Krank mili bağlantılarının boyutunu seçerken başlangıç değeri, standart tarafından belirtilen veya maksimum kaydırıcı strokunun belirtilmediği (makas vb.) makine türleri için teknik nedenlerden dolayı kaydırıcının tam strokudur.
Şekilde aşağıdaki tanımlar verilmiştir: dО, dА, dВ – menteşelerdeki parmakların çapları; e – dışmerkezlik değeri; R – krank yarıçapı; L – biyel kolu uzunluğu; ω – ana milin açısal dönüş hızı; α, krankın dişli kutusuna erişilemezlik açısıdır; β – biyel kolunun dikey eksenden sapma açısı; S – kaydırıcının tam strokunun büyüklüğü.
Kaydırıcı strokunun S (m) verilen değerine bağlı olarak, krankın yarıçapı belirlenir:
Eksenel bir krank mekanizması için, kaydırıcının yer değiştirmesi S, hız V ve krank milinin α dönme açısından hareketle ivmelenmesi j fonksiyonları aşağıdaki ifadelerle belirlenir:
S = R, (m)
V = ω R , (m/s)
j = ω 2 R, (m/s 2)
Eksenel olmayan bir krank mekanizması için, sırasıyla krank milinin α dönme açısından kaydırıcı yer değiştirmesi S, hız V ve ivme j fonksiyonları:
S = R, (m)
V = ω R , (m/s)
j = ω 2 R, (m/s 2)
burada λ, üniversal presler için değeri 0,08...0,014 aralığında belirlenen biyel kolu katsayısıdır;
ω - kaydırıcının dakikadaki vuruş sayısına (s -1) göre tahmin edilen krankın açısal dönüş hızı:
ω = (π n) / 30
Nominal kuvvet, tahrik tarafından geliştirilen gerçek kuvveti ifade etmez, ancak kızağa uygulanabilecek pres parçalarının maksimum mukavemetini temsil eder. Nominal kuvvet, krank milinin kesin olarak tanımlanmış bir dönme açısına karşılık gelir. Tek yönlü tahrikli tek etkili krank presleri için, nominal kuvvet, alt ölü merkezden sayılarak, α = 15...20 o dönme açısına karşılık gelen kuvvet olarak alınır.
Krank mekanizmasının kinematiği
Otomotiv içten yanmalı motorları esas olarak iki tür krank mekanizması (krank) kullanır: merkezi(eksenel) ve yerinden edilmiş(eksensiz) (Şekil 5.1). Silindir ekseni içten yanmalı motor krank milinin ekseniyle kesişmiyorsa veya piston pimi eksenine göre kaydırılmışsa bir ofset mekanizması oluşturulabilir. Çok silindirli bir içten yanmalı motor, belirtilen CV motor şemalarına dayanarak doğrusal (sıralı) veya çok sıralı bir tasarım biçiminde oluşturulur.
Pirinç. 5.1. Kinematik şemalar Otomotiv motor krank mili: A- merkezi doğrusal; B- kaydırılmış doğrusal
Krank mili parçalarının hareket yasaları, yapısı, bağlantılarının temel geometrik parametreleri, hareketine neden olan kuvvetler ve sürtünme kuvvetleri dikkate alınmadan ve ayrıca ilgili hareketli elemanlar arasında boşlukların bulunmaması ve sabit bir sabit değer kullanılarak incelenir. krankın açısal hızı.
Merkezi krank mili elemanlarının hareket yasalarını belirleyen ana geometrik parametreler şunlardır (Şekil 5.2, a): g- krank mili krank yarıçapı; / w - biyel kolu uzunluğu. Parametre A = g/1 w merkezi mekanizmanın kinematik benzerliği için bir kriterdir. Otomotiv içten yanmalı motorları A = 0,24...0,31 olan mekanizmalar kullanır. Eksensiz krank millerinde (Şekil 5.2, B) silindir ekseninin (pim) krank mili eksenine göre yer değiştirme miktarı (A) kinematiğini etkiler. Otomotiv içten yanmalı motorları için bağıl yer değiştirme İle = a/g= 0,02...0,1 - kinematik benzerliğin ek kriteri.
Pirinç. 5.2. KShM'nin hesaplama şeması: A- merkezi; B- yerinden edilmiş
Krank mili elemanlarının kinematiği, piston TDC'den BDC'ye hareket ettiğinde ve krank aşağıdaki parametrelerin zaman değişimi (/) yasalarına göre saat yönünde döndüğünde açıklanır:
- ? piston hareketi - x;
- ? krank açısı - (p;
- ? Biyel kolunun silindir ekseninden sapma açısı - (3.
Krank milinin kinematiğinin analizi şu şekilde gerçekleştirilir: istikrar krank milinin açısal hızı c veya krank mili dönüş hızı ("), co = ilişkisi ile birbiriyle ilişkilidir kp/ 30.
Şu tarihte: içten yanmalı motorun çalışması Krank milinin hareketli elemanları aşağıdaki hareketleri yapar:
- ? krank mili krankının eksenine göre dönme hareketi, dönme açısı ср, açısal hız с ve ivme e'nin zamana bağlılığıyla belirlenir T. Bu durumda cp = co/ ve co sabitse - e = 0;
- ? pistonun ileri geri hareketi, yer değiştirme x, hız v ve ivmenin bağımlılıkları ile tanımlanır J krank açısından ortalama.
Merkezi piston hareketi Krankı bir cp açısı boyunca döndürürken krank mili, krankın bir cp (Xj) açısı boyunca döndürülmesinden ve bağlantı çubuğunun bir p (x p) açısı boyunca saptırılmasından kaynaklanan yer değiştirmelerinin toplamı olarak tanımlanır (bkz. Şekil 5.2) :
Bu bağımlılık, ilişkiyi kullanarak X = g/1 w,ср ve р açıları arasındaki ilişki (Asincp = sinp), yaklaşık olarak krank mili dönüş hızının katları olan harmoniklerin toplamı olarak temsil edilebilir. Örneğin, X= 0,3 harmoniklerin ilk genlikleri 100:4.5:0.1:0.005 olarak ilişkilidir. Daha sonra, pratik için yeterli doğrulukla, piston hareketinin tanımı ilk iki harmonikle sınırlandırılabilir. O zaman cp için = co/
Piston hızı olarak tanımlandı 
ve yaklaşık olarak
Piston ivmesi formülle hesaplanır 
ve yaklaşık olarak
Modern içten yanmalı motorlarda v max = 10...28 m/s, y max = 5000...20.000 m/s 2. Piston hızı arttıkça sürtünme kayıpları ve motor aşınması artar.
Yer değiştirmiş bir krank mili için yaklaşık bağımlılıklar şu şekildedir:
Bu bağımlılıklar, merkezi krank miline yönelik analoglarıyla karşılaştırıldığında, orantılı olarak ek bir terimle farklılık gösterir. kk. Modern motorlar için değeri şu şekildedir: kk= 0,01...0,05 ise mekanizmanın kinematiği üzerindeki etkisi küçüktür ve pratikte genellikle ihmal edilir.
Biyel kolunun salınım düzlemindeki karmaşık düzlem-paralel hareketinin kinematiği, üst kafasının pistonun kinematik parametreleriyle hareketinden ve biyel kolunun pistonla eklemlenme noktasına göre dönme hareketinden oluşur. .
Motor çalışırken, her silindirin krank miline aşağıdaki kuvvetler etki eder: piston P üzerindeki gaz basıncı, krank milinin ileri hareket eden parçalarının kütleleriG , ötelemeli olarak hareket eden parçaların ataletiP Ve ve krank milindeki sürtünme R T .
