Частичное уравновешивание реактивного крутящего момента двигателя R4 за счет особого расположения балансирных валов

Существует возможность повышения эффективности уравновешивания двигателей R4 с балансирными валами, если устанавливать их не симметрично оси коленчатого вала, как показано на рис. 2.8; 3.13, а со специально рассчитанным смещением (размер а на рис. 3.14).

Рис. 3.14. Схема расположения балансирных валов двигателя типа R4 для уменьшения виброактивности СА от действия реактивного момента

За счет этого может быть обеспечено дополнительно к уравновешиванию силы и частичное снижение виброактивности реактивного момента двигателя М_р.

Такой способ установки балансирных валов стал применяться сравнительно недавно в некоторых двигателях типа R4 зарубежных фирм (Saab, Mitsubishi и др.). На рис. 3.15 показано размещение балансирных валов в двигателе Saab.

Рис. 3.15. Размещение балансирных валов в двигателе Saab.

Символом В обозначены оси балансирных валов

В существующей отечественной учебной и технической литературе до настоящего времени отсутствовали как методы определения оптимальных смещений балансирных валов, так и количественная оценка изменения виброактивности при таком смещении. Автором разработана такая методика, она изложена в статьях [6, 9], частично показана в данном пособии выше (для ДВС типа R2 в параграфе 3.2.2) и применительно к рассматриваемому ДВС изложена ниже.

На рис. 3.14 показано, что оси двух балансирных валов, имеющих координаты х_1} у_1} х₂, у₂, расположены не симметрично осям цилиндров, а имеют смещение по вертикали (оси Y) относительно друг друга на величину а (у_г-у₂ = а). Величина дисбалансов противовесов М₂г₂ определяется из условия уравновешивания результирующей силы инерции (как показано выше) и не может быть изменена в этом варианте уравновешивания. При смещении осей балансирных валов возникает момент от пары сил — горизонтальных составляющих центробежных сил противовесов:

Этот гармонический момент действует в той же плоскости, что и крутящий момент ДВС, — перпендикулярно оси коленчатого вала. Он имеет тот же период, что и результирующий крутящий момент: 180° поворота коленчатого вала. Величина его амплитуды зависит от смещения а. В этом случае на опоры ДВС (точнее, СА) передается суммарный момент: M_z =М_р+ М_бв, имеющий тот же период (180°) и то же значение среднего индикаторного момента М,-, что и исходный крутящий момент, но иной вид кривой М_? = /((р). При некоторых условиях момент М_{б в} от балансирных валов может уменьшить возмущающее действие крутящего момента (точнее, реактивного от него М_р).

На рис. 3.16 показаны расчетные графики кривых протекания указанных моментов для бензинового двигателя R4, имеющего следующие конструктивные параметры: рабочий объем V_h = 1,93 л; ход поршня S = 85 мм; диаметр цилиндра D = 85 мм; степень сжатия 10, масса поршня М_п = 600 г; масса шатуна М_ш = 1000 гр; безразмерный кинематический параметр X — 0,25. Параметры режима работы задали типичными для автомобильного двигателя: среднее индикаторное Р_{ = 1 МПа; частота вращения п = 4000 мин^-1. Для этого случая величину смещения задали оптимальную по условию снижения виброактивности: а = 81,8 мм.

Метод количественной оценки возмущающего действия рассматриваемых моментов показан в параграфе 3.2.2. Заметим, что для такой оценки необходимо сначала аналитически или экспериментально найти зависимость протекания результирующего крутящего момента двигателя М_к = /(ф) для каждого исследуемого режима работы. Для каждого режима будет существовать своя оптимальная величина смещения а.

Для случая, показанного на рис. 3.16, импульс возмущения от действия реактивного крутящего момента, передающийся на опоры СА при симметричной установке балансирных валов (от момента М_р): Ь_Имп.шах⁼ 0,782 Н-м-с. При «выравнивании» этого момента гармоническим моментом от смещенных балансирных валов (в этом случае на опоры действует момент М^) импульс возмущения составит: 1_{имп тах} = 0,151 Н-м-с. Таким образом, для рассмотренного случая обеспечивается уменьшение виброактивности, оцениваемое по величине импульса от сил момента при смещении балансирных валов, более чем в 5 раз. Если же оценивать виброактивность по энергии возмущения от действия этих импульсов, то при смещении обеспечивается улучшение уравновешенности в 27 раз.

