Реферат: Гидродинамическая теория смазки и ее возможности для расчета и анализа работы подшипников двигателя внутреннего сгорания - текст реферата. Скачать бесплатно.
Банк рефератов, курсовых и дипломных работ. Много и бесплатно. # | Правила оформления работ | Добавить в избранное
 
 
   
Меню Меню Меню Меню Меню
   
Napishem.com Napishem.com Napishem.com

Реферат

Гидродинамическая теория смазки и ее возможности для расчета и анализа работы подшипников двигателя внутреннего сгорания

Банк рефератов / Технологии

Рубрики  Рубрики реферат банка

закрыть
Категория: Реферат
Язык реферата: Русский
Дата добавления:   
 
Скачать
Архив Zip, 43 kb, скачать бесплатно
Заказать
Узнать стоимость написания уникального реферата

Узнайте стоимость написания уникальной работы

НАМИ ОТДЕЛ ДВИГАТЕЛЕЙ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ ЛАБОРАТОРИЯ РЕФЕРАТ ГИДРОДИНАМИЧЕСКАЯ ТЕОРИЯ СМАЗКИ и ее возможности для расчета и анализа РАБОТЫ ПОДШИПНИКОВ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННГО СГОРАНИЯ Старший научный сотрудник КАЛАЧЕВ Л.Д. МОСКВА 1990 - 1 - АННОТАЦИЯ Хорошо известно , что расчет подшипни ков на основе тради- ционной методики определения средних и максимальных уд ельных давлений , определяемых по удельному д авлению приходящемуся на площадь проекции вкладыша , очень груб . Однако до настоя- щего времени этот способ очень ш ироко распространен по двум причинам : во-первых , метод оч ень прост и , во-вторых , колос- сальное количество расчетов выполненных этим методом дает хорошую статистику для оценки работы вновь создаваемых под- шипников. Между тем , поскольку подшипники рабо тают в условиях ж ид- костной смазки , недостатки этого мето да поняты очень давно. Вывод собственно уравнений гидродинамиче ской смазки относит- ся к прошлому веку (ПЕТРОВ Н.Н . 1883 год ). Одна из первых попыток применить гидродинамическ ую теорию к расчету подшип- ников д.в.с . относится к 1937 году (Орл ов П.И .). В настоящее временя более прогресси вный метод гидродина- мического расчета уже нашел широкое применения во многих об- ластях машиностроения (применительно к подшипникам ), в том числе и применительно к подшипникам ДВС . Этот метод имеет широкое применение в зарубежных фирм ах. Однако , до настоящего времени в НАМИ не делалось серьез- ных попыток примен ение этого метода при проектировании под- шипников ДВС и при анализе их работы. Настоящий реферат содержит краткое изложение гидродина- мической теории смазки , методики исп ользования уравнений этой теории и рез ультаты рас четов применительно к шатунному подшипнику автомобильного двигателя. --- Из изложенного далее следует , что расчет подшипников на основании гидродинамической теории с мазки раскрывает многие стороны работы подшипников , недоступные расчету на основе средних удельных нагрузок. Основной вывод , который следует из приведенного материа- ла состоит в том , что ДЛЯ ДАЛЬНЕЙ ШЕГО СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ПОДШИПНИКОВ АВТОМО- БИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ИХ РАСЧЕТ НЕОХОД ИМО ВЕСТИ МЕТОДОМ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ СМАЗКИ. бильных двигателей - 2 - СОДЕРЖАНИЕ стр. 1. ОСНОВЫ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ СМАЗКИ 3 1.1 ГЕОМЕТРИЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПНИКА 3 1.2 УРАВНЕНИЕ Г ИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ СМАЗКИ 4 1.3 ГРАНИЧНЫЕ УСЛОВИЯ 5 1.4 РАСЧЕТНОЕ ПОЛЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПН ИКА 6 1.5 ПРИМЕР РАСЧЕТА ПОЛЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ДАВЛЕНИЙ 6 1.6 ВЛИЯНИЕ ОТДЕЛЬНЫХ ФАКТОРОВ 7 2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОДШИПНИКА В ЦЕЛОМ 9 2.1 КАСАТЕЛЬНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ . СИЛА ТРЕНИЯ 9 2.2 НЕСУЩАЯ СПОСОБНОСТЬ ПОДШИПНИКА 10 2.3 МОМЕНТ и МОЩНОСТЬ ТРЕНИЯ 11 2.4 РАСХОД МАСЛА 11 2.5 НАГРЕВ МАСЛА 13 3. ДВИЖЕНИЕ ЦЕНТРА ПОДШИПНИКА 14 3.1 УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ 14 3.2 МАССА ПОДВИЖНОГО ЭЛЕМЕНТА 14 3.3 РЕАКЦИЯ МАСЛЯНОГО СЛОЯ . ВНУ ТРЕН НЯЯ СИЛА 15 3.4 ВНЕШНЯЯ НАГРУЗКА 15 3.5 ПРИМЕР ОПРЕДЕЛЕНИЯ ТРАЕКТОРИИ ДВИЖЕНИЯ 16 4. КОНТАКТ ПОВЕРХНОСТЕЙ . СУХОЕ ТРЕНИЕ 17 4.1 ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ при контакт е 17 4.2 КОНТАКТНЫЕ УСИЛИЯ в точке касания 18 4.3 ПРИМЕР РАСЧЕТА СМАЗКИ 18 4.4 КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ . 19 4.5 РАБОТА СУХОГО ТРЕНИЯ 20 5. ДЕФЕКТЫ ПОВЕРХНОСТИ 21 5.1 ВИДЫ ДЕФЕКТОВ 21 5.2 НЕСУЩАЯ СПОСОБНОСТЬ при наличии ДЕФ ЕКТА 21 5.3 НЕСУЩАЯ СПОСОБНОСТЬ при наличии ПЕР ЕКОСА 22 6. ВЛИЯНИЕ РЕЖИМА РАБОТЫ 23 7. ОБ ЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ ПО ДШИПНИКА 24 7.1 СУММАРНАЫЕ ПОТЕРИ ТРЕНИЯ 24 7.2 ИТОГОВЫЕ ТАБЛИЦЫ РАСЧЕТА 24 7.3 ВЛИЯНИЕ СКОРОСТИ ВРАЩЕНИЯ НА ПОТЕРИ ТРЕНИЯ 25 ВЫВОДЫ 26 ЗАКЛЮЧЕНИЕ 26 - 3 - 1. ОСНОВЫ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ С МАЗКИ 1.1 ГЕОМЕТРИЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПНИКА 1.1.1 Схема пары цилиндрического подшипника дана на рис .1.1.1 Плоскость рисунка назовем ПЛОСКОСТЬ Ю ВРАЩЕНИЯ . В качест- ве неподвижного элемента выбран шип (или шатунная шейка ко- ленчатого вала ). С этим элементом связана неподвижная систе- ма координат . За подвижный , вращающий ся элемент принята втулка подшипни ка или вкладыш. Подвижный элемент - втулка подшипника вращается против часовой стрелки с угловой скоростью W, вектор угловой ско- рости направлен перпендикулярно плоскост