2 просмотров
Рейтинг статьи
1 звезда2 звезды3 звезды4 звезды5 звезд
Загрузка...

Что такое уравновешивание двигателя

Внешняя неуравновешенность и уравновешивание двигателей

Определение неуравновешенных сил и моментов от системы сил инерции поступательно-движущихся масс. Под внешней неуравновешенностью двигателя понимается наличие в нем периодических сил или моментов сил, передающихся на фундамент. Эти силы вызывают вибрацию. В СЭУ с ДВС вследствие неуравновешенности возникают вибрация корпуса судна или отдельных его участков. Причиной внешней неуравновешенности являются силы инерции приведенных ПДМ и неуравновешенных вращающихся масс КШМ всех цилиндров, а также опрокидывающие моменты. Силы инерции неуравновешенных вращающихся масс одного цилиндра при установившемся режиме работы двигателя

где i – номер цилиндра.

Вертикальная и горизонтальная проекции этой силы определяются в зависимости от положения кривошипа αi

Проекция силы инерции ПДМ на вертикальную ось найдем по приближенной формуле

Pji=MSiRω2(cosαi + λ cos2αi)= PI i cosαi + PII i λ cos2αi,

где PI i В = PI i cosαi PII i В = PII i cosαi – силы инерции ПДМ первого и второго порядков.

Рассмотрим систему сил инерции многоцилиндрового двигателя на примере четырехцилиндрового двухтактного ДВС. На рисунке приняты следующие обозначения: Pr – сила инерции неуравновешенных вращающихся масс КШМ; PI cos α и PII cos α – сила инерции ПДМ КШМ первого и второго порядков соответственно. В рассматриваемом примере система сил инерции состоит 12 сил: четыре силы инерции вращающихся масс Pr1, Pr2, Pr3, Pr4 ; четыре силы инерции ПДМ первого порядка PI cos α1, PI cos α2, PI cos α3, PI cos α4 и четыре силы инерции ПДМ второго порядка PII cos 2α1, PII cos 2α2, PII cos 2α3, PII cos 2α4 . Кривошипно-шатунный механизм в многоцилиндровых двигателях обычно выполняют одинаковыми, однородными; поэтому, как правило, для многоцилиндровых двигателей можно принять

Pr 1= Pr 2 = Pr 3 = Pr 4= Pr

PI 1= PI 2 = PI 3 = PI 4= PI

PII 1= PII 2 = PII 3 = PI I4= PII

Рис. 8.12 – Системы сил инерции: а – одного цилиндра; б – 4-х цилиндрового 2-тактного ДВС.

Как следует из рисунка, система сил инерции вращающихся масс представляет пространственную систему сил, а система сил инерции ПДМ первого и второго порядков – плоскую систему сил, лежащих в вертикальной плоскости, проходящей через ось вращения коленчатого вала.

Двигатель считается полностью уравновешенным, если при любом положении коленчатого вала система сил находится в равновесии. Приведем систему сил к точке ОС, т.е. в середине оси коленчатого вала. Как известно, любую систему сил можно привести к данной точке, заменив ее главным вектором всей системы сил, приложенным в точке ОС приведения и равным геометрической сумме всех сил системы, и главным моментом, равным геометрической сумме векторов моментов всех сил относительно точки приведения. Для удобства исследования обычно отдельно рассматривают:

— систему сил инерции вращающихся масс;

— систему сил инерции ПДМ первого порядка;

— систему сил инерции ПДМ второго порядка.

Рис. 8.13 – Схема систем сил инерции

Силы инерции вращающихся масс Pr i перенесены по линии их действия в точки Оi на оси коленчатого вала и каждая из сил разложена на две составляющие: вертикальную PriВ и горизонтальную PriГ . Величины составляющих находят по уравнениям

PriВ = Pr icos αi ; PriГ = Pr i sin αi

Плечи сил разных КШМ относительно точки О обозначены

h1 = О1ОС; h2 = О2ОС; h3 = О3ОС; h4 = О4ОС;

Так как моменты сил, приложенных по разные стороны от точки, имеют разные знаки, будем приписывать плечам сил, расположенным в сторону носовой части двигателя (h1 и h2) знак плюс, расположенным в сторону кормовой части двигателя (h1 и h2) – знак минус.

