книги из ГПНТБ / Ливенцев, Ф. Л. Двигатели со сложными кинематическими схемами. Кинематика, динамика и уравновешивание

и силу. PRа, действующую вдоль радиуса R кривошипа, которые могут быть найдены по формулам:

Сила P/а, действующая в зубчатом зацеплении между шестер­ нями 1 и 2, определяется из выражения (см. рис. 10)

р'іа Г = Ріа Г\, откуда Р'іа = P'ta ~г ,

или

Сила Р'іа, действующая в зубчатом зацеплении между шестер­ нями 3 и 4, определяется из выражения

или с учетом выражения (30)

При включении синхронизирующего механизма с углом 0 = 0 ° (левая схема на рис. 10) формулы (22) — (32) примут вид:

Влияние угла 0 на величины сил Pta и Ріа можно определить графоаналитическим путем при силовом расчете двигателя с по­ мощью пробных подстановок значений 0 в расчетную таблицу.

30.

Рассмотрим схему и принцип действия рычажного синхрони­ зирующего механизма, представленного на рис. 12. Этот механизм также имеет неразрезную обойму 3, насаженную на шатунную шейку 1 коленчатого вала 2. В щеки обоймы 3 вмонтированы пальцы 4 нижних головок шатунов 5. Шатуны 5 крепятся к паль­ цам 4 жестко. Два удлиненных пальца 4 шатунов противоположно расположенных рабочих цилиндров вмонтированы в щеки обоймы 3 так, что их верхние концы выступают над верхней щекой обоймы.

Рис. 12. Схема рычажного синхронизирующего механизма двигате­ ля «Нордберг»

На выступающие концы удлиненных пальцев.жестко насажены коромысла 6. Оси коромысел наклонены к осям шатунов 5 под углом 55—60° (120—125°). На концы коромысел жестко насажены пальцы 9, а на'пальцы обоих коромысел свободно насажено ярмо 10. На свободных концах коромысел с помощью болтов 8 закреплены противовесы 7, роль которых рассмотрена в~разделе уравновеши­ вания двигателей «Нордберг». Так как верхние головки шатунов 5 имеют одну степень свободы, то рассматриваемый синхронизи­ рующий механизм исключает вращение обоймы 3 относительно центра О', обеспечивая ей поступательное движение, в котором центр О' описывает окружность радиуса R.

; Чтобы уяснить действие этого синхронизирующего механизма, рекомендуется изготовить его плоский макет. Приведенные ранее рассуждения относительно кинематики кривошипно-шатунного

31

механизма с планетарным синхронизирующим механизмом для одного. рабочего цилиндра и для всего двигателя, включая влия­ ние угла Ѳ на изменение касательного усилия Р \ а , распростра­ няются и на кривошипно-шатунный механизм с рычажным син­ хронизирующим механизмом, -исключая необходимость опреде­

ления сил P t a и P t a > которые в этом механизме отсутствуют и заменяются силами, действующими в рычажном механизме.

Выше было сказано, что в рычажном синхронизирующем ме­ ханизме обойму <3 от ее проворачивания относительно оси О'

удерживают два шатуна 5, с помощью которых результирующая

£

сила \ i ' P ’ta от действия всех рабочих поршней вследствие осо- I

бенностей синхронизирующего механизма передается к пальцам верхних головок шатунов Цоршней противоположно расположен­ ных рабочих цилиндров 1 и 7 поровну. Пользуясь левой схемой на рис. -13, составим уравнения моментов относительно оси 0'

Момент дополнительной нормальной силы, действующей через

Сила Ря, действующая в ярме 10, может быть определена из усло­ вия, что моменты сил Р'па и Ря относительно оси пальца нижней головки шатуна должны быть равны между собой, а именно:

М" = М ІѴ =:Р'ПаН' = P„fi',

или

Р'па L COS ß’ = РВ1ЯCOS ß',

32

откуда

Сила Р„ должна всегда вызывать в ярме 10 напряжения растя­ жения. При выборе плеча Ія коромысла синхронизирующего механизма необходимо учитывать:

1) чем больше плечо /я, тем меньше усилие Рп, но тем больше ход ярма 5Я, который ограничен диаметром шатунной шейки;

Рис. 13. Плечи, силы и моменты, действующие в рычажном синхро­ низирующем механизме

а это возможно в том случае, когда при положении кривошипно­ шатунного механизма, отвечающем условию ß' = 0 , угол между осью плеча /я и осью ярма 10 будет "равен 90°, как это показано в несколько утрированном виде на правой схеме рис. 13, на ко­

торой плечи /я и /я удовлетворяют, а плечо і'я не удовлетворяет этому условию. Угол наклона оси коромысла к оси шатуна будет б + Ѳ, где угол б определяется по формуле

= 60°. Если по каким-либо соображениям это условие невыпол­ нимо, то в формуле (38) необходимо учитывать влияние угла у, который может быть справа или слева от перпендикуляра р. Для случая, когда перпендикуляр р находится справа от центра с (как на рис. 13), плечо h' момента Л4ІѴ определяется по формуле