и чертежа . Отсчет углов поворота пров одится по направлению вращения (против часовой стрелкии ) и начинается от горизонтальной оси -Х. Втулка может смещаеться относительно шипа в пределах до- пустимого зазора . Величина радиального зазора равна разности и х радиусов : dR= Rв - Rш Обозначения необходимые для дальнейшего понимания текста и расчетных формул даны на рис 1.1.1. При максимальном смещении центров минимальный зазор равен : Hmin =0 , а максимальный зазор равен : Hmax=2*dR. Поскольку зазор в подшипнике значит ельно меньше радиуса dR<< R, то текущее значение зазора опредля ется соотношением h(f )=dR-(Xo*cos(f)+Yo*sin(f)) 1.1 .1 или h(f )=dR-Eo*cos(f - fo) 1.1.2 где : f выбранное направлен ие радиуса вектора, Eo и fo полярные координаты смещения ц ентра, Xo и Yo декартовы координаты смеще ния центра. Cоотношения между приведенными выше величинами выражают- ся формулами : Xo=Eo*cos(fo) 1.1.3 Yo=Eo*sin(fo) 1.1.4 Eo=sqrt(Xo*Xo + Yo*Yo) 1.1.5 fo = arcTg( Yo/ Xo ) 1.1.6 Скорость изменения зазора по окружн о сти подшипника нахо- дится как производная от уравнения 1.1.2. (dh/df) р = Eo*sin(f - fo) = Xo*sin(f)-Yo*cos(f) 1.1.7 Эта производная зазора относится к одному радиану . При расчете в угловых градусах след ует пользоваться соотношением (dh/df)г =0.0175*(dh/df)р 1.1.8 - 4 - 1.2 УРАВНЕНИЕ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ СМА ЗКИ (уравнение Рейнольдса ) Количественные соотношения , определяющие давление масла (жидкости ) при отосительном движении двух поверхностей вы- ведены впервые в прошлом веке (1883 г .) Н.Н.Петровым . В настоящее время это уравнение назыв ается УРАВНЕНИЕМ РЕЙ- НОЛЬДСА. h P h P h -----(-- * ---) + ---(-- * ---) + 6w--- - 12Vn = 0 1.2.1 R y y где : f - угловая координата расчетной точки зазора, y - координата точки по образующей, w - угловая скорость вращения, h - зазор, P - давление масла в данной точке зазора, М - вязкость масла, Vn - нормальная скорость сближения поверх ност ей. Это уравнение выведено из предполож ения , что слой смаз- ки тонкий и по толщине слоя д авление не изменяется . Поэтому уравнеия Рейнольдса двухмерны . При бе сконечной длине под- шипника уравнение Рейнольдса станови тся одномерным. В дискрентной форме с помощью с оответствующих алгебраи- ческих преобразований уравнение 1.2.1 можно привести к сле- дующему виду 0.5 P + P P + P Pi j = ------------ * ---------- + ---------- + R y 3 P - P h P - P h + --(-------- * ---- + --------- * -- -) + h 2 R R 2 y y 6m + ---(w -- - 2Vn) 1.2.2 h В этом уравнении неизвесным являетс я давление в точке i, j, давления во всех остальных точках считаются известными . В совокупности все неизвестные давления находятся решением системы уравнеий по количеству неизв естных. - 5 - 1.3 ГРАНИЧНЫЕ УСЛОВИЯ На торцах подшипника задается внешн ее избыточное давле- ние , по условиям методики расчета оно может быть любым . Если в обычном традиционном подшипнике ма сло вытекает с торцов, то избыточное давление равно ну лю. В точке подвода масла задается желаемое избыточное дав- ление P i,j=P mas В указанных выше точк ах расчеты давлений не производят- ся , давленния остаются постоянными. Однако , при решении уравнения Рейнол ьдса возникает ситу- ация , при которой математическое реше ние противоречит физи- ческому проявлению явления . На участк е увеличения зазора ( если смотреть п о направлению вращения ) при аналитическом ре- шении возникают отрицательные давления по величине близкие к положительным давлениям , имеющим место на участке уменьшения зазора . Физически это явление невозмж но , абсолютное давление не может быть меньше давления н асыщающих паров масла при данной температуре . С учетом поступле ния масла или воздуха с торцов подшипника в зоне разряжения практически не может возникнуть давление меньше атмосферно го. При аналитическом решении уравнения Рейнольдса , чтобы избежать появления участков с отрица тельными давлениям ин- тегрирование ведут в пределах 120 или 150 угловых градусов. При численном решении возможн о просто проверять и выпол- нять условие : если Р < 0. , то P=0., 1.3.1 причем в этой точке считать , что давление вычисленно точно. При выполнении вышеприведенного услови я отпадает необхо- димость отределять пределы интегрировани я и задавать давле- ния на непределенных границах зоны положительных давлений. ВЛИЯНИЕ СВОЙСТВ МАСЛА Из уравнения 1.2.2 видно , что с уменьшением зазора гид- родинамическое давление смазки растет . По формуле этот рост может быть неограниченно большим . Физ ические свойства масла не допускают бесконечно большого рос та давления . Поэтому в методику расч ета введено огранич ение на максиммальное давле- ние если : P > Pкр , то P = Pкр , 1.3.2 величина Ркр задается в исходных данных. ВЛИЯНИЕ ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТИ Гидродинамические давления в зазоре подшипника зависят не только физических свойств масла , но и качества обработки поверхностей . Микронеровности поверхностей шипа и втулки, при их соприкосновении , разрушают масляный слой и в этих точках гидродинамическое давление исчеза ет. Это условие реализуется следующим о бразом если : H < Hкр , то Р = 0., 1.3.3 величина критического зазора Hкр за дается в исходных данных. - 6 - 1.4 РАСЧЕТНОЕ ПОЛЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПН ИКА МЕТОД ИТЕРАЦИЙ Численное решение уравнения Рейнольдса требует дискрети- зации расч етного поля слоя с мазки . Это достигается разбивкой поля прямыми линиями параллельными ц илиндрической образующей подшипника и кольцевыми сечениями пе рпендикулярными образую- щей . Точки пересечения этих линий образуют расчетные у злы. Количество таких узлов может быть любым . Оно определяется скоростью и требуемой точностью расч ета и техническими воз- можностями эвм. В всех приведенных ниже примерах расчет проводился через 2 углов ых градуса по окружности подшипника . Подшипник принят симметричным (хотя это необязательно ) и по ширине половина подшипника разделена на 5 рачетных поя сов. Решение уравнения 1.2.2 осуществлялось мето дом итераций. Прекращение итеративного процесса проис ходило при дости- жении заданной точности приближения , т.