagasi liikuvate masside inertsjõudude vastastikuse tasakaalu. Ühtlase töö tagamiseks on vaja luua tingimused vahelduvateks sähvatusteks silindrites väntvõlli pöördenurgaga võrdsete intervallidega. Seetõttu arvutatakse üherealise mootori puhul neljataktilise tsükli vilkumiste vahelisele nurkvahemikule vastav nurk valemiga, kus mina- silindrite arv ja kahetaktilise vastavalt valemile. Lisaks väntvõlli vändade vahelisele nurgale mõjutab mitmerealise mootori silindrites välkude vaheldumise ühtlust ka silindrite ridade vaheline nurk. Tasakaalu nõude rahuldamiseks on vajalik, et silindrite arv ühes reas ja vastavalt ka väntvõlli vändade arv oleks ühtlane ning vändad peavad asuma sümmeetriliselt väntvõlli keskosa suhtes. Väntvõlli keskosa suhtes sümmeetrilist vändade paigutust nimetatakse "peegliks". Väntvõlli kuju valimisel arvestatakse lisaks mootori tasakaalule ja selle käigu ühtsusele ka silindrite tööjärjekorda. Joonisel 2.44 on kujutatud üherealiste (a) ja V-kujuliste (b) neljataktiliste mootorite silindrite tööjärjekord

Silindri töö optimaalne järjekord, kui järgmine töötakt toimub eelmisest kõige kaugemal olevas silindris, võimaldab vähendada väntvõlli põhilaagrite koormust ja parandada mootori jahutust.

Mootori tasakaalustamineMootori tasakaalustamatust põhjustavad jõud ja momendid. Hoorattas mõjuvad jõud ja momendid muutuvad pidevalt suuruses ja suunas. Samas tekitavad need mootorikinnitustele mõjudes raami ja kogu sõiduki vibratsiooni, mille tagajärjel nõrgenevad kinnitusliigendid, häiritakse komponentide ja mehhanismide reguleerimist, seadmete kasutamine muutub keeruliseks ning müratase tõuseb. Seda negatiivset mõju saab vähendada mitmel viisil, V sealhulgas silindrite arvu ja paigutuse, väntvõlli kuju valimine, aga ka tasakaalustusseadmete kasutamine, alates lihtsatest vastukaaludest kuni keerukate tasakaalustusmehhanismideni.

Tegevusi, mille eesmärk on kõrvaldada vibratsiooni põhjuseid, st mootori tasakaalustamatust, nimetatakse mootori tasakaalustamiseks.

Mootori tasakaalustamine taandub süsteemi loomisele, milles resultantjõud ja nende momendid on suurusjärgus konstantsed või võrdsed nulliga. Mootor loetakse täiesti tasakaalustatuks, kui püsiseisundi töötingimustes on selle tugedele mõjuvad jõud ja momendid suuruselt ja suunast konstantsed. Kõigil kolb-sisepõlemismootoritel on pöördemomendile vastupidine reaktiivmoment, mida nimetatakse ümberminekuks. Seetõttu on kolb-sisepõlemismootori absoluutset tasakaalu võimatu saavutada. Sõltuvalt sellest, kui suures ulatuses kõrvaldatakse mootori tasakaalustamatust põhjustavad põhjused, eristatakse mootoreid täielikult tasakaalustatud, osaliselt tasakaalustatud ja tasakaalustamata. Tasakaalustatud mootoriteks loetakse neid, milles kõik jõud ja momendid on tasakaalus.

Tasakaalutingimused suvalise arvu silindritega mootorile: a) translatsiooniliselt liikuvate masside ja nende momendite tulemuseks olevad esimest järku jõud on nulliga; b) translatsiooniliselt liikuvate masside teist järku tekkivad inertsjõud ja nende momendid on võrdsed nulliga; c) pöörlevate masside ja nende momentide tekkivad tsentrifugaalsed inertsiaaljõud on võrdsed nulliga.

Seega taandub mootori tasakaalustamise lahendus ainult kõige olulisemate jõudude ja nende hetkede tasakaalustamisele.

Tasakaalustamise meetodid. Esimese ja teise järgu inertsiaaljõud ja nende momendid tasakaalustatakse valides optimaalse silindrite arvu, nende asukoha ja valides sobiva väntvõlli konstruktsiooni. Kui sellest ei piisa, tasakaalustavad inertsijõude vastukaalud, mis asuvad lisavõllidel, millel on mehaaniline ühendus väntvõlliga. See toob kaasa mootori konstruktsiooni olulise komplikatsiooni ja seetõttu kasutatakse seda harva.

Tsentrifugaaljõud Pöörlevate masside inertsi saab tasakaalustada suvalise arvu silindritega mootoris, paigaldades väntvõllile vastukaalud.

Mootori projekteerijate poolt ette nähtud tasakaalu saab vähendada nullini, kui ei ole täidetud järgmised mootoriosade tootmise, selle komponentide montaaži ja reguleerimise nõuded: kolvirühmade masside võrdsus; masside võrdsus ja ühendusvarraste raskuskeskmete identne asukoht; väntvõlli staatiline ja dünaamiline tasakaal.

Mootori töötamisel on vajalik, et identsed tööprotsessid toimuksid kõigis selle silindrites ühtemoodi. Ja see sõltub segu koostisest, süüte ajastusest või kütuse sissepritse nurkadest, silindrite täitmisest, termilistest tingimustest, segu ühtlasest jaotumisest silindrite vahel jne.