Рекомендуем также:

Определение годового объема участка
Программа отделения по ремонту коммутационных аппаратов определяется из расчета, что в отделении поступают все коммутационные аппараты, проходящие деповской ремонт и 20% из вагонов проходящий текуще-отцепочный ремонт. Nк.ап. =Nд+0.2*Nт.о NД-программа участка при деповском ремонте. Nт.о-программ .

Организация рабочего места слесаря по ремонту автомобилей
Рабочее место — единица структуры предприятия, где размещены исполнители работы, технологическое оборудование, часть конвейера, оснастка и предметы труда. Это первичное и основное звено производства. Правильная организация рабочего места предполагает четкое определение объема и характера, выполняе .

Назначение, состав и характеристика отделения
Отделение по ремонту автосцепного оборудования предназначено для поддержания его, в исправном состоянии подвергая наружному и полному осмотру, а также для выполнения деповского ремонта и комплектовки головок автосцепок с механизмом сцепления. Проверка автосцепного устройства производится во время .

Уравновешивание многоцилиндровых двигателей

3 октября, 2011 admin

В отличие от одноцилиндрового двигателя на опоры многоцилиндровых двигателей могут передаваться не только силы инерции, но и моменты от этих сил. Взаимное уравновешивание этих сил и моментов можно достигнуть путем выбора определенного числа цилиндров и соответствующего расположения их и кривошипов коленчатого вала. Если таким методом обеспечить уравновешивание не удается, тогда уравновешивание многоцилиндрового двигателя осуществляется при установке системы противовесов, аналогичной системе для уравновешивания одноцилиндрового двигателя

Уравновешивание центробежных сил. Известно, что равномерное чередование вспышек в цилиндрах двигателей обеспечивается равенством углов между кривошипами ср = 720%» в четырехтактных и ср = 360%» в двухтактных двигателях.

Здесь означает для рядных двигателей число цилиндров. Так как углы между кривошипами равны, то при сложении векторов центробежных сил образуется правильный замкнутый многоугольник, что свидетельствует о равенстве нулю равно действующей сил. Исключение составляет только четырехтактный двухцилиндровый двигатель, для которого Ф = 72072 = 360°, т. е. оба кривошипа направлены в одну сторону.

Момент центробежных сил М = 0, если кривошипы расположены симметрично относительно середины коленчатого вала. Такое зеркально-симметричное расположение кривошипов применяется в четырехтактных двигателях с четным числом цилиндров. При нечетном числе цилиндров, а также в двухтактных двигателях Мг Ф 0.

Уравновешивание сил инерции первого порядка Fц. Сила инерции первого порядка определяется из выражения. Текущие значения силы Fn представляют собой проекции на ось цилиндра вектора с, вращающегося с угловой скоростью со и направленного в любой момент времени от оси коленчатого вала вдоль оси кривошипа.

Таким образом, векторы с расположены аналогично векторам центробежных сил Кг, и при равенстве углов между кривошипами их сумма равна нулю. Вследствие этого сумма проекций векторов с на любую ось также равна нулю.

Читать еще:  Двигатель 2uz расход топлива

Следовательно, при равенстве углов между кривошипами сумма сил инерции первого порядка во всех одновальных двигателях, кроме четырехтактного двухцилиндрового, равна нулю.

Момент сил инерции первого порядка MjX равен нулю, если коленчатый вал имеет зеркальную геометрическую симметрию. Если вал не обладает зеркальной симметрией, силы инерции первого порядка создают момент MjU который в рядных двигателях всегда действует в плоскости, проходящей через оси цилиндров, а в образных двигателях момент Mfl определяют, суммируя моменты правого и левого блоков с учетом сдвига их по фазе. Изменяясь по гармоническому закону, момент Мл вызывает продольные колебания двигателя. Уравновесить действующий в плоскости осей цилиндров продольный момент М„ можно путем установки в двигателе двух валов с противовесами ( 13.

Уравновешивание сил инерции второго порядка Fm, Сила инерции второго порядка Fjn так же, как и сила F. может быть представлена в виде проекции вращающегося вектора Іс на ось цилиндра. Так как вектор Кс вращается с удвоенной угловой скоростью, углы между векторами 2а в многоцилиндровом двигателе будут в 2 раза больше, чем углы между кривошипами коленчатого вала.

