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

= 14° 02'. Таким образом, угол рассогласования между поршнями продувки механизма с и выпуска механизма Ь, а следовательно, и общий угол сдвига фаз для всего кривошипно-шатунного меха­ низма одной секции двигателя будет 50° 2 6 '— 14° 02' = 36° 24' вместо 60° для системы с аксиальными механизмами.

Этот общий угол (36° 24') должен быть равномерно распределен между тремя парами кривошипно-шатунных механизмов', а именно: для цилиндра ас— поршень выпуска механизма с должен опере­ жать поршень продувки механизма а на 1 2 ° 08' и его кривошип дол­ жен занять место на 12° 08' влево от линии 0"F. Тогда угол справа от линии 0"F' будет равен 12° 08' + 14° 02'=26° 10'; для цилиндра ab — поршень продувки механизма b должен отставать от поршня выпуска механизма а на угол 1 2 ° 08'; для цилиндра Ьс— угол сдвига фаз у поршней выпуска механизма b и продувки механизма с будет 38° 18' — 26° 10' = 12° 08'. На основании проведенного расчета можно сделать вывод о том, что принятое смещение осей рабочих цилиндров на величину е = 0 , 6 R привело к изменению угла сдвига фаз у разноименных поршней с 20 до 12° 08'. Таким же образом можно установить, что смещение осей рабочих цилиндров на величину е = 0,4R приводит к изменению угла сдвига фаз разноименных поршней с 20 до 14° 44'. Введение смещенных меха­ низмов по рассмотренной выше схеме вносит изменение и в углы между вспышками в цилиндрах ab, ас и Ьс одной секции двига­ теля, т. е. угол уменьшается с 40 до 38° 18'. Это легко определить по одноименным фазам поршней выпуска или продувки, если уста­

линии О" F'). Тогда по положениям поршней выпуска в их в. м. т. будем иметь: цилиндр Ьс— поршень выпуска находится в поло­ жении 38° 18' за в. м. т.; цилиндр ab — поршень выпуска нахо­ дится в в. м. т.; цилиндр ас — поршень выпуска прийдет в в. м. т. через 38° 18'.

Перемещение рабочих поршней смещенных механизмов в за­ висимости от угла а ' поворота кривошипа может быть определено

Для расчетов по-этой формуле необходимо определить зна­ чения углов ß в зависимости от углов а ' поворота кривошипа

смещенного механизма для принятых значений X и k, используя зависимость

где знак минус соответствует положительному и плюс отрицатель­ ному смещениям. Значения углов ß, приводимых в курсах кон­ струирования и расчетов ДВС, не могут быть использованы при расчетах по формуле (46). Перемещения, скорости и ускорения поршней в зависимости от а' можно подсчитать по приближенным формулам:

При расчетах по формулам (48)—(50) можно пользоваться табли­ цами тригонометрических функций, приводимых в курсах кон­

шипно-шатунного механизма на изменение роли рабочих поршней, на фазы газораспределения и на распределение мощности, разви­ ваемой рабочим цилиндром, между поршнями выпуска и про­ дувки, произведем примерный расчет ординат индикаторных диа­ грамм рабочего цилиндра двигателя «Нэпир-Дэлтик», имеющего

ным углу сдвига фаз Да = ß = 12°, полученному выше для /г = 0,6. •Параметры рабочего процесса двигателя: расчетная степень сжатия ер = 11,35; температура конца сжатия Тс = 900° К; температура конца сгорания топлива Тг = 2000° К; коэффициент молекулярного изменения ß2 = 1,030; степень повышения, дав­ ления Хг == 1,75; давление начала сжатия ра = 2,0 бар. расчет перемещений рабочих поршней для этих исходных данных по

преобразованной формуле (48)

. s = R [4,67— (3,583 + 0,162 sin a +

-f cos a -j- 0,0685 cos 2a) ]

в зависимости от угла а поворота кривошипа от нулевого положе­ ния (см. рис. 16) представлен в табл. 5.