Väntvõlli tasakaalustamine. Väntvõll, nagu ka hooratas, olles väntmehhanismi massiivne liikuv osa, peab pöörlema ​​ühtlaselt, ilma löömiseta. Selleks teostage selle tasakaalustamine, mis seisneb võlli tasakaalustamatuse tuvastamises pöörlemistelje suhtes ning tasakaalustusraskuste valimises ja kinnitamises. Pöörlevate osade tasakaalustamine jaguneb staatiliseks ja dünaamiliseks. Kehasid loetakse staatiliselt tasakaalustatuks, kui keha massikese asub pöörlemisteljel. Pöörlevad kettakujulised osad, mille läbimõõt on suurem kui nende paksus, allutatakse staatilisele tasakaalustamisele.

Dünaamiline tasakaalustamine on tagatud, kui on täidetud staatilise tasakaalustamise tingimus ja täidetud on teine ​​tingimus - pöörlevate masside tsentrifugaaljõudude momentide summa võlli telje mis tahes punkti suhtes peab olema võrdne nulliga. Kui need kaks tingimust on täidetud, langeb pöörlemistelg kokku keha ühe peamise inertsi teljega. Dünaamiline tasakaalustamine toimub võlli pööramisega spetsiaalsetel tasakaalustusmasinatel. Dünaamiline tasakaalustamine tagab suurema täpsuse kui staatiline tasakaalustamine. Seetõttu väntvõllid mille jaoks suurenenud nõuded suhteliselt tasakaalustatud, alluvad dünaamilisele tasakaalustamisele.

Dünaamiline tasakaalustamine toimub spetsiaalsetel tasakaalustusmasinatel.

Tasakaalustusmasinad varustatud spetsiaalsete mõõteseadmetega - seade, mis määrab tasakaalustusraskuse soovitud asendi. Koorma kaal määratakse järjestikuste näidiste abil, mis põhinevad seadme näitudel.

Mootori töö ajal mõjuvad iga väntvõlli vända pidevalt ja perioodiliselt muutuvatele tangentsiaalsetele ja normaaljõududele, mis põhjustavad väntvõlli koostu elastses süsteemis muutuvaid väände- ja paindedeformatsioone. Võllile koondunud masside suhtelisi nurkvibratsioone, mis põhjustavad võlli üksikute osade väändumist, nimetatakse väändevõnked. Teatud tingimustel võivad väände- ja painutusvibratsioonist põhjustatud vahelduvad pinged põhjustada võlli väsimuse rikke.

Väändevõnked väntvõllid nendega kaasneb ka mootori võimsuse kadu ja see mõjutab negatiivselt sellega seotud mehhanismide tööd. Seetõttu arvutatakse mootorite projekteerimisel reeglina väntvõllid väändevibratsiooni jaoks ning vajadusel muudetakse väntvõlli elementide konstruktsiooni ja mõõtmeid, et suurendada selle jäikust ja vähendada inertsimomente. Kui need muudatused ei anna soovitud tulemust, võib kasutada spetsiaalseid vibratsioonisummuteid – amortisaatoreid. Nende töö põhineb kahel põhimõttel: võnkeenergiat ei neeldu, vaid summutatakse dünaamilise toime tõttu antifaasis; vibratsioonienergia neeldub.

Esimesel põhimõttel põhinevad väändvibratsiooni pendelsummutid, mis on valmistatud vastukaalude kujul ja on tihvtide abil ühendatud esimese põlve põskedele paigaldatud sidemetega. Pendelsummuti ei neela vibratsioonienergiat, vaid akumuleerib seda ainult võlli keeramisel ja vabastab salvestatud energia, kui see keeratakse neutraalasendisse.

Energia neeldumisega töötavad väändvibratsioonisummutid täidavad oma ülesandeid peamiselt hõõrdejõu kasutamise kaudu ja jagunevad järgmistesse rühmadesse: kuivhõõrdeamortisaatorid; vedeliku hõõrdeamortisaatorid; molekulaarse (sise)hõõrde summutid.

Need amortisaatorid on tavaliselt vaba mass, mis on painduva ühendusega ühendatud võllisüsteemiga suurima väändevibratsiooni piirkonnas.

Elektrijaama põhilüli, mis on ette nähtud transpordivahendid on vända mehhanism. Selle peamine ülesanne on muuta kolvi lineaarne liikumine väntvõlli pöörlevaks liikumiseks. Väntmehhanismi elementide töötingimusi iseloomustab vahelduvate koormuste laiaulatuslik ja kõrge kordussagedus sõltuvalt kolvi asendist, silindris toimuvate protsesside olemusest ja mootori väntvõlli pöörlemissagedusest.

Kinemaatika arvutamine ja vändamehhanismis tekkivate dünaamiliste jõudude määramine tehakse antud nimirežiimi jaoks, võttes arvesse soojusarvutuste tulemusi ja prototüübi varem aktsepteeritud projekteerimisparameetreid. Kinemaatiliste ja dünaamiliste arvutuste tulemusi kasutatakse tugevuse arvutamiseks ning mootori põhikomponentide ja osade konkreetsete projekteerimisparameetrite või mõõtmete määramiseks.

Kinemaatilise arvutuse põhiülesanne on vändamehhanismi elementide nihke, kiiruse ja kiirenduse määramine.

Dünaamilise arvutuse ülesanne on määrata ja analüüsida vändamehhanismis mõjuvaid jõude.

Eeldatakse, et väntvõlli pöörlemise nurkkiirus on konstantne, vastavalt etteantud pöörlemiskiirusele.

Arvutamisel võetakse arvesse gaasi survejõududest ja liikuvate masside inertsiaaljõududest tulenevaid koormusi.

Gaasi rõhujõu praegused väärtused määratakse rõhkude arvutamise tulemuste põhjal töötsükli iseloomulikes punktides pärast ehitamist ja arendamist. indikaatorite tabel koordinaatides piki väntvõlli pöördenurka.

Väntmehhanismi liikuvate masside inertsjõud jagunevad edasi-tagasi liikuvate masside inertsjõududeks Pj ja pöörlevate masside inertsjõududeks KR.