В двигателях с кривошипами, направленными в одну сторону (как в четырехтактном двухцилиндровом двигателе) или расположенными под углом 180° (как в четырехтактном четырехцилиндровом двигателе), векторы Кс направлены в одну сторону, так как углы между ними соответственно равны 720 и 360°. Равнодействующая Fjn в этих случаях уравновешивается с помощью двух валов с противовесами, вращающимися в разные стороны с угловой скоростью 2со.

Во всех других случаях сумма векторов кс представляет собой замкнутый многоугольник, следовательно, Рщ = 0.

Для валов с зеркальной симметрией момент сил инерции второго порядка MjU равен нулю, так как сумма моментов каждой пары сил F,n, расположенных симметрично относительно середины вала, равна нулю.

Момент М)и также равен нулю для двигателей, имеющих четное число кривошипов, если они попарно равноудалены от середины вала, и угол между кривошипами в каждой паре равен 180°. Удвоенная скорость вращения векторов Ко обусловливает такое же направление сил инерции F, ц, как и в валах с зеркальной симметрией. В остальных случаях момент сил FjU не равен нулю. Уравновешивают продольный момент М)и так же, как и момент Мд, с помощью двух валов с противовесами. Разница состоит лишь в том, что дополнительные валы должны вращаться с удвоенной угловой скоростью.

2) Плавность хода автомобиля оценивается параметрами верти­кальных колебаний. Измерителями плавности хода являются час­тота колебаний ω илип,мин –1 , амплитуда колебаний z (наиболь­шее перемещение кузова от положения равновесия), скорость колебаний (первая производная перемещения по времени), м/с, ускорения колебаний (вторая производная перемещения по вре­мени), м/с 2 .

Для одномассовой колебательной системы (рис. 13.1), облада­ющей одной степенью свободы и выведенной из состояния рав­новесия, частоты колебаний равны

где Т — период колебаний.

Эти частоты связаны между собой зависимостью

Подставим в указанное выражение значение и, учитывая, что получим

Рис. 13.1. Одномассовая колебательная система

или с учетом значения ускорения силы тяжести g = 980 см/с 2

где с — жесткость пружины, кг/см; f ст— статический прогиб пру­жины, см.

С этой частотой будет совершать свободные колебания одно-массовая колебательная система, выведенная из состояния рав­новесия.

Свободные колебания обусловлены наличием восстанавлива­ющей силы (силы упругости) пружины колебательной системы. Они считаются незатухающими и представляют собой гармони­ческие перемещения, описываемые синусоидой.

Дифференциальное уравнение свободных незатухающих коле­баний одномассовой колебательной системы имеет вид

или с учетом ω

Рассмотренная одномассовая колебательная система с одной степенью свободы является простейшей и не отражает реальных колебательных процессов, происходящих при движении автомо­биля.

Уравновешенность и уравновешивание поршневых ДВС. Влияние на уравновешенность конструктивного фактора.

Силы, возникающие при работе автомобильных и тракторных двигателей, можно разделить на два вида: уравновешенные и не-уравновешенные.

Уравновешенными силами называют силы, равнодействующая которых по отношению к опорам двигателя равна нулю и которые при их суммировании не дают свободного момента. К таким силам относятся силы давления газов в цилиндре двигателя и силы трения.

К неуравновешенным силам относят силы, которые передаются на опоры двигателя: вес двигателя, реакции выпускных газов и движущихся жидкостей, центробежные силы инерции вращающихся масс двигателя, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс двигателя, касательные силы инерции вращающихся масс, возникающие вследствие непостоянной угловой скорости вращения коленчатого вала.

Во всех поршневых двигателях имеет место также переменный реактивный момент, при любом положении коленчатого вала равный по величине, но противоположный по направлению крутящему моменту двигателя. В обычных автомобильных и тракторных двигателях реактивный момент уравновесить невозможно и во время работы он всегда передается на раму автомобиля или трактора.

Неуравновешенные силы, переменные по величине и направлению, могут вызвать вибрации, как двигателя, так и всего автомобиля или трактора, причем наибольшие сотрясения вызываются силами инерции вращающихся и поступательно движущихся масс двигателя.