е . при выполнении ус- ловия , при котором два последовательн ых приближения в каждом из расчетных узлов различаются не бо лее чем на заданную ве- личину ошибки. dP= max(Pn - Pn-1) < E 1.4.1 1.5 ПРИМЕР РАСЧЕТА ПОЛЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ДАВЛЕНИЙ 1.5.1 На рисунке 1.5.1 приведен один пример р езультатов расче- та поля гидродинамических давлений в конкретном подшипнике двигателя. Для данного расчета приняты размеры шатунного подшипника двигателя УАЗ -417, радиальный зазор 38 ми крон , смещение центра вращающейся втулке 35 микро н , частота вращения 1000 об /мин , вязкость масла 8 сантистокс . Подшипник симметричный. Рисунок представляет развернутую окружн ость . На рисунке даны графики гидродинамических давлений в пяти расчетных плоскостях равнмерно расположенных по образующей для одной половины подшипника . Из рисунка видно , что наибольшие гидро- динамические давления возникают в с ередине подшипника и уменьшаются по мере п риближения к торцам . Естественно на торцах это избыточное давление не расчитывается , здесь оно задается как граничное условие. 1.5.2 На рис . 1.5.2 дан пример распределения гидродинамических давлений по образующей под шипник а . Это распределение дано для одной плоскости - плоскости максимальных давлений . На этом рисунке точками дана квадратичная ап проксимация точной расче- тной кривой . Как видно из рисунка квадратичное приближение явно недостаточно , для того что бы отказаться от двумерного уравнения Рейнольдса . При несимметричном подшипнике тем более необходимо двумерное решение уравнения гидродинамики. 1.5.3 На рис . 1.5.3 дан пример диаграммы р аспределени я гидро- динамических давлений в полярных коо рдинатах . На этом рисун- ке давление следует брать от "ок ружности шейки ", которая создана искусственно . В данном случае это 10 кг /см 2. Поэтому шкалы на координатных ося х н еточно отражают давления . На "окружности шейки " сделан разрыв для облегчения поиска нача- ла полярной кривой. - 7 - 1.6 ВЛИЯНИЕ ОТДЕЛЬНЫХ ФАКТОРОВ 1.6.1 На рис . 1. 6.1 приведены графики изменения максимального давления в зависимости от величины смещения (эксцентрисите- та ). При отсутствии экцентриситета ги дродинамическое давле- ние , естественно , не возникает . По мере увеличения частоты вращения максимальное давление растет. Проявление ШЕРОХОВАТОСТИ поверхности в идно в диапозоне зазоров менее критического (0 - 2 микрона ). В этом диапозоне максимальные давления падают. 1.6.2 На рис . 1.6.2 по казана зависимость максимального давлен- ия от скорости смещения центра. Кривая 1 повторяет аналогичную кривую из рис . 1.6.1 при неподвижных центрах. Кривая 2 представляет движение со ск оростью 10 мм /сек перпендикулярно направлению смещения . Как видно из графика появление даже поперечного движения резко увеличивает давле- ние масла и , следовательно , несущую способность подшипника. Кривая 3 представляет движение со с коростью 10 мм /сек в направлении минимального зазора . Из графика видно , что в этом случае максимальное давление ув еличивается в еще боль- шей степени . Эта кривая иллюстрирует влияние СВОЙСТВ масла. Известно , что при превышении не которого давления жидкости становятся сжимаемыми . Величина этого критического давления зависит от свойств жидкости и ее температуры . Эти свойства задаются вне данного расчета . в п риведенном примере величина критического давления принята 2000 кг /см 2 и , как видно из графика , выше этой величины давление не растет. 1.6.3 Влияние скорости смещения центров н а максимальное дав- ление иллюстрируется графиками на ри с . 1.6.3. На э том риунке приведенй две пары кривых , которые дают возможность сопоста- вить влияние различных направлений с корости смещения . По оси абсцисс отложена скорость смещения , к оторую можно понимать и как скорость по оси - Х , и как скорость по оси - У . По оси ординат отложены величина максимальных давлений . Две ордина- ты отличаются друг от друга на один порядок . Левая ордината относится к режиму отсутствующего см ещения . Правая ордината от носится к смещению , при кот ором минимальный зазор 8 микрон. Кривая 1 соответствует режиму : смещение нуль , Vx=0. На этом режиме движение влево или в право равноценно . При Vy= 0 получается стационарный соосный режим и несущая способность равна нулю . Несущая способность увен личивается линейно с ростом скорости смещения. Кривая 2 соответствует режиму : смещение нуль , Vy=0. На этом режиме движение по линии см ещения , но поскольку зазор с обеих сторон одинаков , то ветви кривой должны бы наклады- ваться на кривую 1. Это имеет мест о на левой ветви . Правая ветвь проходит ниже кривой 1. В да нном случае сказывается влияние масляного отверстия . Оно р асположено на оси Х в дан- ном направлении. - 8 - Кривая 3 соответствует режиму : минимальны