5.Крутильные колебания коленчатых валов

5.1. Общие сведения

Крутильными колебаниями называются относительные угловые колебания сосредоточенных на валу масс, возникающие при неравномерном вращении вала под действием переменного крутящего момента.

Порядок расчета коленчатого вала на крутильные колебания:

1. Приведение реальной динамической системы коленчатого вала к эквивалентной дискретной схеме:

а) определение моментов инерции сосредоточенных масс;

б) определение податливостей упругих соединений.

2. Расчет частот и амплитуд собственных колебаний вала.

3. Определение порядка главных и сильных гармоник крутящего момента.

4. Определение резонансных режимов работы.

5. Проведение гармонического анализа крутящего момента.

6. Определение амплитуд колебаний при резонансе.

7. Определение напряжений при резонансных колебаниях.

1. Приведение динамической системы двигателя сводится к определению податливостей отдельных участков вала и моментов инерции элементов двигателя. Реальные массы элементов коленвала заменяют сосредоточенными в виде абсолютно жестких дисков нулевой толщины и соединяют их упругими элементами, обладающими только податливостями. Как правило, реальный двигатель разбивают по сечениям, расположенным по осям цилиндров и местам расположения шестерен и механизмов. На рис. 5.1 представлены действительная динамическая система двухцилиндрового двигателя с распределительным валом механизма газораспределения с шестеренчатым приводом и приведенные эквивалентные крутильные системы.

Кривошипно - шатунный механизм объединяют в одну массу, обладающую моментом инерции J_кшм

,

где J_кол – момент инерции колена вала;

J₂ – момент инерции нижней части шатуна, отнесенной к оси шатунной шейки;

J_пд – момент инерции поступательно движущихся масс.

.

.

Рис. 5.1

Момент инерции колена

,

где J_кш – момент инерции коренных шеек;

J_щ – момент инерции щеки с противовесом;

J_шш – момент инерции шатунной шейки.

,

где  - плотность материала колена;

d_кш и l_кш – диаметр и длина коренной шейки.

,

где d_шш и l_шш – диаметр и длина шатунной шейки.

Момент инерции щеки, выполненной в виде параллелепипеда (рис. 5.2)

.

Рис. 5.2 Рис. 5.3

Если форма щеки и противовесов отличается от параллелепипеда, то ее момент инерции находят методом разбиения на элементарные фигуры дугообразной формы, суммируя затем их моменты инерции (рис. 5.3)

,

.

Приведенная длина колена может определяться по эмпирической формуле:

где d_кш; d_кш.вн; d_ш; d_ш.вн; l_кш; l_ш – внешний и внутренний диаметры и длина коренной и шатунной шеек соответственно; h_щ, b_щ – соответственно толщина и ширина щеки.

Значения моментов инерции и податливостей системы после редуцирования (см. рис. 5.1) определяются по следующим формулам

, , ,

где i_n= ₀/ - передаточное отношение передачи.

2. Частоты _с и амплитуды а_i собственных крутильных колебаний вала определяются из системы уравнений

.

Для крутильной системы из четырех и более масс система уравнений решается численно. Для двухмассовой системы система уравнений решается аналитически

.

3. Расчет на крутильные колебания проводят для главных и сильных гармоник. Порядки главных гармоник равны или кратны числу рабочих ходов за один оборот коленчатого вала. Порядки сильных гармоник равны или кратны половине числа рабочих ходов за один оборот коленчатого вала.

4. Частоты собственных колебаний, при которых возникает резонанс, лежат в интервале

_min_min_c_max_max,

где _min, _max – минимальный и максимальный порядки моторных гармоник;

_min, _max – минимальная и максимальная частоты вращения коленчатого вала.

Резонансные числа оборотов  - ой гармоники

.

5. Гармонический анализ крутящего момента двигателя может проводиться численно. Для четырехтактного двигателя _min = 0,5, для двухтактного двигателя _min = 1. При числе цилиндров двигателя  4 _max = 6, при числе цилиндров > 4 _max = 10.

6. Амплитуда вынужденных колебаний первой массы при резонансе

,

где – амплитуда гармонической составляющей крутящего момента;

 – частота вынужденных крутильных колебаний коленчатого вала;

– равнодействующий вектор амплитуд перемещений;

b = b_уS_пR²i_ц – коэффициент демпфирования при внешнем трении (b_у – удельный коэффициент демпфирования, S_п – площадь поршня, R – радиус кривошипа, i_ц – число цилиндров);

 – коэффициент поглощения внутреннего трения (0,01-02 – для стали, 0,2-0,3 – для чугуна);

 – порядок гармонической составляющей крутящего момента, на которой рассчитывается резонанс;

a_i – амплитуда крутильных перемещений масс крутильной системы, на которые действует возмущающий момент.

Значения удельного коэффициента демпфирования b_у [Нс/м³] можно принять следующими:

- стационарные и судовые малооборотные двигатели	(0,4-0,5)106
- карбюраторные двигатели	(0,05-0,15)106
- автотракторные дизели	(0,15-0,2)106

Р авнодействующий вектор амплитуд перемещений нахождения находят при помощи фазовых диаграмм. Для этого из центра диаграммы откладывают вверх вектор амплитуды первой массы гармоники  - го порядка. Векторы амплитуд остальных масс откладывают из того же центра согласно порядку работы двигателя под углами _i к первому вектору и затем находят сумму векторов (_i – угол поворота коленчатого вала между вспышками в первом и i – ом цилиндре). На рис. 5.4 представлен пример построения фазовой диаграммы шестицилиндрового рядного двигателя с порядком работы цилиндров 1-5-3-6-2-4.

Амплитуда вынужденных колебаний i - массы при резонансе

a_iв = a_1вa_i.

7. Касательные напряжения в элементах крутильной системы при резонансе

,

где U – эластический момент на участке вала между i – ой и i-1 – ой массами;

– полярный момент сопротивления вала.

Допускаемые напряжения для колена вала [] = 30-40 МПа; для гладкого вала [] = 50-60 МПа.