Важно заметить, что для каждого конкретного двигателя и каждого конкретного режима работы данного двигателя существует своя величина оптимального смещения балансирных валов а. Определение этой величины сводится к определению минимума импульса возмущения Ь_{имп тах} от действия момента М₂ = /(ср) (за период) при варьировании параметром смещения а.

Об эффективности рассмотренного способа уравновешивания на разных режимах работы можно судить по расчетным данным, приведенным в табл. 3.3, выполненным для двигателя, имеющим конструктивные параметры, как для данных на рис. 3.16. Здесь улучшение уравновешенности за счет смещения балансирных валов оценивалось коэффициентом К по уменьшению энергии возмущения е (см. параграф 3.2.2) от действия импульсов переменных моментов на опорах СА:

где Е_{имп тах} — импульс возмущения при симметричной установке балансирных валов; Ь_{имп тах 0ПТ} — то же при оптимальном смещении балансирных валов.

Из данных таблицы заметны некоторые закономерности: чем выше обороты и чем меньше нагрузка, тем больше значение оптимального смещения и тем больше эффект снижения виброактивности, достигаемый за счет такого смещения. На малых оборотах оптимальны весьма большие «обратные» смещения (на рис. 3.14 это будет соответствовать положению валов, при которому > У).

Переменное (в зависимости от режима работы) значение смещения балансирных валов конструктивно сложно реализовать. Пока не известны серийные модели ДВС, имеющие регулируемое в зависимости от режима работы смещение.

Рис. 3.16. Моменты, передающиеся на опоры СА с ДВС типа R4 на режиме работы: п = 4000 мин^-1;

М,= 153 Н*м; Pj = 1 МПа:

темным выделена площадь, эквивалентная импульсу возмущения (1_{имп тах}) от момента на опорах СА при оптимально

смещенных валах; светлым без смещения

Одно из возможных решений состоит в том, чтобы найти для данного двигателя постоянное, условно оптимальное значение смещения, обозначим его а_усл, которое обеспечит минимум условной энергии виброактивности Е, определяемый как сумма квадратов максимальных импульсов момента на отдельных режимах (см. формулу (3.1)):

Заметим, что действительное значение суммы энергий на разных режимах ?_д должно определяться по формуле

где i —номер режима; N — общее число учитываемых режимов, J_CA — момент инерции силового агрегата относительно оси коленчатого вала, кг-м². Однако, при таком способе поиска оптимального смещения величина J_CA не имеет значения.

Нашли, что у рассматриваемого двигателя для поля режимов работы, характеризуемых диапазоном изменения п, мин^-1, от 1500 до 5500 и Р_ь МПа, от 0,35 до 1,00 (число учитываемых режимов N = 20) величина а_усл = 99 мм.

В табл. 33 приведены значения оптимального смещения балансирных валов а_опт, мм, и достигаемое при этом снижение виброактивности, оцениваемое коэффициентом К (указано в скобках), при разных частотах вращения п, мин^-1 и средних индикаторных давлениях Р_ь МПа для рассматриваемого двигателя.

Таблица 3.3

Эффективность реализации такого смещения (постоянного на всех режимах) оценивается следующим образом: величина параметра Е без смещения балансирных валов на указанных режимах составит 19,6 (Н-м-с)², при смещении — 7,9 (Н-м-с)². В этом способе достигается улучшение уравновешенности, оцениваемое по суммарному снижению энергии виброактивности на 20 учитываемых режимах работы, в 2,48 раза. Хотя такой способ и менее эффективен, чем при реализации переменного регулируемого для каждого режима смещения, он также обеспечивает существенное улучшение уравновешенности ДВС типа R4 по сравнению с вариантом симметричного расположения балансирных валов. Именно такой способ уравновешивания (с постоянным смещением) и применяется на всех ДВС типа R4 со смещенными балансирными валами.

Автор: Гусаров Владимир