Используя результаты расчета (графа 10 табл. 5), строим графики перемещений опережающего и отстающего поршней

41

42

(ряс. 19). При этом надо учитывать, что' расчет произведен для опережающего поршня, имеющего положительное смещение е оси цилиндра (в сторону вращения коленчатого вала), и что по­ строение графика ведется от нулевого положения (см. рис. 16). Что касается графика путей для отстающего поршня, то расчет для него остается тем же, но построение надо вести от нулевого положения в порядке, обратном построению графика для опере­ жающего поршня, так как для отстающего поршня смещение оси цилиндра сделано в сторону, противоположную вращению колен­ чатого вала, т. е. коленчатый вал этого поршня как бы вращается в сторону, противоположную той, для которой сделан расчет. Из графиков перемещений (рис. 19) видно, что в результате вве­ дения смещений в кривошипно-шатунный механизм, окнами вы­ пуска должны управлять не опережающие, а отстающие поршни, а окнами продувки — опережающие. При высоте окон выпуска 0,178 5 (ha = 25) и окон продувки 0,1215 (Лп = 17) окна закры­ ваются рабочими поршнями прй их ходе сжатия одновременно

2 2 °, а степень открытия окон выпуска в момент открытия окон про-

расстояния между рабочими поршнями, снятые с графика путей,

иизвестные зависимости из теории ДВС, определяем: степень предварительного расширения по формуле (1 0 )

1,03-2000 о

^%гТс ~ 1,75-900 ~ ’ ’

поправку ДѴС по формуле (6)

объем рабочего цилиндра Ѵгр на графике рис. 19, отвечаю­ щий значению р = 1,31 по формуле (11),

Пользуясь табличным расчетом (табл. 6), находим значения давлений на линии сжатия для расстояний между рабочими

43

44

о

Рис. 19. Графики и диаграммы к расчету кинематики смещенного механизма у-образного двигателя

Т а б л и ц а 6. Расчет ординат линии сжатия к примеру 8

давлений на линии расширения для расстояний между рабочими

поршнями Ѵ-а, снятых с графика (рис. 19), при соответствующих углах поворота кривошипов отстающего аох от опережающего а оп поршней.

Используя результаты табличных расчетов, строим линии сжатия, откладывая давления, соответствующие углам поворота кривошипов, на сплошных ординатах и для линии расширения на штриховых ординатах. Метод 'построения индикаторных диа­ грамм для опережающих и отстающих поршней подробно изложен в п. 5.

Результат проведенного примерного расчета показывает, что индикаторная диаграмма теперь уже у отстающего поршня при е = 0,6Д оказалась полнее, чем у опережающего, на 28—30%. Следовательно, уменьшая значение е, можно получить индикатор­ ные диаграммы одинаковой полноты; при этом угол А будет нахо­ диться в пределах 12,5—13,5°. Применение одного или двух сме­ щенных механизмов у двухтактных ДВС с противоположно дви­ жущимися поршнями позволяет обеспечить равенство мощностей, передаваемых обоими рабочими поршнями, при обеспечении наи­ выгоднейших фаз газораспределения без углового сдвига колен-

45

чатых валов. Рассмотренный выше примерный расчет и диаграмма на рис. .19 позволяют сделать следующее заключение. Умень­ шая высоту окон выпуска, управляемых отстающим поршнем, до 0,1145, получим следующие фазы газораспределения: закры­ тие окон выпуска —36° и окон продувки —60° после н. м. т.; открытие окон выпуска за ~58° 45' и окон продувки за —37° 45' до н. м. т., т. е. с опережением на ~ 8° 30'. При реверсе этот угол опережения станет углом запаздывания открытия окон выпуска, т. е. будет иметь место еще допустимый заброс отработавших га­ зов в ресивер продувочного воздуха.

10.Особенности кинематики шатуна двигателей «Нэпир-Номад»

Удвухтактных двигателей, особенно при высоком давлении наддува, серьезную проблему представляет собой смазка подшип­ ников верхних головок шатунов. Смазка этих подшипников у мало­ оборотных дизелей обеспечивается или непосредственно от си­ стемы циркуляционной смазки, или при повышенном давлении той части циркуляционной системы, с помощью которой произво­ дится масляное охлаждение рабочих поршней, или повышением давления циркуляционной смазки непосредственно у каждого головного соединения с помощью скальчатых насосов, приводимых

вдвижение за счет угловых перемещений стержней шатунов отно­ сительно поперечин крейцкопфных соединений. Оригинальное’ решение обеспечения смазки трущихся поверхностей подшип­