Väntmehhanismi liikuvate masside inertsjõud määratakse kindlaks, võttes arvesse silindri mõõtmeid, disainifunktsioonid KShM ja selle osade massid.

Dünaamilise arvutuse lihtsustamiseks asendame tegeliku vändamehhanismi samaväärse kontsentreeritud masside süsteemiga.

Kõik CVM-i osad jagunevad vastavalt nende liikumise laadile kolme rühma:

• 1) Osad, mis sooritavad edasi-tagasi liigutusi. Nende hulka kuuluvad kolvi mass, mass kolvirõngad, kolvitihvti mass ja loetakse koondunuks kolvipoldi teljele - mn.;
• 2) Pöördliikumist teostavad osad. Asendame selliste osade massi vända raadiusele Rкp vähendatud kogumassiga ja tähistame seda kui mк. See sisaldab ühendusvarda kannu massi mshsh ja vända põskede vähendatud massi msh, kontsentreerituna ühendusvarda kannu teljele;
• 3) Osad, mis teostavad keerulist tasapinnalist paralleelset liikumist (ühendusvarda rühm). Arvutuste lihtsustamiseks asendame selle süsteemiga, mis koosneb kahest staatiliselt asendavast massist: ühendusvarda rühma mass, mis on kontsentreeritud kolvitihvti teljele - mshp, ja ühendusvarda rühma mass, millele viidatakse ja kontsentreeritakse. väntvõlli ühendusvarda telg - mshk.

Kus:

mshn+ mshk= msh,

Enamiku olemasolevate automootorite konstruktsioonide puhul aktsepteeritakse järgmist:

mшn = (0,2…0,3)· mш;

mshk = (0,8…0,7) msh.

Seega asendame KShM massisüsteemi 2 kontsentreeritud massi süsteemiga:

Mass punktis A – edasi-tagasi liikuv

ja mass punktis B, mis läbib pöörlevat liikumist

Mn, msh ja mk väärtused määratakse olemasolevate konstruktsioonide ja kolvi, ühendusvarda ja vända põlve konstruktsiooni erimasside alusel silindri läbimõõdu pinnaühiku kohta.

Tabel 4 Väntvõlli elementide ehituslikud erimassid

Kolvi pindala on

Kinemaatiliste ja dünaamiliste arvutuste tegemise alustamiseks on vaja tabelist võtta väntmehhanismi elementide konstruktsiooni erimasside väärtused

Me nõustume:

Võttes arvesse aktsepteeritud väärtusi, määrame kindlaks vändamehhanismi üksikute elementide massi tegelikud väärtused

Kolvi kaal kg,

Ühendusvarda kaal kg,

Vända küünarnuki kaal kg

Edasi-tagasi liikumist teostavate väntvõlli elementide kogumass on võrdne

Pöörlevat liikumist sooritavate elementide kogumass, võttes arvesse ühendusvarda massi vähenemist ja jaotumist, on võrdne

Tabel 5 Algandmed väntvõlli arvutamiseks

Vändamehhanism (KSM) on kolb-sisepõlemismootori peamine mehhanism, mis võtab vastu ja edastab olulisi koormusi. Seetõttu on KShM-i tugevuse arvutamine oluline. Omakorda paljude mootoriosade arvutused sõltuvad väntvõlli kinemaatikast ja dünaamikast. Väntvõlli kinemaatiline analüüs määrab kindlaks selle osade, eelkõige kolvi ja ühendusvarda liikumisseadused.

11.1. Hoorataste tüübid

Kolb-sisepõlemismootorites kasutatakse kolme tüüpi väntvõlle:

keskne (aksiaalne);

segatud (disaksiaalne);

järelveetava kepsuga.

IN keskne KShM silindri telg lõikub väntvõlli teljega (joon. 11.1).

Riis. 11.1. Keskmise väntvõlli skeem: φ - väntvõlli praegune pöördenurk; β on ühendusvarda telje kõrvalekalde nurk silindri teljest (kui ühendusvarras on vända pöörlemissuunas kõrvale kaldunud, loetakse nurk β positiivseks, vastupidises suunas - negatiivseks); S - kolvikäik;
R- vända raadius; L - ühendusvarda pikkus; x - kolvi liikumine;

ω - väntvõlli nurkkiirus

Nurkkiirus arvutatakse valemi abil

Väntvõlli oluline konstruktsiooniparameeter on vända raadiuse ja ühendusvarda pikkuse suhe:

On kindlaks tehtud, et λ vähenemisega (suurenemise tõttu L) toimub inertsiaal- ja normaaljõudude vähenemine. Samal ajal suureneb mootori kõrgus ja mass, nii et automootorites võetakse λ 0,23-lt 0,3-le.

Mõnede autode ja traktorite mootorite λ väärtused on toodud tabelis. 11.1.

Tabel 11. 1. Parameetri λ väärtused erinevatele mootoritele

IN disaksiaalne CVSM(joonis 11.2) silindri telg ei ristu väntvõlli teljega ja nihutatakse selle suhtes vahemaa võrra A.

Riis. 11.2. Disaksiaalse väntvõlli skeem

Disaksiaalsetel väntvõllidel on kesksete väntvõllidega võrreldes mõned eelised:

suurenenud kaugus väntvõlli ja nukkvõlli vahel, mille tulemuseks on rohkem ruumi ühendusvarda alumise pea liikumiseks;

mootorisilindrite ühtlasem kulumine;

samade väärtustega R ja λ kolvikäik on pikem, mis aitab vähendada toksiliste ainete sisaldust mootori heitgaasides;

suurenenud mootori töömaht.