й зазор 8 мик- рон , Vx=0. На этом режиме линейная за висимость несущей спо- собности о т скорости смещения сохраняется , однако минимум смещается , прчем абсолютная величина минимума больше нуля. (Масштаб находится справа и на по рядок больше .) Ветви кривой явно несимметричны . Характер кривых п оказывает линейную за- висимость несущей способности в инте рвале между расчетнми точками . Это свойство дает возможнос ть применять линейную интерполяцию по скорости смещения пр и различных исходных смещениях. Кривая 4 соответствует режиму : ми нимальный зазор 8 мик- рон , Vу =0. Это наиболее сложный случ ай . Смещение в направле- нии минимального зазора дает существ енное увеличение несущей способности , причем это увеличение но сит ярко выраженный л и- нейный характер . Скорость смещения в направлении максималь- ного зазора приводит к снижению несущей способности , однако на нулевой уровень она не выходи т . Линейный характер измене- ния может быть принят и этом случа е. В итоге из приведенных расчетов можно сделать выводы. Эффект влияния скорости смещения су щественно зависит от исходной величины минимального зазора и направления смещения относительно направления минимального зазора. В интервале между расчетными узлами линейная интерполя- ция будет давать хорошие результаты. - 9 - 2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОДШИПНИКА В ЦЕЛОМ 2.1 КАСАТЕЛЬНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ . СИЛА ТРЕНИЯ Касательные напряжения в масле , возн икающие при враще- нии , порождают касательные усилия . Пр еодоление их требует затрат энергии. Касательные напряжения жидкостного трен ия определяются соотношением W*R Ттр = m* --------- 2.1.1 h где принятые обозначения даны на рис . 1.1.1. На подвижном элементе это напряжени е направлено против угловой скорости . На неподвижном эле менте - по часовой стре лке. Кроме этой основной потери энергии , существует еще затра- та энергии на создание гидродинамиче ского давления , которая определяется соотношением h dP Тги = ----- * --- - 2.1.2 2.*R df На подвижном кольце величина Тги считается положительной (суммируются затраты энергии ), на непо движном -отрицатель- ной . Затраты энергии н а созда ние гидродиннамического давле- ния при отсутствии эксцентриситета р авны нулю , так как dP/df тождественно равно нулю. Итак , суммарное касательное напряжение эквивалентное затрате энергии на обеспечение жид костной смазки будет W*R h dP Т = m*--------- + ----- * ---- 2.1.3 h 2* R df Сумма рное усилие на вязкостное трение в пределах расчет- ного элемента поверхности получится интегрированием уравне- ния 2.1.3. В пределах одного элемента поверхности по окружности подшипника будет W*R *B h dP Pкас = f* m*------- + --- * ---- 2.1.4 h 2 df Интеграл от второго слогаемого мож но получить только чис ленным интегрированием , поскольку гидродинамическое дав- ление определеяется методом численного интегрирования. Энергия , определяемая первым слагаемым расходуется на локальный нагрев масла . Однако , наибол ьний интерес пред став- ляют интегральные характеристики этих потерь. - 10 - 2.2 НЕСУЩАЯ СПОСОБНОСТЬ ПОДШИПНИКА Главной общей характеристикой подшипни ка является его несущая способность , кото рая опре деляется величиной суммар- ной силы гидродинамического давления , возникающей при враще- нии. 2.2.1 На рис . 2.2.1 дана схема получения с оставляющих суммар- ной силы . Для этого проводится чи сленное интегрирование ве к- тора силы гидродинамического давления по поверхности подшип- ника. Нормальное усилие по обрзующей равн о Pнор = f*R P*dy 2.2.1 Совместно с касательным усилием - Pкас (2.1.4), возника- ет суммарное усилие , определяющее нес ущую способность данно- го элемента. Эти два вектора сил могут быть спроектированы на приня- тое направление осей Px = Pнор *cos(f) + Pкас *sin(f) 2.2.2 Py = Pкас *cos(f) - Pнор *sin(f) 2.2.3 И , наконец , интегрированием по окружн ости подшипника по- лучаем составляющие полно й силы реакции масляного слоя. Px cум = R* Px*df 2.2.5 Py сум = R* Py*df 2.2.6 Абсолютная величина силы НЕСУЩЕЙ СП ОСОБНОСТИ будет Pсум =sqrt Px сум **2 + Py сум **2 2.2.7 Направление этой силы arcTg( ) = Py сум /Px сум 2.2.8 2.2.2 Изменение несущей способности смазки в зависимости от величины смещения показано на рис . 2.2.2. На этом графике дана несущая способность подшипника в стационарном режиме - отсутствует скорость смещения центров . Из графика видно , что с уменьшением зазора несущая спо собность резко возрастает. Однако , предел этому увеличению опред еляется разрушеним мас- ляного слоя , которое происходит под влиянием шероховатости поверхностей . В данном расчете принят о , что суммарная шеро- ховатость обеих поверхностей равна 2 микронам . В этой точке начинается потеря несущей способности . Зависимость 1 повторя- ет кривую максимального давления - кр ивую 4. Кривые 2 и 3 представляют составляющие суммарной силы , в принципе , их изменение повторяет изменение несущей способ- ности . Кривая 3 показывает , что смещени е центра по оси - Х порождает усилие , направленное по оси - У. 2.2.3 Влияние частоты вращения на несущую способность аналогич- но влиянию не максимальное д авление . Это видно из графиков рис . 2.2.3. При неподвижном центре несущая способность рас- тет пропорционально росту частоты вр ащения. 2.2.4 На величину несущей способности сма зки очень бо льшое влияние оказывает скорость смещения центров . На рис . 