Sürtünme kuvvetleri doğru bir şekilde hesaplanamaz; pervane sürüklenmesine dahil oldukları kabul edilir ve dikkate alınmaz. Bu nedenle genel durumda itici kuvvet pistona etki eder.P D = P + G +P Ve .
1 m olarak adlandırılan kuvvetler 2 piston alanı,
İtici güçR D piston piminin (çapraz kafalı pim) ortasına uygulanır ve silindir ekseni boyunca yönlendirilir (Şek. 216). Piston pimi üzerindeP D bileşenlere ayrılır:
R N - silindir eksenine dik olarak etki eden ve pistonu manşona bastıran normal basınç;
R w - biyel kolunun ekseni boyunca etki eden ve krank piminin eksenine iletilen kuvvet, burada bileşenlere ayrıştırılırR ? VeR R (Şek. 216).
Bir çabaR ? kranka dik olarak hareket eder, dönmesine neden olur ve teğet olarak adlandırılır. Bir çabaR R krank boyunca hareket eder ve radyal olarak adlandırılır. Sahip olduğumuz geometrik ilişkilerden:
Trigonometrik büyüklüklerin sayısal değeri ve işareti
farklı sabit krank mili tahriklerine sahip motorlar için? =R /L verilerden alınabilir
Büyüklük ve işaretR D Krank milinin dönüş açısına bağlı olarak, iki zamanlı motorlar için krank milinin bir devri için ve dört zamanlı motorlar için iki devir için tahrik kuvvetinin değişim yasasının grafiksel bir temsilini temsil eden itici güç diyagramından belirlenir. . İtici kuvvetin değerini elde etmek için öncelikle aşağıdaki üç diyagramı oluşturmak gerekir.
1. Krankın dönme açısına bağlı olarak silindirdeki p basıncındaki değişikliklerin şeması? Motorun çalışma sürecinin hesaplama verilerine dayanarak, silindir p içindeki basıncın hacmine V bağlı olarak belirlendiği teorik bir gösterge şeması oluşturulur. Gösterge şemasını pV koordinatlarından p- koordinatlarına kadar yeniden oluşturmak için? (basınç - mil dönüş açısı), çizgiler c. m.t. ve n. m.t. aşağıya doğru uzatılmalı ve V eksenine paralel bir AB düz çizgisi çizilmelidir (Şekil 217). AB doğru parçası bir noktaya bölünürHAKKINDA yarısıdır ve bu noktadan itibaren AO yarıçapı bir daireyi tanımlar. Daire noktasının merkezindenHAKKINDA N.'ye doğru m.t. bir segment ayırO.O. " = 1 / 2 R 2 / L Brix değişikliği. Çünkü
KShM sabitinin değeri? = R/L deneysel verilere göre alınmıştır. Diyagram ölçeğinde OO" düzeltmesinin değerini elde etmek için, OO" = 1/2 ?R formülünde R yerine AO segmentinin değerini değiştirin. Brix kutbu olarak adlandırılan O noktasından, keyfi bir yarıçapa sahip ikinci bir daire tanımlayın ve onu istediğiniz sayıda eşit parçaya (genellikle her 15°'de bir) bölün.HAKKINDA "ışınları bölme noktalarından çizilir. Işınların AO yarıçaplı bir daire ile kesişme noktalarından p eksenine paralel düz çizgiler yukarıya doğru çizilir. Daha sonra çizimin boş alanına gaz basınç koordinatları çizilir. bir metre kullanarakR - krank dönüş açısı?°; Atmosfer basınç hattını referans noktası alarak, 0°, 15°, 30°, ..., 180° ve 360°, 375° açıları için doldurma ve genleşme işlemlerinin ordinat değerlerini p-V diyagramından çıkarın. , 390°, ..., 540°, bunları aynı açılar için koordinatlara aktarın ve elde edilen noktaları düzgün bir eğri ile birleştirin. Sıkıştırma ve bırakma bölümleri benzer şekilde yapılandırılmıştır ancak bu durumda Brix düzeltmesiOO "bir bölüme ayırAB yan tarafa. m.t. Bu yapılar sonucunda detaylı bir gösterge diyagramı elde edilir (Şekil 218,A ), gaz basıncını belirlemek için kullanılabilirR herhangi bir açı için piston üzerinde mi? krankı çevirerek. Genişletilmiş diyagramın basınç ölçeği, aşağıdaki diyagramdaki ile aynı olacaktır. p-V koordinatları. p = f(?) diyagramını oluştururken, pistonun hareketini sağlayan kuvvetler pozitif, bu hareketi engelleyen kuvvetler ise negatif kabul edilir.
2. Krank milinin ileri geri hareket eden ve hareketli parçalarının kütle kuvvetlerinin şeması. İçten yanmalı motorlarda, ötelemeli olarak hareket eden parçaların kütlesi, pistonun kütlesini ve biyel kolunun kütlesinin bir kısmını içerir. Çaprazkafa modelleri ayrıca çubuk ve kaydırıcının kütlelerini de içerir. Bu parçaların boyutlarını gösteren çizimler varsa parçaların kütlesi hesaplanabilir. Biyel kolu kütlesinin ileri geri hareket yapan kısmıG 1 = G w ben 1 / ben , NeredeG w - biyel kütlesi, kg; l - biyel kolu uzunluğu, m; ben 1 - biyel kolunun ağırlık merkezinden krank piminin eksenine olan mesafe,M :
Ön hesaplamalar için ötelemeli olarak hareket eden parçaların spesifik kütle değerleri alınabilir: 1) gövde yüksek hızlı dört zamanlı motorlar için 300-800 kg/m 2 ve düşük hız 1000-3000 kg/m 2 ; 2) 400-1000 kg/m2'lik yüksek hızlı iki zamanlı motorlar için 2 ve düşük hız 1000-2500 kg/m 2 ; 3) 3500-5000 kg/m'lik çapraz kafalı yüksek hızlı dört zamanlı motorlar için 2 ve düşük hız 5000-8000 kg/m 2 ;
4) Çapraz kafalı yüksek hızlı iki zamanlı motorlar için 2000-3000 kg/m 2 ve düşük hız 9000-10 000 kg/m 2 . Krank milinin ötelemeli olarak hareket eden parçalarının kütlesinin büyüklüğü ve yönleri, krankın dönme açısına bağlı olmadığından, kütle kuvvetlerinin diyagramı, Şekil 2'de gösterilen forma sahip olacaktır. 218,B . Bu diyagram bir öncekiyle aynı ölçekte oluşturulmuştur. Diyagramın kütle kuvvetinin pistonun hareketini desteklediği kısımlarında pozitif, müdahale ettiği yerlerde ise negatif kabul edilir.
3. Ötelenen ve hareketli parçaların atalet kuvvetlerinin diyagramı. Öteleme hareketi yapan bir cismin eylemsizlik kuvvetininR Ve =Ga N (G - vücut kütlesi, kg; a - ivme, m/sn 2 ). Krank milinin ileri hareket eden parçalarının kütlesi, 1 m olarak ifade edilir 2 pistonun alanı, m = G / F. Bu kütlenin ivmesi şu şekilde belirlenir:formül (172). Böylece, krank milinin ötelemeli olarak hareket eden parçalarının atalet kuvveti 1 m olarak ifade edilir. 2 Aşağıdaki formül kullanılarak krankın herhangi bir dönme açısı için piston alanı belirlenebilir.