Joonisel fig. 11.3 näidatud KShM koos järelveetava kepsuga. Otse väntvõlli tihvtiga pöördeliselt ühendatud ühendusvarda nimetatakse peamiseks ja ühendusvarda, mis on ühendatud peaga selle peas asuva tihvti abil, nimetatakse järelvardaks. Seda väntvõlli konstruktsiooni kasutatakse suure silindrite arvuga mootoritel, kui nad soovivad vähendada mootori pikkust. Põhi- ja järelühendusvardaga ühendatud kolvid ei ole ühesuguse käiguga, kuna järelühendusvarda vändapea telg töötamise ajal kirjeldab ellipsi, mille suurem pooltelg suurem kui raadius vänt. D-12 V-kujulise kaheteistsilindrilise mootori puhul on kolvikäigu erinevus 6,7 mm.

Riis. 11.3. KShM koos järelveetava kepsuga: 1 - kolb; 2 - surverõngas; 3 - kolvi tihvt; 4 - kolvi tihvti pistik; 5 - ühendusvarda ülemise pea puks; 6 - peamine ühendusvarras; 7 - järelveetav keps; 8 - haakeühendusvarda alumise pea puks; 9 - haakeühendusvarda kinnitustihvt; 10 - kinnitustihvt; 11 - vooderdised; 12-kooniline tihvt

11.2. Keskmise väntvõlli kinemaatika

Väntvõlli kinemaatilises analüüsis eeldatakse, et väntvõlli nurkkiirus on konstantne. Kinemaatilise arvutuse ülesanne hõlmab kolvi liikumise, selle kiiruse ja kiirenduse määramist.

11.2.1. Kolvi liikumine

Keskse väntvõlliga mootori kolvi nihe sõltuvalt vända pöördenurgast arvutatakse valemiga

Võrrandi (11.1) analüüs näitab, et kolvi liikumist saab esitada kahe liikumise summana:

x 1 - esimest järku liikumine, vastab kolvi liikumisele lõpmata pika ühendusvardaga (L = ∞ λ = 0 juures):

x 2 - teist järku liikumine, tähistab ühendusvarda lõpliku pikkuse muudatust:

X 2 väärtus sõltub λ-st. Antud λ korral ilmnevad x 2 äärmuslikud väärtused, kui

st ühe pöörde jooksul vastavad äärmuslikud väärtused x 2 pöördenurkadele (φ) 0; 90; 180 ja 270°.

Nihe saavutab oma maksimumväärtused φ = 90° ja φ = 270° juures, st kui cos φ = -1. Nendel juhtudel toimub kolvi tegelik liikumine

SuurusjärkλR/2, nimetatakse Brixi korrektsiooniks ja see on ühendusvarda lõpliku pikkuse parandus.

Joonisel fig. Joonis 11.4 näitab kolvi liikumise sõltuvust väntvõlli pöördenurgast. Kui vänta pöörata 90°, liigub kolb rohkem kui poole oma käigust. Seda seletatakse asjaoluga, et vända pööramisel TDC-lt BDC-le liigub kolb liikuva varda mõjul piki silindri telge ja selle kõrvalekallet sellest teljest. Ringi esimesel veerandil (0 kuni 90°) liigub ühendusvarras samaaegselt väntvõll kaldub kõrvale silindri teljest ja ühendusvarda mõlemad liigutused vastavad kolvi liikumisele ühes suunas ning kolb läbib üle poole oma teekonnast. Kui vänt liigub ringi teises veerandis (90-180°), siis ühendusvarda ja kolvi liikumissuunad ei ühti, kolb läbib kõige lühema vahemaa.

Riis. 11.4. Kolvi ja selle komponentide liikumise sõltuvus väntvõlli pöördenurgast

Iga pöördenurga kolvi nihkumist saab määrata graafiliselt, mida nimetatakse Brixi meetodiks. Selleks rakendatakse raadiusega R=S/2 ringi keskpunktist Brixi parandus BDC suunas ja leitakse uus keskpunkt. KOHTA 1 . Kesklinnast KOHTA 1, φ teatud väärtuste kaudu (näiteks iga 30° järel) tõmmatakse raadiuse vektor, kuni see lõikub ringiga. Lõikepunktide projektsioonid silindri teljele (joon TDC-BDC) annavad soovitud kolviasendid nurga φ antud väärtuste jaoks. Kaasaegsete automatiseeritud arvutitööriistade kasutamine võimaldab teil kiiresti sõltuvust saada x=f(φ).

11.2.2. Kolvi kiirus

Kolvi liikumise tuletis - võrrand (11.1) pöörlemisaja suhtes annab kolvi liikumiskiiruse:

Sarnaselt kolvi liikumisega saab ka kolvi kiirust esitada kahe komponendi kujul:

Kus V 1 – esimest järku kolvi kiiruse komponent:

V 2 - teist järku kolvi kiiruse komponent:

Komponent V 2 kujutab kolvi kiirust lõputult pika ühendusvardaga. Komponent V 2 on kolvi kiiruse parandus ühendusvarda lõpliku pikkuse jaoks. Kolvi kiiruse muutumise sõltuvus väntvõlli pöördenurgast on näidatud joonisel fig. 11.5.

Riis. 11.5. Kolvi kiiruse sõltuvus väntvõlli pöördenurgast

Pöörlemissagedus saavutab maksimumväärtused väntvõlli pöördenurkade korral alla 90 ja üle 270°. Nende nurkade täpne väärtus sõltub λ väärtustest. λ puhul 0,2 kuni 0,3 vastavad kolvi maksimaalsed kiirused väntvõlli pöördenurkadele 70 kuni 80° ja 280 kuni 287°.