одна секция их состоит из трех рабочих цилиндров, оси которых являются сторонами равностороннего треугольника (рис. 14). При диаметре рабочего цилиндра 130 мм и ходе поршней 2х 184 мм цилиндровая мощность двигателей этой системы составляет —ПО кВт при частоте вращения коленчатых валов 2000 об/мин. Рабочие цилиндры одной секции имеют шесть поршней, связан­ ных шатунами попарно с тремя кривошипами коленчатых валов а, Ь и с. Кривошипы валов сдвинуты по фазам следующим образом: кривошип вала Ь против кривошипа вала а на угол '20°; вала с против вала b на угол 2 0 ° и вала а "против вала с — на угол 2 0 °. Кривошипы коленчатых валов могут быть ■сдвинуты по фазе и в обратном порядке, начиная с вала а. Такой равномерный сдвиг фаз вызывается тем, что если бы он не был введен во все криво­ шипно-шатунные механизмы секции, то, обеспечивая синхронную работу попарно поршней цилиндров ab и ас, мы имели бы резуль­ тирующий сдвиг фазы на 60° только лишь у рабочих поршней цилиндра Ьс, в связи с чем этот цилиндр оказался бы неработо­ способным. В результате равномерного сдвига фаз все поршни 2,

34/

управляющие выпускными окнами, опережают поршни 1, управ­ ляющие продувочными окнами, на 20°. Однако эти неизбежные сдвиги фаз рабочих поршней, обслуживающих каждый рабочий цилиндр, на 2 0 ° и сдвиги фаз рабочих процессов у каждого после­ дующего рабочего цилиндра против предыдущего на 40° приводят

кследующему:

1) смещаются по углу поворота кривошипов положения не­ которых точек рабочего процесса по сравнению с их положениями при синхронном движении рабочих поршней;

2) происходит такое распределение мощностей между рабочими поршнями, при котором большая часть мощности каждого рабо­

Рис. 14. Схема одной секции кривошипно-шатунного механизма двигателя «Нэпир-Дэлтик»

чего цилиндра передается коленчатым валам опережающими порш­ нями, управляющими окнами выпуска;

3) каждая секция двигателя, несмотря на значительное число рабочих поршней (шесть,) не имеет равенства углов между вспыш­ ками (40—40—280—40° . . .); оно может быть обеспечено: у трех­ секционного (девятицилиндрового) двигателя, имеющего 18 ра­ бочих поршней (40—40—40°. . .) и коленчатые валы е криво­ шипами, заклиненными под углом 1 2 0 ° ; у шестисекционного, имеющего 36 рабочих поршней (20—20—20°. . .) и коленчатые валы с кривошипами, заклиненными под углом 60°; у девяти­ секционного двигателя (27 рабочих цилиндров, 54 поршня), где равномерность следования вспышек (через 13° 20') обеспечи­ вается при системе коленчатого вала, представленного схемой заклинки кривошипов 3 (рис. 14).

2 *

Анализ показывает, что для кривошипно-шатунного механизма этой системы возможно иметь приведенную на рис. 14 схему взаим­ ного расположения кривошипов коленчатых валов а, b и с с «пра­ вым» или «левым» вращением вала с. При левом вращении вала с кривошип вала b из отстающего должен стать опережающим от­ носительно кривошипа вала а с сохранением прежних направле­ ний вращения валов а и Ь. При измененном направлении враще­ ния вала с положения всех кривошипов на рис. 14 показаны штри­ ховыми линиями.

9.Способ уменьшения угла сдвига фаз для двигателей «Нэпир-Дэлтик»

Вслучае необходимости уменьшение угла А' сдвига фаз у порш­ ней выпуска и продувки двигателя «Нэпир-Дэлтик» может быть достигнуто при помощи смещенных кривошипно-шатунных ме­ ханизмов.

продувки. Называя смещения осей цилиндров положительными,

шипно-шатунного механизма опережающих поршней с положи­ тельными, а элементы отстающих — с отрицательными смеще­ ниями.

Благодаря принятой схеме смещений осей рабочих цилиндров весь кривошипно-шатунный механизм секции приобретает новые свойства, а именно, при е = 0 углы сдвига фаз разноименных порш­ ней равны 20°, при е = (0,40 ч-0,60) R углы сдвига фаз умень­ шаются до —15—12° соответственно; изменяются роли рабочих

36

поршней в газораспределении и мощности, передаваемые рабочими поршнями.

В этом можно убедиться, если рассмотрение вопроса проследить, начиная со схемы элементарного смещенного механизма (рис. 16), представляющего положения рабочего поршня в верхней и ниж­ ней мертвых точках.

Для верхней мертвой точки рабочего поршня угол поворота

Зная смещения осей рабочих цилиндров и расстояния между осями коленчатых валов, определим углы между осями рабочих цилиндров, а затем и углы сдвига фаз для разноименных поршней во всех цилиндрах. Из схемы на рис. 17 имеем

37

где А — расстояние между осями коленчатых валов. У исполнен­ ных двигателей А <=&13,5/?, следовательно,

Рис. 17. Углы между осями рабочих цилиндров у-образного двигателя со смещенным кривошипно­ шатунным механизмом

Для k = 0,4

у' = 63°24' и у" = 53° 12'.

Для k = 0,6

у '= 65°06' и у" = 49° 48'.

38

Зная углы между осями рабочих цилиндров и угол б для”рабочего поршня в в. м. т. можно определить углы сдвига фаз ра­ бочих поршней в цилиндрах, руководствуясь схемой на рис.(18, на которой штриховыми линиями изображены кривошипно-шатун­ ные механизмы одной секции двигателя с рабочими поршнями в в. м. т.

Сравнимыми начальными фазами будем считать положения одноименных поршней в их верхних мертвых точках.

Рис. 18. Схема для определения углов сдвига фаз рабочих поршней и между вспышками в рабочих цилиндрах

Найдем общий для новой системы кривошипно-шатунного механизма угол сдвига фаз исходя из предположения, что разно­ именные рабочие поршни каждого рабочего цилиндра должны работать без сдвига фаз. За начальное положение примем поршни рабочего цилиндра ab в их в. м. т.

При .синхронной работе следующей пары рабочих поршней (пор­ шень стороны продувки и поршень стороны выпуска цилиндра ас)