Hesaplama P Ve farklı için mi? Tablo şeklinde üretilmesi tavsiye edilir. Tablodaki verilere dayanarak, öteleme ve hareketli parçaların atalet kuvvetlerinin bir diyagramı öncekilerle aynı ölçekte oluşturulmuştur. Eğrinin karakteriP Ve = F (?) Şekil 2'de verilmiştir. 218,V . Pistonun her vuruşunun başlangıcında atalet kuvvetleri pistonun hareketini engeller. Bu nedenle P kuvvetleri Ve negatif bir işaret var. Atalet kuvvetinin her vuruşunun sonunda P Ve bu harekete katkıda bulunur ve dolayısıyla olumlu bir işaret alır.
Atalet kuvvetleri grafiksel olarak da belirlenebilir. Bunu yapmak için, uzunluğu genişletilmiş gösterge diyagramının apsis ekseni ölçeğinde (Şekil 219) pistonun strokuna karşılık gelen bir AB segmenti alın. A noktasından dikey olarak aşağı doğru, gösterge diyagramının ordinat ölçeğinde, ötelemeli olarak hareket eden parçaların atalet kuvvetini c cinsinden ifade eden bir AC parçası çizilir. m.t.(? = 0), eşitP ben(v.m.t) = G / F R ? 2 (1 +?). Aynı ölçekte, B noktasından bir VD segmenti çıkarılıyor - n cinsinden eylemsizlik kuvveti. m.t. (? = 180°), P'ye eşit ben(n.m.t) = - G / F R ? 2 (1 -?). C ve D noktaları düz bir çizgiyle birbirine bağlanmıştır. CD ve AB'nin kesişme noktasından itibaren, ordinat ölçeğinde 3'e eşit bir EK segmenti çizilir.G/A R? 2 . K noktası düz çizgilerle C ve D noktalarına bağlanır ve elde edilen KS ve KD parçaları aynı sayıda eşit parçaya bölünür, ancak beşten az değildir. Bölme noktaları tek yönde numaralandırılır ve benzer olanlar düz çizgilerle bağlanır1-1 , 2-2 , 3-3 vb. C noktalarından veD ve aynı sayıları birleştiren düz çizgilerin kesişme noktaları, pistonun aşağı doğru hareketi sırasında atalet kuvvetlerinde meydana gelen değişim yasasını ifade eden düzgün bir eğri çizer. Pistonun c'ye hareketine karşılık gelen bölüm için. m.t., atalet kuvveti eğrisi oluşturulmuş olanın ayna görüntüsü olacaktır.
İtici Güçler DiyagramıP D = F (?) diyagramların karşılık gelen açılarının koordinatlarının cebirsel olarak toplanmasıyla oluşturulur
Bu üç diyagramın koordinatları toplanırken yukarıdaki işaret kuralı korunur. Diyagrama göreR D = F (?) 1 m başına itici kuvveti belirlemek mümkündür 2 Herhangi bir krank açısı için piston alanı.
1 m'de etki eden kuvvet 2 pistonun alanı, itici kuvvetler diyagramındaki karşılık gelen koordinatın ordinat ölçeğiyle çarpımına eşit olacaktır. Pistonu hareket ettiren toplam kuvvet
nerede p D - 1 m başına itici güç 2 piston alanı, n/m 2 ; D - silindir çapı, m.
İtici güç diyagramını kullanarak formülleri (173) kullanarak normal basınç p değerlerini belirleyebilirsiniz. N kuvvetR w , teğet kuvvet P ? ve radyal kuvvetP R farklı krank pozisyonlarında. P kuvvetinin değişimi yasasının grafik ifadesi ? açıya bağlı mı? Krankın dönüşüne teğetsel kuvvet diyagramı denir. Değerlerin hesaplanmasıR ? farklı olanlar için mi? bir diyagram kullanılarak üretilirP D = F : (?) ve formül (173)'e göre.
Hesaplama verilerine dayanarak, iki zamanlı bir silindir (Şekil 220, a) ve dört zamanlı motorlar (Şekil 220,6) için teğetsel kuvvetlerin bir diyagramı oluşturulmuştur. Pozitif değerler x ekseninden yukarı doğru, negatif değerler ise aşağı doğru gösterilmektedir. Teğetsel kuvvet, krank milinin dönme yönüne doğru yönlendirilirse pozitif, krank milinin dönme yönüne doğru yönlendirilirse negatif olarak kabul edilir. Alan grafiğiR ? = F (?) belirli bir ölçekte teğetsel kuvvetin bir çevrimdeki işini ifade eder. Herhangi bir açı için teğetsel kuvvetler var mı? Mil dönüşü aşağıdaki şekilde belirlenebilir basit bir şekilde. Biri krankın yarıçapına sahip iki daire tanımlayınR ve ikinci yardımcı - yarıçaplı?R (Şek. 221). için gerçekleştirmek verilen açı? OA yarıçapı ve B noktasında yardımcı daire ile kesişene kadar uzatın. BC'nin silindir eksenine paralel olacağı ve CO'nun biyel kolunun eksenine paralel olacağı bir BOS oluşturun (bunun için mi?). A noktasından itici kuvvet P'nin büyüklüğü seçilen ölçekte çizilir D bunun için?; daha sonra ED segmenti düz çizgiyle kesişene kadar silindirin eksenine dik olarak çizilirReklam , paralelCO ve istenen P olacaktır ? seçilen kişi için mi?
Teğetsel kuvvette değişiklik var mı?R ? motor teğetsel kuvvetlerin özet diyagramı olarak gösterilebilir mi?R ? = F (?). Bunu inşa etmek için çok fazla diyagrama ihtiyacınız var P ? = F (?), Motorun kaç silindiri var, ancak biri diğerine göre bir açıyla kaydırılmış? vsp birbirini takip eden iki yanıp sönme arasında krankı döndürmek (Şek. 222,AC ). İlgili açılardaki tüm diyagramların koordinatlarını cebirsel olarak toplayarak krankın çeşitli konumları için toplam koordinatları elde ederiz. Uçlarını birleştirerek bir diyagram elde ediyor musunuz?P ? = F (?). İki silindirli iki zamanlı bir motor için toplam teğetsel kuvvetlerin diyagramı Şekil 2'de gösterilmektedir. 222, v. Çok silindirli dört zamanlı bir motor için benzer şekilde bir diyagram oluşturulmuştur.
Diyagram?R ? = F (?), bir silindir için yalnızca bir teğet kuvvet diyagramına sahip olacak şekilde analitik olarak da oluşturulabilir. Bunu yapmak için diyagramı bölmeniz gerekir.R ? = F (?) her biri bölümlere ayrılmış mı? vsp derece. Her bölüm aynı sayıda eşit parçaya bölünür ve numaralandırılır, Şekil 1. 223 (dört zamanlı içinz = 4). Eğri koordinatlarıR ? = F Aynı nokta sayılarına karşılık gelen (?) cebirsel olarak toplanır ve teğetsel kuvvetlerin toplam eğrisinin koordinatları elde edilir.