Kolvi keskmine kiirus arvutatakse järgmiselt:

Automootorite keskmine kolvi kiirus jääb tavaliselt vahemikku 8–15 m/s. Maksimaalse kolvi pöörlemiskiiruse väärtust saab määrata piisava täpsusega kui

11.2.3. Kolvi kiirendus

Kolvi kiirendus on defineeritud kui kiiruse esimene tuletis aja suhtes või kolvi nihke teine ​​tuletis aja suhtes:

kus ja - vastavalt kolvi kiirenduse esimese ja teise järgu harmoonilised komponendid j 1 ja j 2. Sel juhul väljendab esimene komponent kolvi kiirendust lõpmata pika ühendusvardaga ja teine ​​komponent väljendab kiirenduse korrektsiooni ühendusvarda lõpliku pikkuse jaoks.

Kolvi ja selle komponentide kiirenduse muutumise sõltuvused väntvõlli pöördenurgast on näidatud joonisel fig. 11.6.

Riis. 11.6. Kolvi kiirenduse ja selle komponentide muutuste sõltuvused
väntvõlli nurga alt

Kiirendus saavutab maksimumväärtused, kui kolb on TDC-s, ja minimaalsed väärtused BDC-s või selle lähedal. Need muutused j kõveras piirkonnas 180 kuni ±45° sõltuvad λ väärtusest. Kui λ > 0,25, on j kõver φ-telje (sadul) suunas nõgus ja kiirendus jõuab minimaalsed väärtused kaks korda. Kui λ = 0,25, on kiirenduskõver kumer ja kiirendus saavutab suurima negatiivse väärtuse ainult üks kord. Autode sisepõlemismootorite maksimaalne kolvi kiirendus on 10 000 m/s 2 . Disaksiaalse väntvõlli ja järelveetava ühendusvardaga väntvõlli kinemaatika erineb mõnevõrra keskse väntvõlli kinemaatikast ja seda käesolevas väljaandes ei käsitleta.

11.3. Kolvi käigu ja silindri läbimõõdu suhe

Käigu suhe S silindri läbimõõduni D on üks peamisi parameetreid, mis määrab mootori suuruse ja kaalu. Automootorites väärtused S/D 0,8 kuni 1,2. Mootoreid, mille S/D > 1, nimetatakse pikataktilisteks ja S/D-ga mootoreid< 1 - короткоходными. See suhe mõjutab otseselt kolvi kiirust ja seega ka mootori võimsust. Kui S/D väärtus väheneb, ilmnevad järgmised eelised:

mootori kõrgus väheneb;

vähendades kolvi keskmist kiirust, vähenevad mehaanilised kaod ja osade kulumine;

parandatakse klappide paigutamise tingimusi ja luuakse eeldused nende mõõtmete suurendamiseks;

saab võimalikuks suurendada pea- ja ühendusvarda tihvti läbimõõtu, mis suurendab väntvõlli jäikust.

Siiski on ka negatiivseid punkte:

mootori pikkus ja väntvõlli pikkus suureneb;

gaasi survejõududest ja inertsjõududest tulenevad koormused osadele suurenevad;

põlemiskambri kõrgus väheneb ja selle kuju halveneb, mis karburaatormootorites põhjustab suurenenud kalduvust detonatsioonile ja diiselmootorites - segu moodustumise tingimuste halvenemisele.

Väärtust peetakse soovitavaks vähendada S/D mootori pöörlemiskiiruse suurenemisega. See on eriti kasulik V-kujuliste mootorite puhul, kus lühikese käigu suurendamine võimaldab saavutada optimaalse massi ja üldmõõtmed.

S/D väärtused erinevatele mootoritele:

Karburaatori mootorid - 0,7-1;

Keskmise kiirusega diislid - 1,0-1,4;

Kiired diislid - 0,75-1,05.

S/D väärtuste valikul tuleb arvestada, et väntvõlli veoülekandes mõjuvad jõud sõltuvad suuremal määral silindri läbimõõdust ja vähemal määral kolvikäigust.

11. loeng

VÄNTMEHHANISMI KINEMAATIKA

11.1. Hoorataste tüübid

11.2.1. Kolvi liikumine

11.2.2. Kolvi kiirus

11.2.3. Kolvi kiirendus

Vändamehhanism ( K W M ) on kolb-sisepõlemismootori peamine mehhanism, mis võtab vastu ja edastab olulisi koormusi.Seetõttu tugevusarvutus K W M see on tähtis. Omakorda paljude detailide arvutused mootor sõltub väntvõlli kinemaatikast ja dünaamikast. Kinemaatiliselt Hiina KShM-i analüüs määrab kindlaks selle liikumise seadused lingid, peamiselt kolb ja ühendusvarras.

Väntvõlli uurimise lihtsustamiseks eeldame, et väntvõlli vändad pöörlevad ühtlaselt, st konstantse nurkkiirusega.

11.1. Hoorataste tüübid

Kolb-sisepõlemismootorites kasutatakse kolme tüüpi väntvõlle:

• keskne (aksiaalne);
• segatud (disaksiaalne);
• järelveetava kepsuga.

Kesk-KShM silindri telg lõikub väntvõlli teljega (joon. 11.1).

Riis. 11.1. Keskmise väntvõlli skeem:φ praegune väntvõlli pöördenurk; β ühendusvarda telje kõrvalekalde nurk silindri teljest (kui ühendusvarras kaldub kõrvale vända pöörlemissuunas, loetakse nurk β positiivseks, vastassuunas negatiivseks); S kolvikäik;
R vända raadius; L kepsu pikkus; X kolvi liikumine;

ω väntvõlli nurkkiirus

Nurkkiirus arvutatakse valemi abil

Väntvõlli oluline konstruktsiooniparameeter on vända raadiuse ja ühendusvarda pikkuse suhe:

On kindlaks tehtud, et λ vähenemisega (suurenemise tõttu L) toimub inertsiaal- ja normaaljõudude vähenemine. Samal ajal suureneb mootori kõrgus ja mass, nii et automootorites võetakse λ 0,23-lt 0,3-le.

