Оценка условий работы подшипников коленчатого вала

Условия работы подшипников в общем случае могут быть оценены комплексом параметров -скоростью скольжения цапфы относительно подшипника, средним и максимальным давлением на подшипник, отношением максимального давления к среднему. Последнее отношение характеризует степень ударности нагрузки на подшипник и определяет надежность его работы.

Относительная скорость скольжения в подшипниках судовых дизелей весьма умерена. Она обычно находится в пределах: Сп = 3 ÷ 12 м/сек (нижние значения — для малооборотных дизелей). Поэтому основным фактором, определяющим надежность работы подшипников судовых ДВС, является величина и характер изменения давления на подшипники.

Давление на головной подшипник полностью определяется величиной и характером изменения суммарной движущей силы РΣ, определенной при расчетах сил динамики (табл. №1). Для оценки давлений на мотылевой и рамовый подшипники также используются данные табл. №1.

Рис. 1 Кривые сил динамики 6-цилиндрового 2-тактного дизеля

а) Мотылевый подшипник

Сила Рм, действующая на мотылевый подшипник, определяется геометрической суммой векторов:

Рм = S+ Pцjш , (№1)

где S — вектор силы, действующей по шатуну;
Рц — вектор центробежной силы вращательно движущихся масс шатуна (Рjцш = МШR. Rω2).

Для упрощения сложения этих векторов сила S представляется в виде сумме составляющих: S = R + Т, найденных при расчете сил динамики (табл. №1). Суммирование векторов удобно производить с помощью вспомогательной векторной диаграммы, как это показано на Рис. №2. Откладывая в соответствующем масштабе величины R и T1, получают точки концов векторов S для каждого расчетного угла φ; значение этого угла записывается в конце вектора S. Соединив найденные точки плавной кривой, получают так называемую “полярную” векторную диаграмму.

Построенная диаграмма обладает тем свойством, что положительному направлению оси R соответствует сжимающее усилие в щеке (действующее от мотылевой к рамовой шейке), а положительному для оси Т — усилие, действующее в сторону направления вращения. Центробежное усилие не изменяется по величине, постоянно действует в сторону, противоположную рамовой шейке, и вызывает растягивающее усилие в щеке. Следовательно, усилие Рцjш можно учесть при расчете Рм, сместив вниз по оси R центр построенной диаграммы на расстояние Рцjш (Рис. №2, точка О1. Таким образом вектор Рцjш складывается с вектором R. Тогда сила Рм будет равна расстоянию от точки O1 до конца вектора S.

С помощью полярной диаграммы можно найти истинное положение вектора Рм для любого угла поворота кривошипа. Для этого необходимо оси координат вместе с вектором Рм развернуть так, чтобы ось R совпала с направлением кривошипа, повернутым на требуемый угол, и была направлена к рамовой шейке. Тогда новое направление вектора Рм будет истинным.

Снимая значение Рм с полярной диаграммы, можно построить развернутую диаграмму Рм (φ) удельных давлений на подшипник (Рис. №3). Эти давления относятся к единице площади поршня. Определив среднее и максимальное значения давлений (Рсрм, Рmaxм), можно рассчитать среднее Ксрм и максимальное Кmaxм давления на подшипник, отнесенные к единице его площади:

Ксрм = Рсрм F / (DМ 1М);
КmaxМ = РmaxМ F / DМ 1М),
(№2)

где F — площадь поршня;
DМ — диаметр подшипника;
1М — длина подшипника.

В судовых дизелях Ксрм достигает величины Ксрм = 60 кг/см2, а отношение Кmaxм / Ксрм не превышает значений:

КmaxМ / КсрМ = 2÷3

б) Рамовый подшипник

Рамовая шейка нагружена усилиями от 2-х цилиндров, между которыми она расположена. Усилия от каждого цилиндра передается на 2 рамовых подшипника. Поэтому при расчете удельных давлений Рр на шейку, расположенную между i-тым и (i+1)-M цилиндрами, необходимо взять 1/2 геометрической суммы векторов:

Рр = [( S + Pцj )ι + ( S + Pцj )i+1] / 2. (№3)

Центробежное усилие Pцj определяется массой не только вращающейся части шатуна, но и массой щеки, мотылевой шейки и противовесов:

Рцj = mR2 . (№4)

Рис. 2 Векторная диаграмма давлений на мотылевую шейку
Рис. 3 Развернутая диаграмма давлений на мотылевую шейку

Как и при расчете мотылевой шейки, определение равнодействующей Рр удобно выполнять через проекции составляющих сил на осях R и Т вспомогательной векторной диаграммы. Если на эти оси откладывать величину сил отстающего цилиндра (примем, что это — i-тый цилиндр), то силы опережающего цилиндра (i+1) будут повернуты в сторону направления вращения на угол Ψ — угол заклинки кривошипа. Спроектировав силы Ri+1 / 2 и Ti+1 / 2 на оси R и Т, получим проекции равнодействующей:

Rp = Ri / 2 + (Ri+1/ 2) cosΨ + (Ti+1 / 2) sinΨ;
Tp = Ti / 2 — (Ri+1 / 2) sinΨ + (Ti+1 / 2) cosΨ.
(№5)

Расчет этих проекций для всех углов φ рекомендуется выполнять в табличной форме (табл. №2):

Равнодействующая Рр находится с помощью вспомогательной векторной диаграммы. Силы инерции Pцj учитываются путем смещения центра диаграммы из точки О в точку О’, как это показано на рисунке. По построенной векторной диаграмме строится развернутая диаграмма давлений на рамовую шейку, определяются среднее Ррср и максимальное Ррmax удельные давления на подшипник, отнесенные к единице площади поршня, после чего рассчитывается среднее и максимальное давление на единицу площади подшипника:

Табл. 2 Расчет удельных давлений на рамовую шейку

Крср = Ррср F / (Dр 1 р );
Kрmax = Pрmax F / (Dр ι р) ,
(№6)

где Dр — диаметр рамового подшипника;
1 р — длина подшипника.

Для рамовых подшипников судовых ДВС считается допустимым: Крср = 50 кг/см2, от-ношение Крmax / Крср = 3,0.

Сентябрь, 05, 2016 490 0
Читайте также