Система смазывания

Система смазывания обеспечивает смазывание деталей с целью уменьшения потерь па трение, удаления продуктов износа, охлаждения узлов трения и предотвращения коррозии. В поршневых двигателях может применяться система смазывания разбрызгиванием, под давлением и комбинированная. Наибольшее распространение получила последняя. При этом к наиболее нагруженным парам трения масло подводится под давлением.

В существующих двигателях внутреннего сгорания преобла­дает трение скольжения.

Как известно, трение скольжения делят на сухое, жидкостное и граничное (полужидкостное или полусухое).

При работе двигателя между трущимися поверхностями его деталей возникает трение всех перечисленных видов, кроме сухого. Условия для смазки различных деталей весьма разнообразны. Например, в паре выпускной клапан − направляющая втулка вероятно полусухое трение; в паре впускной клапан − направляющая втулка − граничное; в сопряжении поршневой палец − головка шатуна наиболее вероятно полужидкостное трение, а в подшипниках коленчатого вала − жидкостное (на прогретом масле).

Очевидно, что потери на трение и износ поверхностей будут минимальными в случае жидкостного трения. Поэтому необходимо придавать всем сопряжениям двигателя такие конструктивные формы и так организовать подвод масла к ним, чтобы в наибольшей степени способствовать образованию жидкостного трения.

Расчет цилиндрического подшипника

П

2 сс

1 сс

ри проектировании двигателя на основании данных динамического расчета известны силы, действующие на шатунные и коренные шейки коленчатого вала, а на основании прочностного расчета и конструктивной разработки известны размеры шеек − длина опорной поверхности и диаметр .

По этим данным можно определить условное давление на пло­щадь проекции опорной поверхности: среднее и максимальное

При сравнении полученных условных давлений с условным давлением на подшипники существующих двигателей можно ориентировочно судить о работоспособности подшипников проектируемого двигателя.

Необходимо иметь в виду, что максимальное условное давле­ние должно быть ограниченным главным образом потому, что оно определяет усталостную прочность антифрикционного материала.

Условность рассмотренной оценки работоспособности подшипников по величинам и объясняется тем, что при этом исходят из подобия конструктивных параметров (относительные длина и диаметральный зазор) и эксплуатационных условий (окружная скорость вала, характер нагружения подшипника, сорт масла, его температура и давление подачи) у подшипников проектируемого и существующих двигателей. В действительности этого подобия может не быть. Поэтому наряду с определением величин и и сопоставления их со статистическими данными необходимо подшипники проектируемого двигателя рассчитывать на основе гидродинамической теории смазки.

Основные параметры цилиндрического подшипника

Вал, нагруженный силой Р, при вращении занимает относи­тельно подшипника положение, указанное на рис. 1, где углы и соответствуют началу и концу несущего масляного слоя.

Для дальнейших расчетов цилиндрического подшипника при­мем следующие обозначения:

− диаметральный зазор − разность между диаметром подшипника и диаметром шейки вала, = − ; − радиальный зазор, равный половине диаметрального зазора, Δ/2 ; − относительный зазор, Δ/d δ/r; − относительная длина подшипника, т. е. отношение длины l опорной поверхности вкладыша к диаметру шейки вала d; е − эксцентриситет (отрезок 00' на рис. ); − относительный эксцентриситет, e/d; − минимальная толщина масляного слоя, ; − максимальная толщина масляного слоя, .