Mõnede autode ja traktorite mootorite λ väärtused on toodud tabelis. 11.1.

Tabel 11. 1. Parameetri λ väärtused p jaoks erinevad mootorid

IN disaksiaalne CVSM(joonis 11.2) silindri telg ei ristu väntvõlli teljega ja nihutatakse selle suhtes vahemaa võrra A .

Riis. 11.2. Disaksiaalse väntvõlli skeem

Disaksiaalsetel väntvõllidel on kesksete väntvõllidega võrreldes mõned eelised:

• suurenenud kaugus väntvõlli ja nukkvõlli vahel, mille tulemuseks on rohkem ruumi ühendusvarda alumise pea liikumiseks;
• mootorisilindrite ühtlasem kulumine;
• samade väärtustega R ja λ kolvikäik on pikem, mis aitab vähendada toksiliste ainete sisaldust mootori heitgaasides;
• suurenenud mootori töömaht.

Joonisel fig. 11.3 näidatudKShM koos järelveetava kepsuga.Otse väntvõlli tihvtiga pöördeliselt ühendatud ühendusvarda nimetatakse peamiseks ja ühendusvarda, mis on ühendatud peaga selle peas asuva tihvti abil, nimetatakse järelvardaks.Seda väntvõlli konstruktsiooni kasutatakse suure silindrite arvuga mootoritel, kui nad soovivad vähendada mootori pikkust.Põhi- ja järelühendusvarrastega ühendatud kolvid ei ole ühesuguse käiguga, kuna vändapea telg on veetav th Töötamise ajal kirjeldab ühendusvarras ellipsi, mille suurem pooltelg on suurem kui vända raadius. IN V Kaheteistkümnesilindrilisel mootoril D-12 on kolvikäigu erinevus 6,7 mm.

Riis. 11.3. KShM koos järelveetava kepsuga: 1 kolb; 2 surverõngas; 3 kolvi tihvt; 4 kolvikork sõrm; 5 ülemise pea puksühendusvarras; 6 peamist kepsu; 7 järelveetav keps; 8 haagise alumise pea puksühendusvarras; 9 ühendusvarda kinnitustihvt; 10 asukoha määramise tihvt; 11 kõrvaklappi; 12 kitsenev tihvt

11.2. Keskmise väntvõlli kinemaatika

Väntvõlli kinemaatilises analüüsis eeldatakse, et väntvõlli nurkkiirus on konstantne.Kinemaatilise arvutuse ülesanne hõlmab kolvi liikumise, selle kiiruse ja kiirenduse määramist.

11.2.1. Kolvi liikumine

Keskse väntvõlliga mootori kolvi nihe sõltuvalt vända pöördenurgast arvutatakse valemiga

(11.1)

Võrrandi (11.1) analüüs näitab, et kolvi liikumist saab esitada kahe liikumise summana:

x 1 esimest järku liikumine, vastab kolvi liikumisele lõpmata pika ühendusvardaga(L = ∞ λ = 0 juures):

x 2 teist järku nihe on ühendusvarda lõpliku pikkuse parandus:

X 2 väärtus sõltub λ-st. Antud λ jaoks äärmuslikud väärtused x 2 toimub juhul, kui

st ühe pöörde piires äärmuslikud väärtused x 2 vastab pöördenurkadele (φ) 0; 90; 180 ja 270°.

Liikumine saavutab maksimumväärtused φ = 90° ja φ = 270° juures, st kui s φ = -1. Nendel juhtudel toimub kolvi tegelik liikumine

Väärtus λR /2, nimetatakse Brixi korrektsiooniks ja see on ühendusvarda lõpliku pikkuse parandus.

Joonisel fig. Joonis 11.4 näitab kolvi liikumise sõltuvust väntvõlli pöördenurgast. Kui vänta pöörata 90°, liigub kolb rohkem kui poole oma käigust. Seda seletatakse asjaoluga, et vända pööramisel TDC-lt BDC-le liigub kolb liikuva varda mõjul piki silindri telge ja selle kõrvalekallet sellest teljest. Ringi esimeses veerandis (0 kuni 90°) kaldub ühendusvarras samaaegselt väntvõlli poole liikumisega silindri teljest kõrvale ja ühendusvarda mõlemad liikumised vastavad kolvi liikumisele samas suunas ja kolb liigub üle poole oma teekonnast. Kui vänt liigub ringi teises veerandis (90-180°), siis ühendusvarda ja kolvi liikumissuunad ei ühti, kolb läbib kõige lühema vahemaa.

Riis. 11.4. Kolvi ja selle komponentide liikumise sõltuvus väntvõlli pöördenurgast

Iga pöördenurga kolvi nihkumist saab määrata graafiliselt, mida nimetatakse Brixi meetodiks.Selleks raadiusega ringi keskpunktist R=S/2 Brixi muudatus lükkub edasi BDC suunas, leitakse uus keskus O 1. Keskusest O 1 φ teatud väärtuste kaudu (näiteks iga 30° järel) tõmmatakse raadiuse vektor, kuni see lõikub ringiga. Lõikepunktide projektsioonid silindri teljele (joon TDC x BDC) annavad soovitud kolviasendid nurga φ antud väärtuste jaoks. Kaasaegsete automatiseeritud arvutitööriistade kasutamine võimaldab teil kiiresti sõltuvust saada x = f(φ).

11.2.2. Kolvi kiirus

Kolvi liikumise võrrandi (11.1) tuletis pöörlemisaja suhtes annab kolvi liikumise kiiruse:

(11.2)

Samamoodi kolvi liikumisel võib kolvi kiirust esitada ka kahe komponendi kujul:

kus V1 esimese järgu kolvi kiiruse komponent:

V 2 teist järku kolvi kiiruse komponent:

Komponent V 2 tähistab kolvi kiirust lõputult pika ühendusvardaga. Komponent V 2 on ühendusvarda lõpliku pikkuse kolvi kiiruse parandus. Kolvi kiiruse muutumise sõltuvus väntvõlli pöördenurgast on näidatud joonisel fig. 11.5.