2.2.4 показано влияние скорости смещения . Э ти зависимости хорошо повторяют зависимости максимальных давл ений (рис . 1.6.3), естественно , в другом масштабе. - 11 - 2.3 МОМЕНТ и МОЩНОСТЬ ТРЕНИЯ Черезвычайно важной характеристикой ра боты подшипника является МОМЕНТ ТРЕНИЯ или потери трения. Определяются потери трения достаточно просто . Поскольку касательная сила трения известна (соо тношение 2.1.4), интег- рирование этого выражения дает момен т трения Мтр = R* Pкас *df 2.3.1 или в форме конечно-ра зностной суммы Мтр = f*R* Pкас 2.3.2 2.3.1 На рис . 2.3.1 приведны харктеристики изм енения момента трения в зависимости от минимального зазора (величины смеще- ния ) и п ри различных числах оборотов . Рост момента трения происходит пропорционально увеличению с корости вращения. Уменьшение зазора прояаляется в форм е напоминающей гипербо- лу . При очень малых зазорах момен т сопротивления резко воз- растает , причем следует отметить , что в данном случае сухое трение не проявляется. Мощность трения , соответствующая этому моменту , будет Nтр = Mтр *w 2.3.3 2.4 РАСХОД МАСЛА Циркуляция масла через подшипник оп ределяется его пода- чей и утечкой . При допущении , что при смазке подшипника по интегральной оценке (за один цикл работы двигателя ) условие неразрывности не нарушаееся , об "ем масла , находящийся в по- лости подшипника , не изменяется . Поэт ому должен соблюдаться баланс подачи и утечки. При раздельном самостоятельном расчете этих составляю- щих , как правило , баланс не получается . Для достижения этого баланса необходимо варьировать давление м подачи масла . При реальной работе двигателя это регули рование происходит авто- матически , если хватает производительност и масляного на соса. УТЕЧКА МАСЛА через элемент щели торцевой поверхности оп- ределяется соотношением h dP dV /df = R* ----- * ---- 2.4.1 12*m dy где : dP/dy - производная давления масла н а торцевой плоскости . Эта производная на основе квадратичной интерполя- ции определяется соотношением dP/dy = 2/H *( P1 - 0,25*P2 ) 2.4.2 где : P1 и P2 -гидродинамическое давление в первом и вто- ром расчетном поясах подшипника. Полный расход масла по всей окр ужности подшипника опре- деляется интегрированием по каждой т орцевой стороне dV/df= f* ( dV/df + dV/df) 2.4.3 2.2.3 правый левый торец подшипника 2.4.1 На рис 2.4.1 приведены зависимости об "емного расхода масла из зазора подш ипника п ри различных скоростях вращения - 12 - и при различных минимальных зазорах . Как видно из графиков расход масла увеличивается по мере уменьшения минимального зазора . Причиной этого роста (пр и неизменной площади кольце- вого зазора ) является возрастание гид родинамических давлений масла . В районе критических зазоров минимальных зазоров рас- ход масла практически не растет из-за нарушени нормальной гидродинамики . Данный расчет выполнен из предположения , что поступает масла в избытке. Массовый расход масла будет G цикл = dV/df*Ymas *(720/6n) 2.4.4 Ymas - удельный вес масла. ПОДАЧА МАСЛА . В принципе подача масла определяется также уравнением 2.4.1. Особенность масла состоит в том , что пода- ча масла осуществляется в одной точке при фиксированном дав- лении Р mas. Площадь сечения , через которое подается масло определяется расчетной величиной зазора в точке расположения масляного отверстия и периметром окр ужности сверления масля- ного канала. Площадь , через которую подается масл о буд ет Fm = 3.14 * Dmas * h 2.4.5 будем считать ее заведомо меньше площади сверления масляного отверстия Fm < 0.785 * Dmas**2 где : Dmas - диаметр масляного отверстия, h - зазор в точке подвода мас ла. Производную давления определим как среднюю по всем четы- рем направлениям dP dP2 dP4 dP1 dP3 ---- = 0.25* ---- + ---- + ---- + ----- 2.4.6 dy dy dy R*df R*df где на основе квадратичной интерполя ции примем,что dP2/dy = 2*(Pmas-P2)/Hy - производная давления по образующе й dP4/dy = 2*(Pmas-P4)/Hy вправо и влево от точки по двода масл а dP1/Rd = 2*(Pmas-P1)/Hf - производная давления в плоскости dP3/Rdf= 2*(Pmas-P3)/Hf вращения по и против направлен ия вращ. Р 1 - давление в точке поля Imas+1,Jmas, Р 2 - давление в точке поля Imas ,Jmas+1, Р 3 - давление в точке поля Imas-1,Jmas, Р 4 - давление в точке поля Imas ,Jmas-1. Расход масла определим по формулам 2.4.1 и 2.4.4. dG Ymas*h *Dmas 2Pmas-P1-P3 2Pmas-P2-P4 -- = ------------ * (----- ------- + -----------) 2.4.7 dt 12* m R* f Hy Как видно из этой формулы подач а масла при прочих равных условиях определяется давлением подачи масла. При расчетном анализе работы по дшипника возникнуть "мас- ляное голодание " не может , количество масло , которое будет вытекать с торцев подшипника не зависит от подачи масла. Формула 2.4.7 нужна для определения давле ния масла , при ко- тором будет обеспечен баланс по дачи и расхода масла. Вопрос о подаче масла - величине давления подачи и месте расположения масляного отверстия может быть решен лишь при расчете полного цикла раоты подшипни ка ( 720 градусов угла поворота коленчатого вала ). - 13 - 2.5 НАГРЕВ МАСЛА Существует два источника изменения температуры масла - нагрев от сил трения и - нагрев (или охлаждение ) тепл опе редачей от поверхностей подшипника. При определении нагревания смазки будем рассматривать нагревание только от работы трения и оценку нагревания про- ведем интегрально для всего подшипн ика , прчем ци ркуляцию масла оценим по истечению. В этом случае повышение температуры за цикл определится из отношения величин T = N тр /G цикл /(427*С mas) 2.4,1 где : N тр - затрата