Diyagramda mı?R ? = F (?) P teğetsel kuvvetinin ortalama değerini çizin ? cp . Ortalama P koordinatını belirlemek için ? cp Çizim ölçeğindeki teğetsel kuvvetlerin toplam diyagramı, bir uzunlukta kesitte eğri ile x ekseni arasındaki alan gerekli midir? vsp Diyagramın bu bölümünün uzunluğuna bölün. Teğetsel kuvvetlerin toplam diyagramının eğrisi apsis ekseniyle kesişiyorsa, P'yi belirlemek için ? evlenmek eğri ile x ekseni arasındaki alanın cebirsel toplamını diyagram bölümünün uzunluğuna bölmeniz gerekir. P değerini diyagramda çizdikten sonra ? evlenmek x ekseninden yukarıya doğru yeni bir eksen elde edilir. Eğri ile P çizgisinin üzerinde bulunan bu eksen arasındaki alanlar ? , pozitif çalışmayı ifade eder ve eksenin altında - negatif. R arasında ? evlenmek ve tahrik edilen ünitenin direnç kuvveti eşit olmalıdır.
P bağımlılığını kurabilirsiniz ? evlenmek ortalama gösterge basıncındanR Ben : iki zamanlı motor için P ? cp = p Ben z/? ve dört zamanlı motor P için ? cp = p Ben z/2? (z – silindir sayısı). P tarafından ? cp motor şaftındaki ortalama torku belirleyin
burada D silindir çapıdır, m; R - krank yarıçapı, m.
Motorun çalışması sırasında, krank milinde aşağıdaki ana kuvvet faktörleri etki eder: gaz basınç kuvvetleri, mekanizmanın hareketli kütlelerinin atalet kuvvetleri, sürtünme kuvvetleri ve faydalı direnç momenti. Krank milinin dinamik analizinde sürtünme kuvvetleri genellikle ihmal edilir.
Pirinç. 8.3. Krank mili elemanları üzerindeki etki:
a - gaz kuvvetleri; b - atalet kuvvetleri P j; c - ataletin merkezkaç kuvveti K r
Gaz basınç kuvvetleri. Gaz basıncı kuvveti, çalışma döngüsünün silindirlerde uygulanması sonucunda ortaya çıkar. Bu kuvvet pistona etki eder ve değeri, basınç düşüşü ve alanının çarpımı olarak belirlenir: P g = (p g - p 0)F p (burada p g, pistonun üzerindeki motor silindirindeki basınçtır; p 0 karterdeki basınçtır; F n - piston alanı). Krank mili elemanlarının dinamik yükünü değerlendirmek için P g kuvvetinin zamana bağımlılığı önemlidir.
Pistona etki eden gaz basıncı kuvveti, krank milinin hareketli elemanlarını yükler, krank karterinin ana yataklarına iletilir ve üzerine etki eden kuvvet ile krank karterinin yük taşıyan elemanlarının elastik deformasyonu nedeniyle motor içinde dengelenir. silindir kapağı (Şekil 8.3, a). Bu kuvvetler motor takozlarına iletilmez ve motorda dengesizliğe neden olmaz.
Hareketli kütlelerin eylemsizlik kuvvetleri. Krank mili, elemanları dengesiz hareket eden ve atalet yüklerinin oluşmasına yol açan dağıtılmış parametrelere sahip bir sistemdir.
Böyle bir sistemin dinamiklerinin ayrıntılı bir analizi prensipte mümkündür, ancak büyük miktarda hesaplama gerektirir. Bu nedenle mühendislik uygulamalarında motor dinamiğini analiz etmek için ikame kütle yöntemine göre oluşturulan toplu parametreli modeller kullanılır. Bu durumda, herhangi bir an için, modelin ve söz konusu gerçek sistemin dinamik denkliğinin sağlanması gerekir; bu, kinetik enerjilerinin eşitliği ile sağlanır.
Tipik olarak, kesinlikle katı, ataletsiz bir elemanla birbirine bağlanan iki kütleden oluşan bir model kullanılır (Şekil 8.4).
Pirinç. 8.4. Bir volanın iki kütleli dinamik modelinin oluşturulması
Birinci ikame kütle mj, pistonun biyel koluyla arayüz noktasında yoğunlaşır ve pistonun kinematik parametreleriyle ileri geri hareket yapar, ikinci mr r ise biyel kolunun krankla arayüzey noktasında bulunur ve ile düzgün bir şekilde döner. açısal hız sen ω.
Detaylar piston grubu silindirin ekseni boyunca doğrusal ileri geri hareket gerçekleştirin. Piston grubunun kütle merkezi pratik olarak piston piminin ekseni ile çakıştığından, P j p atalet kuvvetini belirlemek için, belirli bir noktada yoğunlaşabilen piston grubunun m p kütlesini bilmek yeterlidir ve j kütle merkezinin ivmesi, pistonun ivmesine eşittir: P j p = - m p j.
Krank mili krankı düzgün bir dönme hareketi yapar. Yapısal olarak ana muylunun iki yarısı, iki yanak ve bir biyel muylusu kombinasyonundan oluşur. Düzgün dönüş ile bu krank elemanlarının her biri, kütlesi ve merkezcil ivmesiyle orantılı bir merkezkaç kuvvetine maruz kalır.
Eşdeğer modelde krankın yerini dönme ekseninden r mesafesinde bulunan mk kütlesi alır. m k kütlesinin değeri, yarattığı merkezkaç kuvvetinin krank elemanlarının kütlelerinin merkezkaç kuvvetlerinin toplamına eşit olması şartıyla belirlenir: K k = K r w.w + 2K r w veya m k rω 2 = m w.w rω 2 + 2m w ρ w ω 2 , buradan m k = m w.sh + 2m sh ρ sh ω 2 /r elde ederiz.
Biyel kolu grubunun elemanları karmaşık düzlemsel paralel hareket gerçekleştirir. Krank milinin iki kütleli modelinde, biyel kolu grubunun mw kütlesi iki değiştirme kütlesine bölünmüştür: mw. n, piston piminin ekseni üzerinde yoğunlaşmıştır ve m sh.k, krank milinin krank pimi muylusunun eksenine ilişkindir. Bu durumda aşağıdaki koşulların karşılanması gerekir:
1) Biyel kolu modelinin değiştirme noktalarında yoğunlaşan kütlelerin toplamı, değiştirilen krank mili bağlantısının kütlesine eşit olmalıdır: m w. p + m sh.k = m sh
2) gerçek CVM elemanının kütle merkezinin konumu ve modeldeki değiştirilmesi değiştirilmemelidir. Sonra m w. p = m w l sh.k /l w ve m sh.k = m w l sh.p /l w.
Bu iki koşulun yerine getirilmesi, ikame sistemin gerçek CSM'ye statik eşdeğerliğini sağlar;
3) Yerine koyma modelinin dinamik eşdeğerlik durumu, modelin karakteristik noktalarında bulunan kütlelerin eylemsizlik momentlerinin toplamı eşit olduğunda sağlanır. Bu durum çift kütleli biyel kollu modeller içindir mevcut motorlar genellikle yerine getirilmez; sayısal değerlerinin küçük olması nedeniyle hesaplamalarda ihmal edilir.
Son olarak CVM'nin tüm bağlantılarının kütlelerini CVM'nin dinamik modelinin değiştirme noktalarında birleştirerek şunu elde ederiz:
parmak ekseni üzerinde yoğunlaşan ve silindirin ekseni boyunca ileri geri hareket yapan kütle, m j = m p + m w. P;
biyel kolu muylusunun ekseni üzerinde bulunan ve krank milinin ekseni etrafında dönme hareketi gerçekleştiren kütle, m r = m ila + m sh.k. Krank milinin bir krank pimi üzerinde bulunan iki biyel koluna sahip V şeklindeki içten yanmalı motorlar için m r = m k + 2m sh.k.