Riis. 11.5. Kolvi kiiruse sõltuvus väntvõlli pöördenurgast

Pöörlemissagedus saavutab maksimumväärtused väntvõlli pöördenurkade korral alla 90 ja üle 270°.Nende nurkade täpne väärtus sõltub λ väärtustest. λ puhul 0,2 kuni 0,3 vastavad kolvi maksimaalsed kiirused väntvõlli pöördenurkadele 70 kuni 80° ja 280 kuni 287°.

Kolvi keskmine kiirus arvutatakse järgmiselt:

Automootorite keskmine kolvi kiirus jääb tavaliselt vahemikku 8–15 m/s.Maksimaalse kolvi pöörlemiskiiruse väärtust saab määrata piisava täpsusega kui

11.2.3. Kolvi kiirendus

Kolvi kiirendus on defineeritud kui kiiruse esimene tuletis aja suhtes või kolvi nihke teine ​​tuletis aja suhtes:

(11.3)

kus ja vastavalt kolvi kiirenduse esimese ja teise järku harmoonilised komponendid j 1 ja j 2. Sel juhul väljendab esimene komponent kolvi kiirendust lõpmata pika ühendusvardaga ja teine ​​komponent väljendab kiirenduse korrektsiooni ühendusvarda lõpliku pikkuse jaoks.

Kolvi ja selle komponentide kiirenduse muutumise sõltuvused väntvõlli pöördenurgast on näidatud joonisel fig. 11.6.

Riis. 11.6. Kolvi kiirenduse ja selle komponentide muutuste sõltuvused
väntvõlli nurga alt

Kiirendus saavutab maksimumväärtused, kui kolb on TDC-s, ja minimaalsed väärtused BDC-s või BDC lähedal.Need kõverad muutuvad j piirkonnas 180 kuni ±45° sõltuvad suurusestλ. λ > 0,25 kõvera j korral on φ-telje (sadul) suunas nõgusa kujuga ja kiirendus saavutab minimaalsed väärtused kaks korda. Kell λ = 0,25 on kiirenduskõver kumer ja kiirendus saavutab suurima negatiivse väärtuse ainult üks kord. Maksimaalne kolvi kiirendus autode sisepõlemismootorites on 10 000 m/s 2. Disaksiaalse CVS-i ja haagisega CVS-i kinemaatika mitu kepsu eristab kinemaatikast keskne KShM olevikus väljaanne ei arvestata.

11.3. Kolvi käigu ja silindri läbimõõdu suhe

Käigu suhe S silindri läbimõõduni D on üks peamisi parameetreid, mis määrab mootori suuruse ja kaalu. Automootorites väärtused S/D vahemikus 0,8 kuni 1,2. S/D > mootorid 1 nimetatakse pikataktiliseks ja koos S/D< 1 lühike löök.See suhe mõjutab otseselt kolvi kiirust ja seega ka mootori võimsust.Väheneva väärtusega S/D järgmised eelised on ilmsed:

• mootori kõrgus väheneb;
• vähendades kolvi keskmist kiirust, vähenevad mehaanilised kaod ja osade kulumine;
• parandatakse klappide paigutamise tingimusi ja luuakse eeldused nende mõõtmete suurendamiseks;
• saab võimalikuks suurendada pea- ja ühendusvarda tihvti läbimõõtu, mis suurendab väntvõlli jäikust.

Siiski on ka negatiivseid punkte:

• mootori pikkus ja väntvõlli pikkus suureneb;
• gaasi survejõududest ja inertsjõududest tulenevad koormused osadele suurenevad;
• Põlemiskambri kõrgus väheneb ja selle kuju halveneb, mis karburaatormootorites põhjustab suurenenud kalduvust detonatsioonile ja diiselmootoritel segu moodustumise tingimuste halvenemist.

Väärtust peetakse soovitavaks vähendada S/D mootori pöörlemiskiiruse suurenemisega. See on eriti kasulik neile V -kujulised mootorid, kus lühikese käigu suurendamine võimaldab saavutada optimaalse massi ja üldmõõtmed.

S/D väärtused erinevatele mootoritele:

• karburaatormootorid 0,7 1;
• keskmise kiirusega diislid 1,0 1,4;
• kiired diiselmootorid 0,75 1,05.

Väärtuste valimisel S/D Arvestada tuleb sellega, et väntvõllile mõjuvad jõud on suuremal määral sõltuvad silindri läbimõõdust ja vähemal määral kolvikäigust.

LEHT \* ÜHENDAMINE 1

Mootori töö ajal mõjuvad väntvõllis järgmised peamised jõutegurid: gaasi survejõud, mehhanismi liikuvate masside inertsjõud, hõõrdejõud ja kasuliku takistuse moment. Väntvõlli dünaamilises analüüsis jäetakse hõõrdejõud tavaliselt tähelepanuta.

8.2.1. Gaasi survejõud

Gaasi rõhu jõud tekib mootori silindri töötsükli tulemusena. See jõud mõjub kolvile ja selle väärtus määratakse kolvi ja selle pindala rõhulanguse korrutisena: P G = (lk G –lk O )F P . Siin R d – rõhk mootori silindris kolvi kohal; R o – rõhk karteris; F p on kolvi põhja pindala.

CVM-i elementide dünaamilise koormuse hindamiseks on oluline jõu sõltuvus R g ajast. Tavaliselt saadakse see indikaatorite diagrammi koordinaatidest ümberehitamisel R–V koordinaatides R-φ määratledes V φ =x φ F P Koos kasutades sõltuvust (84) või graafilisi meetodeid.