ников верхних головок шатунов осуществлено на мощных двух­ тактных авиационных дизелях «Нэпир-Номад» с газотурбинным наддувом до 6 бар (6 - ІО6 Па). Для уменьшения удельных давле­ ний в этом соединении обычный цилиндрический палец заменен полуцилиндром 1 большого диаметра (рис. 20). Верхняя головка шатуна 2 удерживается в контакте с поверхностями трения двумя щеками 3, каждая из которых совместно с полуцилиндрической цапфой 1 через отверстия 4 крепится двумя удлиненными шпиль­ ками к телу поршня. Поверхность трения полуцилиндра разде­ лена по образующей на три части. Две крайние части d цилиндри­ ческой поверхности имеют общую ось о'о', а средняя ее часть с имеет ось о"о". Обе оси сдвинуты от середины полуцилиндра на величину Ы2 , как это показано на эскизе оболочки (рис. 2 1 ).

Точно так же обработаны поверхности трения вкладышей верх­ них головок шатунов. Когда шатун имеет нулевое отклонение от оси цилиндра (ß = 0 ), вкладыш подшипника лежит на всей по­ верхности трения, но по мере его отклонения вправо или влево от нулевого положения между вкладышем подшипника и частью поверхности полуцилиндра образуется постепенно возрастающий зазор, который достигает наибольшей величины при ßmax.

Зазоры, образующиеся между элементами цилиндрических поверхностей полупальца и вкладыша при максимальных угло-

46

вых отклонениях оси шатуна вправо и влево, показаны на схеме (рис. 2 2 ), на которой цифрой 1 обозначен наибольший зазор между поверхностями dd при отклонении оси шатуна вправо и цифрой 2 — зазор между поверхностями сс полупальца и вкладыша при откло­

нении оси шатуна влево. Механизм образования зазоров заклю­ чается в следующем. При отклонении оси шатуна вправо поверх­ ность с вкладыша верхней головки шатуна скользит по поверх­ ности с полупальца, т.-е. шатун вращается относительно оси о"о"

(рис. 21). Следовательно, ось о'о' тоже будет вращаться относи­ тельно оси о"о" и при максимальном отклонении шатуна ßmax переместится в положение о"'о"'. Величина этого перемещения А будет зависеть от ßmax и Ь.

Для обычных отношений А, — ■— угол ßmax находится в пре­

делах 11—16°; sin ßmax = 0,2 ч-0,3 соответственно. Перемещение оси о'о' в положение о'"о'", а следовательно, и радиальный за­ зор А определятся из соотношения

47

где гп— радиус цилиндрической поверхности трения; фг — отно­ сительный радиальный зазор, который желательно получить для

Рис. 22. Механизм образования зазоров в головном под­ шипнике шатуна двигателя «Нэпир-Номад»

обеспечения смазки подшипников верхних головок шатунов по­ вышает их работоспособность и долговечность, так как он исклю­ чает эффект выдавливания смазки, что особенно ценно для двухтакт­ ных ДВС с высоким давлением наддува.

11. Метод определения обобщенного коэффициента тактности для ДВС со сложными кинематическими схемами кривошипно-шатунных механизмов

Формулы для определения мощности поршневых ДВС в си­ стеме единиц МКС имели коэффициент тактности т, выражавший число оборотов коленчатого вала, приходящееся на один рабочий ход, совершаемый поршнем двигателя. В системе единиц СИ коэффициент тактности т может быть приравнен углу поворота коленчатого вала в радианах, приходящемуся на один рабочий ход поршня.

48

Значения этого коэффйциента приводятся обычно для двига­ телей с простыми схемами кривошипно-шатунных механизмов. В новой системе единиц т будет равно (в рад):

в единицу времени. Для рабочего цилиндра поршневого двигателя работа есть средняя сила, умноженная на путь, пройденный поршнем, или на ход поршня S. Силой является суммарное среднее давление газов, действующее на поршень рабочего цилиндра,

P = pe^ D ^ = peF (Н). '

Следовательно, работа, совершаемая поршнем за один рабочий ход,

PS = p eFS (Дж).

Угловая скорость коленчатого вала со и коэффициент тактности т определяют работу, совершаемую поршнем рабочего цилиндра в единицу времени, а следовательно, и его мощность

=^ (Вт).

т2т 4 '

Таким образом, для і рабочих цилиндров мощность двигателя определяется из условия

в рад/с; і — число рабочих цилиндров; ре— среднее эффективное

49