С увеличением равномерности крутящего момента двигателя вибрации двигателя, зависящие от реактивного момента, уменьшаются.

Неуравновешенные силы, постоянные по величине и направлению, вибраций двигателя не вызывают.

Вибрации двигателя при недостаточной жесткости его деталей могут возникнуть также под действием переменных сил давления газов. Эти вибрации устраняются увеличением жесткости деталей двигателя. Для устранения отрицательных последствий, связанных с наличием вибраций, двигатель должен быть динамически уравновешен.

В уравновешенном двигателе при установившемся режиме работы силы и моменты сил, передаваемые на его опоры, постоянны по величине и направлению или равны нулю.

Уравновешивание современных автомобильных и тракторных двигателей можно осуществить двумя способами:

  1. расположением определенным образом цилиндров и выбором такой кривошипной схемы коленчатого вала, чтобы переменные силы инерции и их моменты взаимно уравновешивались;
  2. созданием с помощью дополнительных масс (противовесов) новых сил, в любой момент времени равных по величине, но противоположных по направлению основным уравновешиваемым силам.

Очень часто оба эти способа применяются одновременно.

Далее рассматриваются способы уравновешивания лишь наиболее значительных сил и их моментов, к числу которых относятся:

P 1 j – гармонически изменяющаяся сила инерции первого порядка от возвратно-поступательно движущихся масс;

P 2 j гармонически изменяющаяся сила инерции второго порядка от возвратно-поступательно движущихся масс;

Рr центробежная сила инерции неуравновешенных вращающихся масс;

Читать еще:  Что такое карбовый двигатель

M1 – свободный момент от сил инерции первого порядка;

М2 – свободный момент от сил инерции второго порядка;

Mr – свободный момент от сил инерции вращающихся масс.

Особенно значительные вибрации могут вызываться неравномерным реактивным моментом и гармонически изменяющимися силами инерции и их моментами при резонансе, т. е. в случае, если частоты этих сил или моментов становятся равными частоте собственных колебаний двигателя на опорах.

Дата добавления: 2015-04-18 ; просмотров: 35 ; Нарушение авторских прав

Что такое уравновешивание двигателя

Название работы: Уравновешенность и уравновешивание двигателей внутреннего сгорания

Предметная область: Производство и промышленные технологии

Описание: Силовые факторы, вызывающие неуравновешенность поршневого двигателя. Одноцилиндровый двигатель. Многоцилиндровый двигатель. Принципы уравновешивания центробежных сил инерции и их моментов (уравновешивание коленчатых валов). Принципы уравновешивания пространственных коленчатых валов

Дата добавления: 2016-10-10

Размер файла: 317.5 KB

Работу скачали: 8 чел.

Лекция № 5 «Уравновешенность и уравновешивание двигателей внутреннего сгорания, часть 1»

  1. Силовые факторы, вызывающие неуравновешенность поршневого двигателя
  1. Одноцилиндровый двигатель
  1. Многоцилиндровый двигатель
  1. Принципы уравновешивания центробежных сил инерции и их моментов (уравновешивание коленчатых валов)
  1. Принципы уравновешивания пространственных коленчатых валов
  1. Принципы уравновешивания сил инерции масс, движущихся возвратно-поступательно

При работе ДВС в его конструкции возникают силы, вызывающие колебательные явления как в элементах самого двигателя (« внутренняя » неуравновешенность), так и в системе автомобиль, (трактор) — двигатель (« внешняя » неуравновешенность).

Внешнеуравновешенным называется такой двигатель, при установившемся режиме работы которого реакции на его опорах остаются постоянными по величине и направлению. Такой двигатель сам не совершает колебаний на опорах (подвесках), а также не передает колебательную энергию и не возбуждает колебаний в конструкции машины, на которую он установлен.

Комплекс мероприятий по улучшению уравновешенности называется уравновешиванием двигателя .

5.1. Силовые факторы, вызывающие

неуравновешенность поршневого двигателя

Силовыми факторами, определяющими неуравновешенность ДВС являются все силовые факторы, которые уравновешиваются реакциями опор и при этом изменяют свою величину и (или) направление.