Kabul edilen CVS modeline göre, pistonun kinematik parametreleriyle eşit olmayan bir şekilde hareket eden ilk değiştirme kütlesi m j, bir atalet kuvveti P j = - m j j'ye ve krankın açısal hızıyla eşit şekilde dönen ikinci kütle m r'ye neden olur, merkezkaç eylemsizlik kuvveti yaratır K r = K r w + K k = - m r rω 2 .
Atalet kuvveti P j, motorun monte edildiği desteklerin tepkileriyle dengelenir. Değeri ve yönü değişken olduğundan özel önlemler alınmazsa motorun dış dengesizliğine neden olabilir (bkz. Şekil 8.3, b).
Dinamikleri ve özellikle motorun dengesini analiz ederken, y ivmesinin krankın dönme açısına φ önceden elde edilen bağımlılığı dikkate alınarak, Pj kuvveti birincinin atalet kuvvetlerinin toplamı olarak temsil edilir (P jI) ve ikinci (P jII) sıra:
burada C = - m j rω 2.
Krank milinin dönen kütlelerinden gelen atalet K r = - m r rω 2'nin merkezkaç kuvveti, krankın yarıçapı boyunca yönlendirilen ve sabit bir ω açısal hızıyla dönen, sabit büyüklükte bir vektördür. Kr kuvveti motor yataklarına iletilerek değişken reaksiyonlara neden olur (bkz. Şekil 8.3, c). Dolayısıyla Kr kuvveti, Pj kuvveti gibi, içten yanmalı motorun dış dengesizliğinin nedeni olabilir.
Mekanizmaya etki eden toplam kuvvetler ve momentler. Sisteme ortak bir uygulama noktasına ve tek bir etki hattına sahip olan Рg ve Рj kuvvetleri, krank milinin dinamik analizinde cebirsel bir toplam olan toplam kuvvet ile değiştirilir: Р Σ = Рg + Рj ( Şekil 8.5, a).
Pirinç. 8.5. KShM'deki kuvvetler: a - tasarım şeması; b - krank milindeki kuvvetlerin krank milinin dönme açısına bağımlılığı
P Σ kuvvetinin krank mili elemanları üzerindeki etkisini analiz etmek için, iki bileşene ayrıştırılır: S ve N. S kuvveti, biyel kolunun ekseni boyunca etki eder ve elemanlarının tekrarlanan değişken sıkıştırma-gerilmelerine neden olur. N kuvveti silindir eksenine diktir ve pistonu aynasına doğru bastırır. S kuvvetinin biyel kolu-krank arayüzü üzerindeki etkisi, bunun biyel kolu ekseni boyunca mafsal noktalarına (S") aktarılması ve krankın ekseni boyunca yönlendirilen normal bir K kuvvetine ayrıştırılmasıyla değerlendirilebilir. ve bir teğet kuvvet T.
K ve T kuvvetleri krank milinin ana yataklarına etki eder. Eylemlerini analiz etmek için, kuvvetler ana desteğin merkezine aktarılır (kuvvetler K, T" ve T"). R kolundaki T ve T" kuvvet çifti, daha sonra aktarılan bir Mk torku yaratır. faydalı işler yaptığı volan. K" ve T" kuvvetlerinin toplamı S" kuvvetini verir ve bu da iki bileşene ayrılır: N" ve .
N" = - N ve = P Σ olduğu açıktır. H kolundaki N ve N" kuvvetleri, daha sonra motor desteklerine iletilen ve tepkileriyle dengelenen bir devrilme momenti M def = Nh yaratır. Motor ve neden olduğu destek reaksiyonları zamanla değişiklik gösterir ve motordaki dış dengesizliğin nedeni olabilir.
Ele alınan kuvvetler ve momentler için temel ilişkiler aşağıdaki gibidir:
Krank pimi üzerinde krankta, biyel kolunun ekseni boyunca yönlendirilen bir S" kuvveti ve krankın yarıçapı boyunca etki eden bir Krw merkezkaç kuvveti vardır. Ortaya çıkan kuvvet Rw.w (Şekil 8.5, b), krankın yüklenmesini sağlar. biyel muylusu, bu iki kuvvetin vektör toplamı olarak tanımlanır.
Kök boyunları tek silindirli bir motorun krankı kuvvetle yüklenir 
ve krank kütlelerinin merkezkaç atalet kuvveti. Ortaya çıkan güç 
Krank üzerinde hareket eden iki ana destek tarafından algılanır. Bu nedenle, her bir kök muyluya etki eden kuvvet, ortaya çıkan kuvvetin yarısına eşittir ve ters yönde yönlendirilir.
Karşı ağırlıkların kullanılması kök muylunun yükünde bir değişikliğe yol açar.
Toplam motor torku. Tek silindirli bir motorda tork 
r sabit bir değer olduğundan, krankın dönme açısı boyunca değişiminin doğası tamamen T teğet kuvvetindeki değişiklik tarafından belirlenir.
Çok silindirli bir motoru, çalışma süreçlerinin aynı şekilde ilerlediği, ancak kabul edilen motor çalışma sırasına göre birbirlerine göre açısal aralıklarla kaydırılan bir dizi tek silindirli motor olarak hayal edelim. Ana muyluların bükülme momenti, belirli bir krank piminden önceki tüm kranklara etki eden momentlerin geometrik toplamı olarak tanımlanabilir.
Örnek olarak, silindir çalışma sırası 1 - 3 - 4 - 2 olan dört zamanlı (τ = 4) dört silindirli (i = 4) doğrusal bir motorda tork oluşumunu ele alalım (Şekil 8.6).
Flaşların eşit şekilde değişmesiyle, ardışık çalışma vuruşları arasındaki açısal kayma θ = 720°/4 = 180° olacaktır. daha sonra, çalışma sırasını dikkate alarak, birinci ve üçüncü silindirler arasındaki momentin açısal kayması 180°, birinci ve dördüncü silindirler arasında - 360° ve birinci ve ikinci silindirler arasında - 540° olacaktır.
Yukarıdaki diyagramdan da anlaşılacağı üzere, i-'inci ana muylunun bükülme momenti, kendisinden önceki tüm i-1 kranklarına etki eden T kuvvet eğrilerinin (Şekil 8.6, b) toplamı ile belirlenir.
Son ana muyluyu bükme momenti, daha sonra şanzımana iletilen M Σ motorunun toplam torkudur. Krank milinin dönme açısına göre değişir.
M k.av çalışma döngüsünün açısal aralığı boyunca ortalama toplam motor torku, motor tarafından geliştirilen gösterge torku M i'ye karşılık gelir. Bunun nedeni yalnızca gaz kuvvetlerinin pozitif iş üretmesidir.
Pirinç. 8.6. Dört zamanlı dört silindirli bir motorun toplam torkunun oluşumu: a - tasarım şeması; b - tork üretimi
Ders 4. PİSTONLU İÇTEN YANMALI MOTORLARIN KİNEMATIĞİ VE DİNAMİĞİ 1. Krank mekanizmasının kinematiği ve dinamiği 2. Motor dengeleme Krank mekanizması (CSM), önemli bir fonksiyonel elemanın en yaygın yapısal uygulamasıdır. ısıtma motoru son dönüştürücü Bu dönüştürücünün hassas elemanı, alt kısmı gaz basıncını algılayan piston 2'dir (bkz. Şekil 1). Karşılıklı ve doğrusal hareket Piston (gaz basıncının etkisi altında), biyel kolu 4 ve krank 5 kullanılarak çıkış krank milinin dönme hareketine dönüştürülür.
