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, .