5.1.1. Одноцилиндровый двигатель

Часть реакций опор, ответственная за уравновешенность одноцилиндрового двигателя (ОД), определяется совокупностью следующих силовых факторов (рис. 5.1): R A R B . R n = f ( P j I , P j II , К r , М опр ).

В их число не входят:

газовая сила Р г как не вызывающая реакций на опорах;

вес двигателя G и направлению.

Таким образом, силовыми факторами, вызывающими неуравновешенность одноцилиндрового двигателя, являются

5.1.2. Многоцилиндровый двигатель

Многоцилиндровый двигатель (МД) представляет собой совокупность i ( i — количество цилиндров) ОД, кривошипы которых повернуты друг относительно друга на угол δ, определяемый компоновочной схемой коленчатого вала, и вращаются синхронно, а рабочие процессы сдвинуты по фазе на угловой интервал в соответствии с принятым порядком работы двигателя.

На каждом из ОД действует комплекс силовых факторов, вызывающих его неуравновешенность ( P j I , P j II , К r , М опр ). Величина и направление их действия определяются положением кривошипа каждого ОД относительно его ВМТ.

Суммируясь по длине двигателя, одноименные силовые факторы могут ослаблять или усиливать неуравновешивающее действие друг друга. При этом могут возникнуть продольные моменты, уравновешивающиеся реакциями опор двигателя.

В качестве примера рассмотрим уравновешенность двухцилиндрового однорядного двигателя ( i =2) с углом между кривошипами 180°—2Р (δ= 180°), схема которого приведена на рис. 5.2.

Здесь силы инерции первого порядка, действующие на первом P j I (1) = C cos φ и втором условном ОД — P j I (2) = C cos (φ — 180°) = — C cos φ. Они ослабляют (в данном случае нейтрализуют) неуравновешивающее действие друг друга, так как Σ Р i I = 0. Однако при этом возникает продольный момент Σ М j I = P j I a ≠ 0, который уравновешивается реакциями опор. Соответственно силы инерции второго порядка:

Отсюда следует, что силы P j II в данном случае усиливают не-уравновешивающее действие друг друга, но при этом не образуется неуравновешенный продольный момент, так как Σ M j II = 0. Аналогичный анализ центробежных сил инерции показывает, что K r (1) = K r (2) , K r = 0 и Σ K r = K r a ≠ 0.

Таким образом, силовыми факторами, вызывающими неуравновешенность МД, являются:

Σ Р i I Σ P j II ; Σ K r ; Σ M j I ;Σ M j II ; Σ М r ; Σ М опр .

Отдельные силовые факторы, перечисленные выше, не могут уравновешивать друг друга, так как имеют либо различные линии действия, либо различный закон изменения по времени. Поэтому для уравновешивания МД необходимо порознь добиваться выполнения следующих условий:

Σ Р i I = 0; Σ P j II = 0; Σ K r = 0;

Σ M j I = 0; Σ M j II = 0; Σ М r = 0;

Выполнения первых шести из них возможно добиться двумя способами:

выбором рациональной компоновочной схемы ДВС (числа i и угла развала осей цилиндров γ, угла между кривошипами коленчатого вала δ);

использованием специальных уравновешивающих механизмов.

В настоящее время не существует механизмов, уравновешивающих Σ М опр , поэтому, когда речь идет о «полностью уравновешенном двигателе», имеется в виду его уравновешенность по суммарным силам инерции и их моментам.

5.2. Принципы уравновешивания

центробежных сил инерции и их моментов

(уравновешивание коленчатых валов)

Комплекс конструкторско-технологических мероприятий, направленных на выполнение условий Σ K r = 0 и Σ М r = 0, называется уравновешиванием валов.

Выполнение условия Σ K r = 0 называют статическим уравновешиванием, так как предпосылкой его выполнения является нахождение центра масс (ЦМ) вала на оси его вращения; при этом сумма статических моментов масс m с относительно нее (рис. 5.3, а) должна быть равна нулю:

Σ K r = K r (1) + Σ K r (2) = М c т(1) ω 2 = m r r ω 2 + m r (- r ) ω 2 = 0

Отсюда следует, что Σ K r = 0 при М c т = 0.

