Снижение потерь на трение в подшипниках уравновешивающего механизма дизеля применением плавающей втулки

• Автор: Васильев, Иван Михайлович
• Шифр специальности: 05.04.02
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2002
• Место защиты: Челябинск
• Количество страниц: 160 с. : ил

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Анализ составляющих механических потерь в дизелях

1.2. Теоретические исследования подшипников

с плавающей втулкой

1.3. Экспериментальные исследования подшипников

с плавающей втулкой

1.4. Некоторые методы решения задач оптимизации

1.5. Задачи исследования

2. ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПОДШИПНИКА
С ПЛАВАЮЩЕЙ ВТУЛКОЙ
2.1. Аналитическое определение параметров слоев смазки центробежно нагруженного подшипника с плавающей втулкой
2.2. Обоснование функции цели и системы ограничений
2.3. Алгоритм поиска рациональных параметров центробежно нагруженного подшипника с плавающей втулкой
2.4. Результаты определения рациональных параметров подшипника
с плавающей втулкой уравновешивающего механизма
3. МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ
3.1. Основные положения методики экспериментального исследования
3.2. Объект испытания и его характеристика
3.3. Стенд для экспериментального исследования
3.4. Методика измерения минимальной толщины смазочных слоев
и частоты вращения плавающей втулки
3.5. Методика измерения давлений и температур смазочных слоев подшипника с плавающей втулкой
3.6. Методика измерения потерь на трение и расхода смазки
через подшипник
3.7. Оценка погрешностей измерений
4. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ
4.1. Исследование гидродинамических параметров подшипника уравновешивающего механизма с плавающей втулкой
4.2. Сравнение расчетных и экспериментальных данных исследований
4.3. Сравнительные испытания серийного и опытного
уравновешивающих механизмов
ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ
ЛИТЕРАТУРА
ПРИЛОЖЕНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
В двигателях внутреннего сгорания до четверти получаемой механической энергии тратится на преодоление трения. Это является причиной неэффективного использования топливных ресурсов, запасы которых ограничены и стоимость высока. Поэтому, поиск путей снижения потерь энергии является важной задачей.
Техническое решение вопросов, стоящих перед двигателестроением, может осуществляться двумя путями: модернизацией существующих моделей и созданием новых моделей. Преимущества первого пути очевидны. Они обусловлены взаимозаменяемостью узлов и деталей, снижением расходов на ремонт и техническое обслуживание, а также сокращением сроков выпуска более производительных машин. Это предопределяет необходимость дальнейшего форсирования двигателей по скоростному и нагрузочному режимам.
Одной из главных проблем, возникающих при форсировании по скоростному режиму четырехцилиндровых рядных двигателей внутреннего сгорания, наиболее распространенных в народном хозяйстве, является проблема снижения вибраций, обусловленных действием переменных по величине и направлению сил. Снижение вибраций двигателя до пределов, обеспечивающих его надежную работу и отвечающих санитарно-гигиеническим нормам, может производиться несколькими путями.
Наиболее совершенным методом снижения вибраций является метод динамического уравновешивания основных возмущающих сил. В четырехцилиндровом двигателе с плоским коленчатым валом к таким силам относятся силы инерции второго порядка возвратно-поступательно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма. Для уравновешивания этих сил разработаны специальные механизмы. Конструкция уравновешивающего механизма (УМ) тракторного двигателя Д-160 ЧТЗ представляет собой два вала-противовеса, находящихся в зубчатом зацеплении и уста-

2. ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПОДШИПНИКА С ПЛАВАЮЩЕЙ ВТУЛКОЙ
Для определения рациональных конструктивных параметров подшипника с плавающей втулкой рассмотрим его как объект, состояние которого будет зависеть от параметров, воздействующих на его вход, причем некоторые из них следует считать заданными (рис.2.1). Сюда можно отнести нагрузку на подшипник, скоростной режим, давление и температуру масла на входе в подшипник, диаметр шейки вала. Нагрузка F определяется для центробежно нагруженного подшипника при заданных массе и радиусе противовеса частотой вращения вала со, температура и давление масла ?и, Рм для данной системы смазки двигателя обусловлены эксплуатационным режимом работы. Диаметр шейки вала с12 обычно определяется из прочностных расчетов в случае конструирования нового подшипникового узла или размерами прототипа в случае модернизации.
При определенных заданных параметрах гидродинамические характеристики смазочных слоев подшипника с плавающей втулкой зависят от конструктивных параметров втулки, зазоров в сопряжениях.
Конструктивные параметры подшипника с плавающей втулкой выразим в относительных величинах, выбрав внутренний подшипник за основу. Длина внутреннего подшипника при заданном диаметре шейки вала с12 оценивается отношением Ь2/с12, наружного подшипника — отношением Кь=Ь] /Ь2 (при определенном выше значении Ь2), толщину втулки будем оценивать отношением диаметров К^ ^ /с12 (при заданном диаметре с12).
Диаметральный зазор в наружном подшипнике будем определять из соотношения К3 = Л2 при определенном значении внутреннего диаметрального зазора
Изменением этих параметров в некоторых пределах можно обеспечить необходимые характеристики масляных слоев. Поэтому эти параметры будем называть управляющими.