Krank milinin hareketli parçaları arasında krank milinin arka ucuna monte edilen volan da bulunur. Dönen bir krank milinin mekanik enerjisi, tork ve dönme hızı n ile karakterize edilir. Krank milinin sabit parçaları, silindir bloğu 3, silindir kafası 1 ve tavayı 6 içerir. 1. Şema pistonlu motor içten yanmalı: 1 blok kafa; 2 piston; 3 silindir bloğu; 4 bağlantı çubuğu; 5 krank mili krankı; b karter (yağ karteri)
Modern motorların krank mili parçalarının, gaz kuvvetlerinin piston üzerindeki etkisiyle ilişkili çalışma koşulları, önemli ve hızla değişen hızlar ve ivmelerle karakterize edilir. Biyel kolu ve krank mili önemli yükleri algılar ve iletir. Motor elemanlarının mukavemetini hesaplamak, yataklar üzerindeki yükleri belirlemek, motorun dengesini değerlendirmek ve motor desteklerini hesaplamak için motor krank miline etki eden tüm kuvvetlerin analizi gereklidir. Bu parçalara düşen mekanik yüklerdeki değişimin büyüklüğü ve niteliği, krank milinin kinematik ve dinamik çalışmalarına dayanarak belirlenir. Dinamik hesaplamadan önce, motorun ana boyutlarının (silindir çapı, piston stroku) seçilmesine ve gaz basıncının etkisi altındaki kuvvetlerdeki değişimin büyüklüğünü ve niteliğini belirlemeye olanak tanıyan bir termal hesaplama yapılır.
Abc Şek. 2. Temel tasarım diyagramları krank mekanizmaları araba motorları: bir merkezi; b yerinden edilmiş; c V şeklinde 1. Krank mekanizmasının kinematiği ve dinamiği Otomobil pistonlu motorlarında, esas olarak üç tasarım şemasındaki krank milleri kullanılır (Şekil 2): a) merkezi veya eksenel silindir ekseni, krank milinin ekseni ile kesişir; b) kaydırılmış veya eksenel olmayan silindir ekseni, krank milinin eksenine göre bir miktar kaydırılır; c) çekilir bir biyel kolu ile, krank milinin bir krank pimine iki veya daha fazla biyel kolu yerleştirilir.
Otomobil motorlarında en yaygın olanı merkezi krank milidir. Operasyonunun kinematiğini ve dinamiklerini analiz edelim. Görev kinematik analiz KShM, piston ve biyel kolunun hareket yasalarının, krank mili krankının bilinen hareket yasasıyla oluşturulmasıdır. Temel yasaları türetirken, açısal hızının sabit olduğu varsayılarak krank milinin eşit olmayan dönüşü ihmal edilir. ÜÖN'ye karşılık gelen piston konumu başlangıç konumu olarak alınır. Mekanizmanın kinematiğini karakterize eden tüm büyüklükler, krank milinin dönme açısının bir fonksiyonu olarak ifade edilir. Piston yolu. Diyagramdan (bkz. Şekil 2, a), krank milinin φ açısı boyunca dönüşüne karşılık gelen pistonun ÜÖN'den hareketinin şuna eşit olduğu anlaşılmaktadır: Sn = OA1 -OA = R(l - cos φ) + Lsh (I - cosβ) (1) burada R, krank milinin yarıçapıdır, m; L w, biyel kolunun uzunluğudur, m Trigonometriden cosβ = (l - sin2 φ) 2 olduğu ve Şekil 2'den bilinmektedir. 2 ve bunu takip ediyor (2)
İfade bir Newton binomudur ve bir seriye genişletilebilir. Otomobil motorları için λ = 0,24...0,31 yazabiliriz. (3) İkinci derecenin üzerindeki serinin terimlerini ihmal ederek, pratikte yeterli doğrulukla, elde edilen cosβ değerini ifade (1)'de yerine koymayı ve pistonun hareketini tanımlayan son ifadeyi elde ettiğimizi dikkate almayı kabul ediyoruz.
(4) Piston hızı. Piston hızını vn belirleme formülü, ifadenin (4) zamana göre farklılaştırılmasıyla elde edilir, (5) burada krank milinin açısal hızıdır. Motor tasarımının karşılaştırmalı bir değerlendirmesi için, ortalama piston hızı (m/s) kavramı tanıtılmıştır: burada n, krank mili dönüş hızıdır, rpm. Modern otomobil motorları için vp.sr'nin değeri m/s cinsinden dalgalanır. Ortalama piston hızı ne kadar yüksek olursa, silindir ve piston kılavuz yüzeyleri o kadar hızlı aşınır.
Piston ivmesi. J p pistonunun ivmesinin ifadesi, Şekil 2'de ifadenin (5) zamana (6) göre farklılaştırılmasıyla elde edilir. Şekil 2, krank milinin bir tam dönüşü için (4)...(6) formüllerine göre oluşturulan krank milinin φ dönme açısına bağlı olarak pistonun yolu, hızı ve ivmesindeki değişim eğrilerini göstermektedir. Eğrilerin analizi aşağıdakileri not etmemizi sağlar: krank başlangıç konumundan ilk çeyrek dönüş kadar döndürüldüğünde (φ = 0'dan φ = 90°'ye), piston ikinci çeyrek dönüşe göre daha büyük bir Rλ mesafesi kat eder çeyrek dönüş, ilk çeyreklerde daha yüksek ortalama piston hızına ve silindirin üst kısmında büyük aşınmaya neden olur; piston hızı sabit değildir: ölü merkezlerde sıfırdır ve φ'de 75° ve 275°'ye yakın bir maksimum değere sahiptir; piston ivmesi TDC ve BDC'de en büyük mutlak değerlerine ulaşır, yani. pistonun hareket yönünün değiştiği anlarda: bu durumda, TDC'deki ivme BDC'den daha büyüktür; v nmax = 0'da (hızlanma işaretini değiştirir).
Krank milinin dinamik analizinin görevi, pistona, biyel koluna ve krank miline etki eden kuvvetlerdeki değişimin büyüklüğünü ve niteliğini ve motorun çalışması sırasında krank milinde ortaya çıkan kuvvet momentlerini belirlemek için hesaplama formülleri elde etmektir. Krank mili parçalarına etki eden kuvvetlerin bilgisi, motor elemanlarının mukavemetini hesaplamak ve yataklar üzerindeki yükleri belirlemek için gereklidir. Motor çalışırken, krank mili parçaları, silindirdeki gaz basıncından ve mekanizmanın hareketli kütlelerinin atalet kuvvetinden kaynaklanan kuvvetlere, ayrıca sürtünme kuvvetine ve motor şaftındaki faydalı direnç kuvvetine maruz kalır. Silindir ekseni boyunca pistona etki eden gaz basıncı kuvveti P g, formül (7) ile hesaplanır; burada Pi, belirli bir krank açısı MPa'daki gösterge gaz basıncıdır (pistonun üzerindeki basınç); p 0 motor karterindeki basınç (pistonun altında), MPa; Piston tabanının n alanı, m2.
