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 t_ср от частоты вращения коленчатого вала (p_нас=6 кГ/см²; t_вх=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