мощности на трение (2.3.3), G цикл - расход масла (2.4.4), С mas - теплоемкость масла. - 14 - 3. ДВИЖЕНИЕ ЦЕНТРА ПОДШИПНИКА 3.1 УРАВНЕ НИЕ ДВИЖЕНИЯ Принципиальной особенностью работы подш ипников коленча- того вала двигателя внутреннего сгор ания является постоянное изменение внешних нагрузок . Следовательно , эти подшипники не могут рабо тать в стационарном режиме . Расчет в квазистацио- нарном режиме также не следует р екомендовать , ибо , как пока- зано выше влияние скорости движения очень велико и много- гранно . Поэтому есть только один выход - считать дина мику движения центра на основе УРАВНЕНИЯ ДВИЖЕНИЯ. В координатной форме уравнение движ ения имеет вид : Jx=(R кр - Px сум )/Gx*98100 3.1.1 Jy=(T кр - Py сум )/Gy*9 8100 3.1.2 Для решения данных диффренциальных уравнений используем численный метод РУНГЕ-КУТТА второго п орядка . Для эгого урав- нения 3.1.1 и 3.1.2 преобразуем следующим обр азом : dVx/df = 98100/6n*(R к - Px сум )/Gx 3.1.3 dX /df = Vx/6n 3.1.4 dVy/df = 98100/6n*(T к - Py сум )/Gy 3.1.5 dY /df = Vy/6n 3.1.6 где : X и Y [мм ] - координаты центра см ещенной втулки, Vx=dX/dt [мм /сек ] - скорость смещения центра " Vy=dY/dt " " " " , Jx=dVx/dt[мм /сек ]- уск орение " " " Jy=dVy/dt " " " " " , Gx [КГ ] - масса подвижного элемента вдо ль оси x, Gy [КГ ] - масса подвижного элемента вдо ль оси y, R к [КГ ] - радиальная сила, T к [КГ ] - тангенциальная сила, Px сум [КГ ] - составляющие гидродинамически х сил Py сум [КГ ] (внутренних сил в слое смазки ), f [ град ] - угол поворота коленчат о го вала, n [об /мин ] - частота вращения, 98100 мм /сек -ускорение силы тяжести. 3.2 МАССА ПОДВИЖНОГО ЭЛЕМЕНТА При расчете шатунного подшипника сл едует учитывать , что при движении вдоль оси шатун а инертной массой является масса комплектого поршня и шатуна , а пр и движении перпендикулярно оси шатуна инертной массой является масса приведенная к ниж- ней головке шатуна. Существу ют два метода приведени я массы шатуна к нижней головке : - масса шатуна разделяется на две части (широко расп- ространенный способ , требующий развесовки на двух весах ) и - масса шатуна разделяется на три част и ( способ требует определения момента инерции шатуна ). Далее будет использован первый спос об. - 15 - Поскольку система координат связана с неподвижным эле- ментом - шейкой коленчатого вала и относительно этого эле- мента определяются внешние и внутрен ние силы , то инерционные массы должны быть определены также относительно этой непод- вижной системы координат. Однако , на данн ом этапе рабо ты этот вопрос не рассмотрен и при расчетах динамики движения массы приняты равными. 3.3 РЕАКЦИЯ МАСЛЯНОГО СЛОЯ . ВНУТРЕННЯЯ СИЛА квазистатические поля Внутр енняя сила определяет несу щую способность подшипни- ка . Составляющие этой силы определены в параграфе 2.2, формулы 2.2.5 и 2.2.6. Однако , как показали предворительные расчеты , с точки зрения ускорения расчета, из-за возможности избежать через- вычайно мелкого дробления шага , рацио нальнее предварительно получить квазистатические поля сотавляющ их несущей способ- ности гидродинамического слоя смазки , а затем интерполяцией и з них получать соответствующую величину несущей способнос- ти . Под квазистатическими полями име ются ввиду трехмерные зависимости несущей способности от : с мещения , скорости сме- щения по направлению смещения и скорости смеще ния перпенди- куляртно смещению. Примеры влияния этих трех факторов приведены в разделе 2. На основании предварительных расчетов установлено , что по смещению интерполяция должна быть кв адратичной , интерполяция по скоростям движения центра может быть линейной. 3.4 ВНЕШНЯЯ НАГРУЗКА Внешняя нагрузка на подшипник опред еляется традиционным динамическим расчетом двигателя . Поэтому в данном параграфе привед ны конечные формулы для определения внешних усилий, действующих вдоль оси радиуса кривош ипа , так называемая ра- диальная сила R кол , и перпендикулярно радиусу кривошипа - тангенциальная сила T кас. Сила , действ ующая вдоль шатуна P шат =(P пост - P газ )/ tg(b) 3.4.1 Радиальная сила , действующая на крив ошип R кол = P шат *cos(f+b) + P вр 3.4.2 Тангенциальная сила T кас = P шат *sin(f+b) 3.4.3 где : P пост - сила инерции поступательно движущихся масс, P газ - сила давления газ ов, P вр - сила инерции вращательно движу щихся масс шатуна, b - угол отклонения шатуна, f - угол поворота кривошипа - 16 - 3.5 ПРИМЕР ОП РЕДЕЛЕНИЯ ТРАЕКТОРИИ Д ВИЖЕНИЯ ЦЕНТРА ПОДШИПНИКА В данном параграфе приведен такой режим нагружения , при котором сухое трение не возникает . Вопросы расчета сухого трения будут рассмотрены в дальней шем. 3.5.1 На рис . 3.5.1 приведен пример движения центра подшипника в условиях отсутствия сухого трения . Центр может двигаться в пределах круга очерченного радиусом радиального зазора (в качестве примера использован пер вый цикл расчета ). На данном рисунке представлен расчет на режиме n=2000 об /мин. На графике четко видна начальная точка расчета . Для этой точки выбираются произвольные начальные условия . Проще всего в качестве началь ных условий принять стационарное соосное положение центров : X=0, Y=0, Vx=0, Vy=0 3.5.1 Далее видно , что примерно через 60 градусов смещение вы- ходит на квазистационар ный режим , т.е . для точного определе- ния начальных условий достаточно одн ого цикла расчета. 3.5.2 На рис . 3.5.2 даны развернутые по угл у поворота коленча- того вала диаграммы минимальных заз оров в подшипнике и макси мальных гидродинамических давл ений для того же случая расчета , что и на рис . 