RG basınç kuvvetinin krank dönüş açısına φ bağımlılığının eğrileri Şekil 2'de gösterilmektedir. 3. Bir grafik oluştururken, kuvvetin krank miline doğru yönlendirilirse pozitif, milden uzağa yönlendirilirse negatif olduğu varsayılır. Pirinç. 3. Krank milinin dönme açısına bağlı olarak gaz basınç kuvvetleri, atalet ve toplam kuvvetteki değişim
Atalet kuvvetleri, CVM'nin hareketli parçalarının hareketinin doğasına bağlı olarak, ileri geri hareket eden P j kütlelerinin atalet kuvvetlerine ve dönen kütleler Ra'nın atalet kuvvetlerine ayrılır. Aynı anda ileri geri hareket etmeye katılan biyel kolunun kütlesi mw dönme hareketleri, piston ve krank kafalarının sırasıyla A ve B merkezlerinde yoğunlaşan iki m1 ve m2 kütlesi ile değiştirilir (Şekil 4, b). Yaklaşık hesaplamalar için t x = 0,275 tw ve t2 = 0,725 tw'yi alın. Karşılıklı hareket eden kütlelerin (halkalı ve pimli piston m p'nin yanı sıra kütle m w, biyel kolu) silindir ekseni boyunca etki eder ve (8)'e eşittir. Bu kuvvetteki değişimin doğası, doğasına benzer jn pistonunun ivmesindeki değişiklik. Eksi işareti kuvvetin ve ivmenin yönlerinin farklı olduğunu gösterir. P j'nin krank dönüş açısı cp'ye bağımlılığını gösteren bir grafik Şekil 2'de gösterilmektedir. 3. Merkezkaç kuvveti olan dönen kütlelerin atalet kuvveti, krankın yarıçapı boyunca dönme ekseninden yönlendirilir ve (9)'a eşittir.
Nerede t k, B noktasında krankın ekseni üzerinde yoğunlaştığı düşünülen krankın dengesiz kütlesidir (Şekil 4, b); m w.w. - yanakların bitişik ve eşmerkezli olarak yerleştirilmiş kısımlarına sahip biyel kolu muylusunun kütlesi; m, yanağın orta kısmının kütlesidir. kontur a-b-c-d-a ağırlık merkezi, şaftın dönme ekseninden p mesafesinde bulunan (Şekil 4, a). Pirinç. 4. Krank mekanizmasına dinamik olarak eşdeğer olan konsantre kütlelerden oluşan bir sistem: krank kütlelerini getirme şeması; b krank mekanizmasının gösterilen diyagramı
Toplam güç. Gaz basınç kuvveti Pg ve ileri geri hareket eden Pj kütlelerinin atalet kuvveti silindir ekseni boyunca birlikte etki eder. Krank milinin dinamiğini incelemek için bu kuvvetlerin toplamı önemlidir (P = P t + Pj). Krankın farklı dönme açıları için P kuvveti, Pt ve Pj eğrilerinin noktalarının ordinatlarının cebirsel olarak eklenmesiyle elde edilir (bkz. Şekil 3). Toplam kuvvet P'nin krank mili parçası üzerindeki etkisini incelemek için, onu kuvvetin iki bileşenine ayıracağız: biyel kolunun ekseni boyunca yönlendirilen P w ve silindir eksenine dik etki eden N (Şekil 5). , a): P w kuvvetini etki çizgisi boyunca krankın merkez biyel kolu pimine (B noktası) aktaralım ve onun yerine teğetsel (7) ve radyal (K) olmak üzere iki bileşenli kuvvetler koyalım: (10 ) (11)
Krankın O merkezine, T kuvvetine eşit ve paralel iki karşılıklı T" ve T" kuvveti uyguluyoruz. T ve T" kuvvetleri, krankın R yarıçapına eşit bir omuza sahip bir çift oluşturur. Moment Krankı döndüren bu kuvvet çiftine motorun torku MD = TR denir. Radyal kuvveti O merkezine aktaralım ve sonuçta ortaya çıkan K ve T Psh kuvvetlerini bulalım" (Şekil 5, b). Pw kuvveti Pw kuvvetine eşit ve paraleldir. Psh kuvvetinin silindir ekseni boyunca ve ona dik yönlerde ayrışması, P" ve N" kuvvetinin iki bileşenini verir. P" kuvveti, P t ve P kuvvetlerinden oluşan P kuvvetine büyüklükte eşittir. Toplanan iki kuvvetten ilki, silindir kafası üzerindeki gaz basıncı kuvveti ile dengelenir, ikincisi ise silindir kafasına iletilir. Karşılıklı hareket eden Pj parçalarının bu dengesiz atalet kuvveti genellikle birinci (PjI) ve ikinci (PjII) derecelerin atalet kuvvetleri olarak adlandırılan iki kuvvetin (12) toplamı şeklinde temsil edilir. Bu kuvvetler silindirin ekseni boyunca etki eder.
N" ve N kuvvetleri (Şekil 5, c), M def = -NH momentli, motoru devirme eğiliminde olan bir kuvvet çifti oluşturur. Motorun reaktif torku olarak da adlandırılan devrilme momenti her zaman şuna eşittir: motorun torku, ancak ters yöndedir.Bu an, harici motor takozları vasıtasıyla arabanın şasisine iletilir.Formül (10)'u ve M D =TR bağımlılığını kullanarak, bir grafik oluşturmak mümkündür. φ açısına bağlı olarak tek silindirli bir motorun belirtilen torku M d (Şekil 6, a). Bu grafikte, apsis ekseninin üzerinde bulunan alan pozitif, apsis ekseninin altında bulunanlar ise torkun negatif çalışmasını temsil etmektedir. .Bu A alanlarının cebirsel toplamını l grafiğinin uzunluğuna bölerek, M'nin momentin ölçeği olduğu momentin ortalama değerini elde ederiz.
Belirtilen motor torkunun tekdüzelik derecesini değerlendirmek için, tork eşitsizliği katsayısını tanıtıyoruz; burada Mmax; M dk; M avg sırasıyla maksimum, minimum ve ortalama gösterge momentleri. Motor silindirlerinin sayısı arttıkça μ katsayısı azalır, yani. torkun düzgünlüğü artar (Şekil 6). Torkun eşitsizliği, krank milinin açısal hızında değişikliklere neden olur ve bu, eşitsizlik katsayısıyla değerlendirilir: burada: ω max ; ω dk; ω av sırasıyla krank milinin çevrim başına en yüksek, en düşük ve ortalama açısal hızları,
δ strokunun verilen eşitsizliği, atalet momenti J olan bir volan kullanılarak aşağıdaki ilişkiler kullanılarak sağlanır: burada A, M av çizgisinin üzerinde kalan alandır (Şekil 6, b) ve fazla çalışma W ile orantılıdır torkun; - krank mili dönüş açısının ölçeği, 1 rad/mm i ab - (i silindir sayısı, mm cinsinden ab segmenti); n dönüş hızı, rpm Fazla çalışma grafiksel olarak belirlenir; δ ve J değerleri tasarım sırasında belirtilir. Otomobil motorları için δ = 0,01...0,02.
2. Motorun dengelenmesi Kararlı çalışma koşulları altında, desteklerine etki eden kuvvetler ve momentler büyüklük ve yönde sabitse veya sıfıra eşitse, motor dengeli kabul edilir. Dengesiz bir motorda süspansiyona iletilen büyüklük ve yönlerdeki değişken kuvvetler, alt motor çerçevesinde ve gövdede titreşimlere neden olur. Bu titreşimler sıklıkla araç bileşenlerinde ek hasara neden olur. Motor dengeleme problemlerinin pratik çözümünde, pistonlu motor desteklerine etki eden aşağıdaki kuvvetler ve momentler genellikle dikkate alınır: a) birinci P jI ve ikinci P jII düzeyinde ileri geri hareket eden kütlelerin atalet kuvvetleri; b) KShM Rc'nin dönen dengesiz kütlelerinin merkezkaç atalet kuvveti; c) P jI ve P jII atalet kuvvetlerinin boyuna momentleri M jI ve M jII; d) boyuna merkezkaç momenti M c atalet merkezkaç kuvveti R c.
