Поняття про коливання колінчастого вала

Крутильні коливання. При експлуатації ДВЗ на окремих режимах з'являються вібрації і навіть стукіт колінчастого вала. Тривала робота двигуна на цих режимах приводить руйнування від втоми колінчастого вала.

Причина цих явищ - крутильні коливання системи колінчастого ва­ла, які з'являються внаслідок недостатньої жорсткості вала під дією змін крутних моментів (М_к ) на окремих кривошипах. Коліна вала і зв'язані з ними маси здійснюють при цьому у площині обертання періодичні кутові знакозмінні відхилення від начального положення.

Відносні кутові коливання зосереджених на валу мас під дією неод­накових у часі М_к, які викликають відносне зкручування окремих участків вала внаслідок його недостатньої жорсткості, називаються крутильними коливанням. Крутильні коливання небезпечні не тільки для колінчастих валів, але й для приводів агрегатів двигуна, зв'язаних з валом. Причому небезпечні, головним чином, резонансні крутильні ко­ливання, при яких власна частота коливань системи вала (ω_с) збігається з частотою однієї з гармонік збуджуючого моменту (К_ω). При їх збіганні коливання проходять з великими (теоретично до нескінчен­ності) збільшеннями амплітуди.

Розрахунок на крутильні коливання зводиться до визначення на­пружень у колінчастому валі при резонансі.

Дослідження колінчастих валів на крутильні коливання складається приблизно з таких етапів:

1)заміна реальної системи еквівалентною, спрощеною, яка піддається теоретичному дослідженню;

2)визначення частот і відносних амплітуд вільних коливань (при відсутності М_к ) методом остатку або ланцюгових дробів В.П. Терських [16];

3. гармонічний аналіз М_к для визначення гармонік, із яких скла­дається М_к та їх частот, звичайних для номінального режиму; інші ре­жими можуть бути враховані за допомогою перехідних коефіцієнтів для амплітуд (наприклад, розроблений акад. A.M. Криловим [16]);

4. визначення резонансних режимів і амплітуд при резонансі;

5. визначення напружень і запасу міцності колінчастого вала з ура­хуванням крутильних коливань;

6. пошук можливостей усунення неприпустимо великих напружень від крутильних коливань.

Досвід показує, що:

• небезпечними є гармоніки М_к, порядок яких кратний числу або половині числа спалахів у циліндрі двигуна за оберт; вони звуться го­ловними, або мажорними, і саме їх необхідно досліджувати на резонанс;

• багатомасові системи виконують багатовузлові коливання (вузол -переріз вала, котрий не закручується); число вузлів дорівнює числу мас без одиниці, при цьому може бути така ж кількість частот коливань;

• особливо небезпечними для автомобільних двигунів є одно- і дво-вузлові форми коливань;

• із зростанням частоти обертання вала (п) і числа циліндрів двигу­на (/) частота збуджуючих коливань зростає, а висока частота власних -зменшується (внаслідок зростання довжини вала зменшується його кру­тильна жорсткість), що призводить до зближення частот виникнення небезпечних резонансних режимів. Тому розрахунок сучасних швид­кохідних автомобільних двигунів на крутильні коливання обов'язковий.

Напруження кручення, які виникають у колінчастому валу, знахо­дяться у прямій залежності від амплітуд крутильних коливань. За зна­ченням пружного моменту М_у на ділянці з максимальним кутом закру­чення підраховують в елементах кривошипа знакозмінні дотичні напру­ження, які складають при визначенні запасів міцності з дотичними на­пруженнями, знайденими при розрахунках по діаграмі набігаючих мо­ментів.

Приклад визначення напружень від крутильних коливань:

де М_уі-1,і - момент пружності М_уі-1,і = (φ_і-1 - φ_і )С_і-1; (φ_і-1 - φ_і ) - кут закручення вала між (і - 1) та і-ми масами; С_і-1 - крутильна жорсткість дільниці вала між цими масами,

де G - модуль зсуву, МПа; l - довжина дільниці, м; J_p - полярний мо­мент інерції поперечного перерізу вала, м³.

Резонансні коливання можуть бути усунені зміною жорсткості колінчастого вала, зменшенням мас деталей поршневої групи, шатуна, кривошипа і противаг, застосуванням гасителів коливань (антивібрато­рів або демпферів), при установці яких зменшуються амплітуди резо­нансних коливань, або коливання виводяться за зону робочих режимів ДВЗ.

Для гасіння небезпечних крутильних коливань в автомобільних двигунах переважно застосовуються демпфери, які установлюють на кінцях вала, де амплітуди коливань досягають максимальних значень. Найбільше застосування мають демпфери внутрішнього (гумові гаси­телі коливань) та рідинного тертя (рис. 8.36). Крім перелічених, іноді застосовують демпфери сухого тертя (фрікційні).

У гумових гасителях використовується властивість гуми 1 допуска­ти великі деформації з розсіюванням значної кількості енергії за рахунок пружнього гістерезісу. Гума має найбільше внутрішнє тертя з усіх ма­теріалів, які використовуються у техніці.

Робота, що поглинається гасителем сухого тертя 2, залежить від моменту інерції дисків та моменту тертя між елементами гасителя. При розрахунку гасителя сухого тертя необхідно обрати оптимальне співвід­ношення між інерційним моментом дисків та моментом тертя.

Останнім часом починає розповсюджуватися гаситель рідинного тертя з застосуванням силіконової рідини (рис. 8.36, в).

Простір між вільною масою 3 та стінками корпусу 4 заповнений силіконовою рідиною великої в'язкості. Крім того, в'язкість цієї рідини при нагріванні мало залежить від температури.

За рахунок гідродинамічного тертя досягається значна дисипація енергії крутильних коливань.

Згинні коливання поділяються на повздовжні та поперечні (рис. 8.37). Вони з'являються під дією осьових, радіальних складових газових сил, сил інерції, вібрації та ін.

Згинні коливання вивчені недостатньо, їх розрахунок зводиться до визначення додаткових напружень згину в небезпечних перерізах вала. Детальніше про них можна прочитати в роботах [2; 16].