Контроль выполнения этого условия осуществляется в статике при медленном проворачивании вала на призмах с проверкой наличия «безразличного» равновесия во всех возможных его положениях. Выполнение Σ М r = 0 является условием динамического уравновешивания , так как проявляется только при вращении вала и оценивается по уровню вибрации его опор (рис. 5.3, б) . Здесь Σ М r = K r а уравновешивается моментом, возникающим на опорах: M оп = R оп b и R оп = K r a / b .

На практике выполнение условия Σ K r = 0 достигается установкой противовесов на продолжении щек коленчатого вала. На рис. 5.4, а проиллюстрирован принцип подбора параметров противовесов для уравновешивания Σ K r на примере одноколейного вала.

Условие уравновешивания: K r = 2 K пр , где K пр = M ст.пр ω 2 , K r = m r r ω 2 и M ст.пр = 0,5 m r r .

Системы противовесов на продолжении щек используются также для динамического уравновешивания коленчатого вала. На рис. 5.4, б на примере плоского двухколенного вала продемонстрирован принцип уравновешивания Σ М r ,. Противовесы на продолжении крайних щек создают пару сил K пр = M ст.пр ω 2 = m пр ρ пр ω 2 , которая на плече b формирует момент M y р = K пр b , уравновешивающий Σ М r = K r а = m r r ω 2 а .

Читать еще:  405 двигатель сколько пробег

Отсюда следует, что динамическое уравновешивание будет иметь место при M ст.пр = m r r ( a / b ).

При выборе количества и расположения противовесов для уравновешивания вала необходимо отдавать предпочтение тем вариантам, которые обеспечивают:

одновременное выполнение обоих условий уравновешивания (Σ K r = 0, Σ М r = 0);

минимальный суммарный статический момент всех противовесов.

Примеры неоптимальных с этих позиций систем размещения противовесов приведены на рис. 5.5 .

Вариант уравновешивания одноколенного вала, представленный на рис. 5.5, а, не оптимален по сравнению с вариантом рис. 5.4, а , так как здесь при M ст.пр = m r r и Σ K r = 0 появляется неуравновешенный продольный момент Σ М r = K r с . Также не рациональна схема уравновешивания плоского двухколенного вала, приведенная на рис. 5.5, б , так как в этом случае по сравнению с вариантом рис. 5.4 , б для выполнения условий Σ K r = 0, Σ М r = 0 требуются противовесы с большим статическим моментом M ’ ст.пр = m r r ( a / b ’ )( M ’ ст.пр > M ст.пр , так как b ‘ b ).

В многоцилиндровых двигателях возможны конструкции коленчатых валов, для которых условия их полного уравновешивания выполняются автоматически без установки противовесов. Такие валы называются самоуравновешенными .

Этим свойством обладают, например, плоский четырехколенный вал (рис. 5.6, а) , а также пространственный шестиколенный вал с углом между кривошипами 120° (рис. 5.6, б) .

Для конструкций самоуравновешенных валов характерно:

четное число кривошипов (больше или равно четырем); плоскость, проходящая через геометрический центр вала перпендикулярно его продольной оси, является плоскостью зеркальной симметрии.

На практике противовесы используются и в конструкциях самоуравновешенных валов. В этом случае их назначение — разгрузка коренных подшипников от действия центробежных сил инерции и конструкции вала от действия изгибающих моментов.

Принцип использования противовесов в самоуравновешенных валах рассмотрен на рис. 5.7 на примере плоского четырехколенного вала.

Из приведенной схемы следует, что силы К r действующие на кривошипах, нагружают опоры вала: 1-ю опору — силой 0,5 К r ; 3-ю опору — силой К r ; 5-ю опору — силой 0,5 К r .

Для их разгрузки может быть использована система противовесов, показанная на рис. 5.8.

Здесь при статическом моменте противовесов M ст.пр = 0,5 m r r , Σ K r = 0 и Σ М r = 0, а силы, нагружающие опоры с 1-й по 5-ю, равны нулю. Однако при этом момент от пары сил К r действующих на 1-м и 2-м кривошипах, М r (1-2) , уравновешиваясь парой центробежных сил 1-го и 2-го противовесов М пр(1-2) , нагружает конструкцию вала изгибающими напряжениями (все сказанное выше в равной мере справедливо и для 3-го, и 4-го кривошипов).