3.5.1. Как в идно из графика максималь- ные гидродинамические давления на да нном режиме могут пре- восходить 600 кг /см 2. - 17 - 4. КОНТАКТ ПОВЕРХНОСТЕЙ . СУХОЕ ТРЕНИЕ 4.1 ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ при контакт е Траектория движения центра подшипника зависит от многих факторов , и в зависимости от нагр уз ки могут возникнуть ситу- ации , когда нарушаются условия гидро динамической смазки, т.е . возникает непосредственный контакт поверхностей шейки и подшипника , что приводит к сухому трению. ПРОВЕРКА НАЛ ИЧИЯ КОНТАКТА В прцессе счета постоянно проверяет ся условие наличия зазора Z =sqrt(Xo*Xo + Yo*Yo)/ R, 4.1.1 если Z=1, то это служит признаком ко нтакта, если Z>1, что может случиться , по скольку проводится числен- ное интегрирование , то вводится искус ственная коректировка смещений Xo = Xo/ Z 4.1.2 Yo = Yo/ Z 4.1.3 где : Xo и Yo в левой части обозначены те же смещения , что и в правой части после их уменьшения в Z раз. Направление точки контакта определяется соотношением fконт = arc Tg( Yo / Xo)+180 4.1.4 СКОРОСТЬ СМЕЩЕНИЯ В условиях сухого трения кинематика взаимного движения центров шипа и втулки определяется условиями ка сания двух окружностей в точке , определенной соо тношением 4.1.4. В момент контакта поверхностей отно сительная нормальная скорость поверхностей подшипника обращае тся в НУЛЬ. Vn = Vx*cos(f конт ) + Vy*sin(f конт ) =0 4.1.5 Касательная скорость при этом бутет иметь значение Vk = Vy*cos(f конт ) - Vx*sin(f конт ) 4.1.6 Из этих двух уравнений определ ить новые значения скорос- тей Vx и Vy в условиях контакта. Vx = -Vk*sin(f конт ) 4.1.7 Vy = Vk*cos(f конт ) 4.1.8 4.2 КОНТАКТН ЫЕ УСИЛИЯ в точке к асания 4.2.1 На рис . 4.2.1 дана схема сил , действу ющая в условиях контакта. Векторами .X и .Y обозначены обычные ра внодействующие внешней нагрузки и внут ренних сил , подсчитанных из предполо- жения , что работает нормальная гидрод инамика. - 18 - X = Xвнш - Xвну 4.2.1 Y = Yвнш - Yвну 4.2.2 Суммарная сила Р этих двух сос тавляющих разложена по напралению контакта поверхностей Pn и перпендикулярно к нему по касательной к точке контакта Pk. Pn =(X *cos(f конт ) + Y*sin(f конт )) 4.2.3 Pk =(Y*cos(f конт ) - X*sin(f конт )) 4.2.4 На режиме контакта нормальная соста вляющая уравновешива- ется равным по величине и обратн ым по знаку контактным усилием , величина которого равна Pконт = -Pn 4.2.5 Одновременно в точке контакта возни кает сила сухого тре- ния , которая на подвижной детали направлена против движе ния и , в принятой системе координат в сегда положительна Рсух = m* Pконт 4.2.6 где : m -коэффициент сухого трения , велич ина которого задается. Касательная сила совмес тно с силой сухого трения опреде- ляют движение центров на режиме контакта поверхностей К = Pk + Pсух 4.2.7 Для этого силу "К " разложим по координатным осям X = -K*sin(f конт ) 4.2.8 Y = K*cos(f конт ) 4.2.9 Характер изменения контактных усилий на шейку и вкладыш лучше предствить в форме контактных нап ряжений ( см . 4.4 ). 4.3 ПРИМЕР РАСЧЕТА СМАЗКИ в условиях нарушения ГИДРОДИНАМИКИ 4.3.1 Пример движения центра вкладыша под шипника при возникно- вени и сухого трения дан на рис . 4.3.1. На этом рисунке при- веден график движения центра того же подшипника , что и на рис . 3.5.1, но при 1000 об /мин . Как вид но из рисунка в райо- не сгорания имеется участок сухого трения. Срвнение графиков на рис . 3.5.1 и 4.3.1 показывает , что на них есть заметное сходство и существенные различия . Раз- личие появляется в районе процесса сгорания , где имеет место наибольшее различие во внешних нагру зках . На этом участке возникает сухое трение. 4.3.2 На рис . 4.3.2 приведена в развернутом виде полярная ди- аграмма , данная на на рис . 4.3.1. На графике минимальных за- зоров в интервале от 370 до 452 градус ов угла п.к.в . че тко просматривается участок сухого трения . На этом участке возни- кают нормальные контактные напряжения и появляется работа сухого трения , что показано на ве рхнем графике . На этом гра- фике видно , каков характер измен ений сухого трения. На нижнем графике дана кривая м аксимальных гидродинами- ческих давлений . В районе сгорания возникает наибольшее гид- родинамическое давление . На данном г рафике эта величина достигает Р = 120 0 кг /см 2. Затем гидродинамика смазки восстанавлив ается. - 19 - 4.4 КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ. Естественно , что усилия определенные по условию 4.2.5, являются причиной износа поверхнос тей подшипника , но дейст- вуют они на эти поверхности разл ично из-за их относительного перемещения. Оценка работы поднипников обычно о существляется по удельным давлениям в подшипниковой п аре . Вычисляется удель- ное давление по элементпрной формуле : Pmax Kmax = --------- 4.4.1 B*D где : Pmax - максимальная нагрузка, B и D - диаметр и ширина подшипника. Между тем для определения удельного давления между дета- лями с цилиндрическими поверхностями существует формула Гер- ца , которая для пары вогнутой и выпуклой цил индрических поверхностей имеет вид Pmax * E 1 1 C max = 0.418 * -----------*(--- - ---) 4.4.2 B R1 R2 где : R1 - радиус шейк и, R2 - радиус втулки, R=R2-R1 - радиальный зазор, E - приведенный модуль упругости 1 1 1 ------ = ------ + -------- 4.4.3 E E1 E2 E1 - модуль упругости материала шейки, E2 - модуль упругости материала втулки, Поскольку R<
1Архитектура и строительство
2Астрономия, авиация, космонавтика
 