Kolvile mõjuv gaasisurvejõud koormab väntvõlli liikuvaid elemente, kandub edasi karteri põhilaagritele ja tasakaalustatakse mootori sees tänu silindrisisese ruumi moodustavate elementide elastsele deformatsioonile jõudude toimel. R g ja R/ g, toimides silindripeale ja kolvile. Need jõud ei kandu üle mootori alustele ega põhjusta mootori tasakaalustamatust.

8.2.2. KShM liikuvate masside inertsjõud

Reaalne CVM on hajutatud parameetritega süsteem, mille elemendid liiguvad ebaühtlaselt, mis põhjustab inertsiaalsete jõudude ilmnemist.

Inseneripraktikas kasutatakse CVM-i dünaamika analüüsimiseks laialdaselt masside asendamise meetodil sünteesitud dünaamiliselt samaväärseid süsteeme, mille parameetrid on koondatud. Samaväärsuse kriteeriumiks on samaväärse mudeli ja sellega asendatava mehhanismi kogu kineetiliste energiate võrdsus töötsükli mis tahes faasis. CSM-iga samaväärse mudeli sünteesimise meetod põhineb selle elementide asendamisel masside süsteemiga, mis on omavahel ühendatud kaalutute absoluutselt jäikade ühendustega.

Kolvirühma osad sooritavad sirgjoonelist edasi-tagasi liikumist piki silindri telge ja selle inertsiaalsete omaduste analüüsimisel võib asendada võrdse massiga m n, koondunud massikeskmesse, mille asend praktiliselt ühtib kolvitihvti teljega. Selle punkti kinemaatikat kirjeldavad kolvi liikumisseadused, mille tulemusena tekib kolvi inertsjõud. Pj P = –m P j, Kus j – massikeskme kiirendus, mis on võrdne kolvi kiirendusega.

Joonis 14 – vändamehhanismi skeem V-mootor järelveetava kepsuga

Joonis 15 – Pea- ja järelvardade riputuspunktide trajektoorid

Väntvõlli vänt teeb ühtlase pöörleva liikumise. Struktuurselt koosneb see kahest peamiste tihvtide poolest, kahest põsest ja ühendusvarda kannu kombinatsioonist. Vända inertsiaalseid omadusi kirjeldatakse nende elementide tsentrifugaaljõudude summaga, mille massikeskmed ei asu selle pöörlemisteljel (põsed ja vänt): K k = K r sh.sh +2К r ь =т w . w rω 2 +2t sch ρ sch ω2, Kus K r w . w K r sch ja r, ρ u - tsentrifugaaljõud ja kaugused pöörlemisteljest vastavalt ühendusvarda tihvti ja põse massikeskmetele, m sh.sh ja m w on vastavalt ühendusvarda kannu ja põse massid.

Ühendusvarda rühma elemendid teostavad keerulist tasapinnalist paralleelset liikumist, mida saab kujutada kombinatsioonina translatsioonilisest liikumisest koos massikeskme kinemaatiliste parameetritega ja pöörleva liikumisega ümber telje, mis läbib ühendusvarda pöördetasandiga risti massikeskpunkti. Sellega seoses kirjeldavad selle inertsiaalseid omadusi kaks parameetrit - inertsiaaljõud ja -moment.

CSM-i asendav samaväärne süsteem on kahe jäigalt omavahel ühendatud massi süsteem:

mass, mis on kontsentreeritud tihvti teljele ja teeb edasi-tagasi liikumist piki silindri telge koos kolvi kinemaatika parameetritega, m j =m P +m w . P ;

mass, mis asub ühendusvarda teljel ja teeb pöörlevat liikumist ümber väntvõlli telje, t r =t To +t w . k (V-kujuliste sisepõlemismootorite puhul, mille väntvõlli ühel väntvardal on kaks kepsu, t r = m k + m sh.k.

Vastavalt väntvõlli vastuvõetud mudelile on mass m j põhjustab inertsiaalset jõudu P j = -m j j, ja mass t r tekitab tsentrifugaalse inertsjõu K r = - a sh.sh t r =t r rω 2 .

Inertsjõud P j on tasakaalustatud tugede reaktsioonidega, millele mootor on paigaldatud. Kuna suurus ja suund on muutuv, võib see, kui selle tasakaalustamiseks ei võeta erimeetmeid, olla mootori välise tasakaalustamatuse põhjuseks, nagu on näidatud joonisel 16. A.

Sisepõlemismootori dünaamika ja eriti selle tasakaalu analüüsimisel, võttes arvesse eelnevalt saadud kiirendussõltuvust j vända nurga alt φ inertsi jõud P j seda on mugav esitada kahe harmoonilise funktsiooni summana, mis erinevad argumendi amplituudi ja muutumiskiiruse poolest ning mida nimetatakse esimese inertsjõududeks ( Pj I) ja teine ​​( Pj II) tellimus:

Pj= – m j rω 2(cos φ+λ cos2 φ ) = C cos φ + λC cos 2φ = P f I +P j II ,

Kus KOOS = –m j rω 2 .

Inertsi tsentrifugaaljõud K r =m r rω 2 Väntvõlli pöörlevad massid on konstantse suurusega vektor, mis on suunatud pöörlemiskeskmest piki vända raadiust. Jõud K r kandub edasi mootori alustele, põhjustades muutuvaid reaktsioone (joonis 16, b). Nii et jõud K r nagu jõud R j, võib põhjustada sisepõlemismootori tasakaalustamatust.

A - jõudu Pj;jõud K r ; K x =K r cos φ = Kr cos( ωt); K y = K r patt φ = Kr patt ( ωt)

Riis. 16 - Inertsiaalsete jõudude mõju mootori alustele.