Для устранения данного недостатка в некоторых двигателях применяется система противовесов, приведенная на рис. 5.9 .

В этом случае K r , уравновешивается непосредственно на кривошипе, что позволяет при полностью уравновешенном вале (Σ K r = 0; Σ М r = 0) и полностью разгруженных опорах в значительной мере разгрузить его конструкцию от действия изгибающих моментов. Однако при этом суммарный статический момент противовесов увеличивается в 2 раза.

5.3. Принципы уравновешивания

пространственных коленчатых валов

Валы, кривошипы которых расположены в нескольких плоскостях, носят название пространственных .

Рассмотрим принцип их уравновешивания на примере трехколенного вала с кривошипами, расположенными в трех плоскостях под углом δ = 120°.

Результирующая центробежных сил в данном случае определяется векторным суммированием сил K r , действующих на отдельных кривошипах, и, как видно из рис. 5.10, б, равна нулю:

Момент этих сил относительно точки О : . Модули слагаемых моментов сил K r , действующих в плоскостях 1-го и 3-го кривошипов, . Векторное суммирование этих моментов представлено на рис. 2.10, в . Отсюда следует, что модуль суммарного момента, определенный по теореме косинусов из заштрихованного треугольника,

Угол φ 1 , определяющий плоскость его действия относительно плоскости 1-го кривошипа, равен 30°. Уравновесить этот момент можно, создав в плоскости его действия Для этого, как показано на рис. 5.10, а , в плоскости действия Σ М r на продолжении крайних щек устанавливаются противовесы со статическим моментом Возникающая при этом на плече b пара сил создает необходимый для уравновешивания момент M w .

Этот вариант размещения противовесов обеспечивает полную уравновешенность вала при минимальной суммарной материалоемкости противовесов (Σ M ст.пр → min ). Однако при этом все коренные опоры нагружаются центробежными силами, а конструкция вала — изгибающими моментами.

Радикальный способ их разгрузки при сохранении полной уравновешенности вала — размещение противовесов на продолжении всех его щек, как это показано на рис. 5.11 , но при этом максимально возрастает материалоемкость конструкции (Σ M ст.пр → max ).

На практике часто используются комбинации этих двух схем, что позволяет частично разгрузить опоры и конструкцию вала при промежуточном значении M ст.пр .

5.4. Принципы уравновешивания сил инерции масс, движущихся

Идея конструкции механизма для уравновешивания сил инерции первого P j I и второго P j II порядков базируется на возможности представления их в виде геометрической суммы вращающихся в противоположных направлениях центробежных сил. На рис. 5.12, а сила P j I представлена как результат сложения вектора с модулем (0,5 С + ), вращающегося с угловой скоростью + ω, и вектора (0,5 С — ), имеющего угловую частоту — ω . Здесь же приведен механизм уравновешивания силы P j I , состоящий из противовесов со статическим моментом M ст.пр = m пр1 ρ пр1 , которые размещены на двух валах, вращающихся с угловой частотой ±ω. Возникающие при этом центробежные силы К пр + и К пр — вращаются синхронно с уравновешиваемыми ими силами 0,5 С + и 0,5 С — . Условие уравновешивания К пр = m пр1 ρ пр1 ω 2 = 0,5 C =0,5 m j r ω 2 выполняется при M ст.пр = 0,5 m j r .

На рис. 5.12, б показан аналогичный механизм уравновешивания силы P j II . Здесь P j II — геометрическая сумма сил 0,5λ С + и 0,5λ С — , вращающихся соответственно с угловыми скоростями +2сω и — 2ω. Каждая из них уравновешивается центробежными силами и

, которые образуются при вращении с угловыми частотами ±2ω противовесов, имеющих M ст.пр2 = m пр2 ρ пр2 , на двух дополнительных валах. Условие уравновешивания К пр2 = m пр2 ρ пр2 (2ω) 2 = 0,5λ C =0,5λ m j r ω 2 выполняется при M ст.пр2 = m пр2 ρ пр2 = 1 / 8 λ m j r .

голоса
Рейтинг статьи
Ссылка на основную публикацию
ВсеИнструменты
Adblock
detector