3Безопасность жизнедеятельности
4Биология
 
5Военная кафедра, гражданская оборона
 
6География, экономическая география
7Геология и геодезия
8Государственное регулирование и налоги
 
9Естествознание
 
10Журналистика
 
11Законодательство и право
12Адвокатура
13Административное право
14Арбитражное процессуальное право
15Банковское право
16Государство и право
17Гражданское право и процесс
18Жилищное право
19Законодательство зарубежных стран
20Земельное право
21Конституционное право
22Конституционное право зарубежных стран
23Международное право
24Муниципальное право
25Налоговое право
26Римское право
27Семейное право
28Таможенное право
29Трудовое право
30Уголовное право и процесс
31Финансовое право
32Хозяйственное право
33Экологическое право
34Юриспруденция
 
35Иностранные языки
36Информатика, информационные технологии
37Базы данных
38Компьютерные сети
39Программирование
40Искусство и культура
41Краеведение
42Культурология
43Музыка
44История
45Биографии
46Историческая личность
47Литература
 
48Маркетинг и реклама
49Математика
50Медицина и здоровье
51Менеджмент
52Антикризисное управление
53Делопроизводство и документооборот
54Логистика
 
55Педагогика
56Политология
57Правоохранительные органы
58Криминалистика и криминология
59Прочее
60Психология
61Юридическая психология
 
62Радиоэлектроника
63Религия
 
64Сельское хозяйство и землепользование
65Социология
66Страхование
 
67Технологии
68Материаловедение
69Машиностроение
70Металлургия
71Транспорт
72Туризм
 
73Физика
74Физкультура и спорт
75Философия
 
76Химия
 
77Экология, охрана природы
78Экономика и финансы
79Анализ хозяйственной деятельности
80Банковское дело и кредитование
81Биржевое дело
82Бухгалтерский учет и аудит
83История экономических учений
84Международные отношения
85Предпринимательство, бизнес, микроэкономика
86Финансы
87Ценные бумаги и фондовый рынок
88Экономика предприятия
89Экономико-математическое моделирование
90Экономическая теория

 Анекдоты - это почти как рефераты, только короткие и смешные Следующий
Культурный человек не назовёт народ быдлом - он скажет:
- Дорогие мои избиратели!..
Anekdot.ru

Узнайте стоимость курсовой, диплома, реферата на заказ.

Обратите внимание, реферат по технологиям "Гидродинамическая теория смазки и ее возможности для расчета и анализа работы подшипников двигателя внутреннего сгорания", также как и все другие рефераты, курсовые, дипломные и другие работы вы можете скачать бесплатно.

Смотрите также:


Банк рефератов - РефератБанк.ру
© РефератБанк, 2002 - 2016
Рейтинг@Mail.ru