Гидродинамический расчет и анализ работы подшипников скольжения автомобильного двигателя

Гидродинамический расчет и анализ работы подшипников скольжения автомобильного двигателя

Информация

Производство и Промышленность

Другие материалы по предмету

Производство и Промышленность

Сдать работу со 100% гаранией

 

 

РЕФЕРАТ

ГИДРОДИНАМИЧЕСКАЯ ТЕОРИЯ СМАЗКИ

и ее возможности для расчета и анализа

РАБОТЫ ПОДШИПНИКОВ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННГО СГОРАНИЯ

АННОТАЦИЯ

Хорошо известно, что расчет подшипников на основе тради-

ционной методики определения средних и максимальных удельных

давлений, определяемых по удельному давлению приходящемуся

на площадь проекции вкладыша, очень груб. Однако до настоя-

щего времени этот способ очень широко распространен по двум

причинам: во-первых, метод очень прост и, во-вторых, колос-

сальное количество расчетов выполненных этим методом дает

хорошую статистику для оценки работы вновь создаваемых под-

шипников.

Между тем, поскольку подшипники работают в условиях жид-

костной смазки, недостатки этого метода поняты очень давно.

Вывод собственно уравнений гидродинамической смазки относит-

ся к прошлому веку (ПЕТРОВ Н.Н. 1883 год). Одна из первых

попыток применить гидродинамическую теорию к расчету подшип-

ников д.в.с. относится к 1937 году (Орлов П.И.).

В настоящее временя более прогрессивный метод гидродина-

мического расчета уже нашел широкое применения во многих об-

ластях машиностроения (применительно к подшипникам), в том

числе и применительно к подшипникам ДВС. Этот метод имеет

широкое применение в зарубежных фирмах.

Однако, до настоящего времени в НАМИ не делалось серьез-

ных попыток применение этого метода при проектировании под-

шипников ДВС и при анализе их работы.

Настоящий реферат содержит краткое изложение гидродина-

мической теории смазки, методики использования уравнений

этой теории и результаты расчетов применительно к шатунному

подшипнику автомобильного двигателя.

---

Из изложенного далее следует, что расчет подшипников на

основании гидродинамической теории смазки раскрывает многие

стороны работы подшипников, недоступные расчету на основе

средних удельных нагрузок.

Основной вывод, который следует из приведенного материа-

ла состоит в том, что

ДЛЯ ДАЛЬНЕЙШЕГО СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ПОДШИПНИКОВ АВТОМО-

БИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ИХ РАСЧЕТ НЕОХОДИМО ВЕСТИ МЕТОДОМ

ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ СМАЗКИ.

бильных двигателей

1. ОСНОВЫ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ СМАЗКИ

1.1 ГЕОМЕТРИЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПНИКА

1.1.1 Схема пары цилиндрического подшипника дана на рис.1.1.1

Плоскость рисунка назовем ПЛОСКОСТЬЮ ВРАЩЕНИЯ. В качест-

ве неподвижного элемента выбран шип (или шатунная шейка ко-

ленчатого вала). С этим элементом связана неподвижная систе-

ма координат. За подвижный, вращающийся элемент принята

втулка подшипника или вкладыш.

Подвижный элемент - втулка подшипника вращается против

часовой стрелки с угловой скоростью W, вектор угловой ско-

рости направлен перпендикулярно плоскости чертежа. Отсчет

углов поворота проводится по направлению вращения (против

часовой стрелкии) и начинается от горизонтальной оси -Х.

Втулка может смещаеться относительно шипа в пределах до-

пустимого зазора. Величина радиального зазора равна разности

их радиусов:

dR= Rв - Rш

Обозначения необходимые для дальнейшего понимания текста

и расчетных формул даны на рис 1.1.1.

При максимальном смещении центров

минимальный зазор равен: Hmin=0 , а

максимальный зазор равен: Hmax=2*dR.

Поскольку зазор в подшипнике значительно меньше радиуса

dR<< R, то текущее значение зазора опредляется соотношением

h(f )=dR-(Xo*cos(f)+Yo*sin(f)) 1.1.1

или

h(f )=dR-Eo*cos(f - fo) 1.1.2

где: f выбранное направление радиуса вектора,

Eo и fo полярные координаты смещения центра,

Xo и Yo декартовы координаты смещения центра.

Cоотношения между приведенными выше величинами выражают-

ся формулами:

Xo=Eo*cos(fo) 1.1.3

Yo=Eo*sin(fo) 1.1.4

Eo=sqrt(Xo*Xo + Yo*Yo) 1.1.5

fo = arcTg( Yo/ Xo ) 1.1.6

Скорость изменения зазора по окружности подшипника нахо-

дится как производная от уравнения 1.1.2.

(dh/df)р = Eo*sin(f - fo) = Xo*sin(f)-Yo*cos(f) 1.1.7

Эта производная зазора относится к одному радиану. При

расчете в угловых градусах следует пользоваться соотношением

(dh/df)г=0.0175*(dh/df)р 1.1.8

 

 

- 4 -

1.2 УРАВНЕНИЕ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ СМАЗКИ

(уравнение Рейнольдса)

Количественные соотношения, определяющие давление масла

(жидкости) при отосительном движении двух поверхностей вы-

ведены впервые в прошлом веке (1883 г.) Н.Н.Петровым. В

настоящее время это уравнение называется УРАВНЕНИЕМ РЕЙ-

НОЛЬДСА.

h P h P h

-----(-- * ---) + ---(-- * ---) + 6w--- - 12Vn = 0 1.2.1

R y y

где: f - угловая координата расчетной точки зазора,

y - координата точки по образующей,

w - угловая скорость вращения,

h - зазор,

P - давление масла в данной точке зазора,

М - вязкость масла,

Vn - нормальная скорость сближения поверхностей.

Это уравнение выведено из предположения, что слой смаз-

ки тонкий и по толщине слоя давление не изменяется. Поэтому

уравнеия Рейнольдса двухмерны. При бесконечной длине под-

шипника уравнение Рейнольдса становится одномерным.

В дискрентной форме с помощью соответствующих алгебраи-

ческих преобразований уравнение 1.2.1 можно привести к сле-

дующему виду

0.5 P + P P + P

Pi j = ------------ * { ---------- + ---------- +

R y

3 P - P h P - P h

+ --(-------- * ---- + --------- * ---) +

h 2 R R 2 y y

6m

+ ---(w -- - 2Vn)} 1.2.2

h

В этом уравнении неизвесным является давление в точке i,

j, давления во всех остальных точках считаются известными. В

совокупности все неизвестные давления находятся решением

системы уравнеий по количеству неизвестных.

 

 

- 5 -

1.3 ГРАНИЧНЫЕ УСЛОВИЯ

На торцах подшипника задается внешнее

Похожие работы

1 2 3 4 5 > >>