Motor denge koşulları aşağıdaki denklem sistemiyle açıklanmaktadır: (13) Dengeleme, ayrı ayrı veya aynı anda uygulanan iki şekilde gerçekleştirilir: 1. böyle bir seçeneğin seçilmesiyle krank devresi belirtilen kuvvetlerin ve momentlerin ortaya çıktığı krank mili farklı silindirler, karşılıklı olarak dengelidir; 2. karşı ağırlıkların kullanılması, ör. Eylemsizlik kuvveti eşit büyüklükte ve dengelenmiş kuvvetlere zıt yönde olan ek kütleler. Atalet kuvvetleri P jI, P jII, P c'nin dengesiz olduğu tek silindirli bir motorun dengelemesini ele alalım. Birinci P jI ve ikinci P jII mertebesinin eylemsizlik kuvvetleri, ilave bir karşı ağırlık sistemi kullanılarak tamamen dengelenebilir.
P jI =m j Rω 2 cos φ kuvveti, krank milinin eksenine paralel ve silindir eksenine göre simetrik olarak yerleştirilmiş, açısal hızla zıt yönlerde dönen iki ek şaft üzerine t pr 1 kütleli iki karşı ağırlık monte edilerek dengelenir. krank milinin ω. Karşı ağırlıklar, herhangi bir anda süspansiyonlarının yönü, krank milinin φ dönme açısına eşit dikey ile bir açı yapacak şekilde monte edilir (Şekil 7). Dönme sırasında, her karşı ağırlık bir merkezkaç kuvveti oluşturur; burada pj, karşı ağırlığın dönme ekseninden ağırlık merkezine olan mesafedir. İki kuvvetin vektörlerini yatay Y I ve dikey X I bileşenlerine ayrıştırarak, herhangi bir φ için Y I kuvvetlerinin karşılıklı olarak dengelendiğine ve X I kuvvetlerinin sonuçta ortaya çıkan bir R) Kuvveti verdiğine ikna olduk. Koşul şu şekilde sağlanırsa P l kuvvetini tamamen dengeleyebilir: tanışmak
P ve kuvvetinin aynı şekilde dengelendiği durumda, bu durumda yalnızca karşı ağırlıklar 2ω açısal hızının iki katı hızla döner (Şekil 7). Atalet Р c'nin merkezkaç kuvveti, krankın karşı tarafındaki krank milinin yanaklarına monte edilen karşı ağırlıkların yardımıyla tamamen dengelenebilir. Her bir karşı ağırlığın kütlesi tpr, p'nin karşı ağırlığın ağırlık merkezinden dönme eksenine olan mesafe olduğu koşuluna uygun olarak seçilir.
4 silindirli tek sıralı bir motora etki eden atalet kuvvetlerinin diyagramı Şekil 2'de gösterilmektedir. 8. Buradan, krank milinin belirli bir şekli için birinci dereceden atalet kuvvetlerinin dengelendiği Σ РjI = 0 olduğu açıktır. Motorun uzunlamasına düzleminde kuvvetler, P jI momenti M olan iki çift oluşturur. jI = P jI а. Bu momentlerin yönleri zıt olduğundan bunlar da dengelidir (Σ M jI = 0). Pirinç. 8. 4 silindirli tek sıralı bir motora etki eden atalet kuvvetlerinin şeması
Merkezkaç kuvvetleri ve bunların momentleri ve ikinci dereceden atalet kuvvetlerinin momentleri de dengelidir; bu, 4 silindirli bir motorda P jII kuvvetlerinin dengesiz kaldığı anlamına gelir. Yukarıda belirtildiği gibi dönen karşı ağırlıklar kullanılarak dengelenebilirler ancak bu, motor tasarımını karmaşıklaştıracaktır. 6 silindirli sıralı dört zamanlı bir motorda, krank mili krankları 120°'de eşit aralıklarla yerleştirilmiştir. Bu motorda hem atalet kuvvetleri hem de momentleri tamamen dengelenmiştir. Tek sıralı 8 silindirli dört zamanlı bir motor, krank milleri birbirine göre 90° döndürülmüş iki adet tek sıralı 4 silindirli motor olarak düşünülebilir. Böyle bir motor tasarımında tüm atalet kuvvetleri ve bunların momentleri de dengelenmiştir. Sıralar arasında 90°'lik bir açıya (silindir kamber açısı) ve 120°'lik bir açıyla üç eşleştirilmiş kranka sahip V şeklinde 6 silindirli dört zamanlı bir motorun diyagramı Şekil 1'de gösterilmektedir. 9.
Her 2 silindirli bölümde, ortaya çıkan birinci dereceden atalet kuvvetleri ve sol ve sağ silindirin dönen kütlelerinin sonuçta ortaya çıkan atalet kuvvetleri, büyüklük olarak sabittir ve krankın yarıçapı boyunca yönlendirilir. Kesitte ortaya çıkan ikinci dereceden atalet kuvvetlerinin büyüklüğü değişkendir ve yatay düzlemde etki eder. İncirde. 9 kuvvet P jI, P jII, P c - ikiz silindirlerin her bölümü için bileşke atalet kuvvetleri, şekildeki kuvvetlerin tanımlanmasındaki vuruşlar silindir bölümünün sayısını gösterir. Motorun tamamı için (üç çift silindir için) atalet kuvvetlerinin toplamı sıfırdır, yani birinci dereceden atalet kuvvetlerinin ve merkezkaç kuvvetlerinin toplam momentleri sırasıyla eşittir ve silindirin ekseninden geçen bir dönen düzlemde etki eder. krank mili ve birinci krankın düzlemi ile 30 derecelik bir açı yaparak °. Bu momentleri dengelemek için krank milinin iki dış yanağına karşı ağırlıklar monte edilir (bkz. Şekil 9). Karşı ağırlık kütlesi tpr şu duruma göre belirlenir:
Burada b, karşı ağırlıkların ağırlık merkezleri arasındaki mesafedir. İkinci dereceden atalet kuvvetlerinin toplam momenti yatay düzlemde etki eder. Genellikle ΣM jII dengeli değildir çünkü bu, tasarımın önemli bir komplikasyonuyla ilişkilidir. Motor üretiminde gerçek dengeyi teorik dengeye yaklaştırmak için bir dizi tasarım ve teknolojik önlem sağlanmıştır: - krank mili mümkün olduğu kadar sert yapılmıştır; - montaj sırasında ileri geri hareket eden hareketli parçalar, aynı motorun farklı silindirlerindeki setlerin kütleleri arasında en küçük fark olacak şekilde komple bir set olarak seçilir; - krank mili parçalarının boyutlarında izin verilen sapmalar mümkün olduğu kadar küçük ayarlanmıştır; - dönen parçalar dikkatli bir şekilde dengelenir ve krank milleri ve volanlar dinamik olarak dengelenir.
Dengeleme, şaftın dönme eksenine göre dengesizliğinin belirlenmesini ve metali çıkararak veya dengeleme ağırlıkları takarak kendisini dengelemeyi içerir. Dönen parçaların balanslanması statik ve dinamik olarak ikiye ayrılır. Bir cismin kütle merkezi dönme ekseni üzerinde bulunuyorsa, cismin statik olarak dengeli olduğu kabul edilir. Çapı kalınlığından büyük olan dönen disk şeklindeki parçalar statik dengelemeye tabi tutulur. Parça, iki paralel yatay prizma üzerine yerleştirilen silindirik bir şaft üzerine monte edilmiştir. Parça, ağır kısmını aşağıya doğru çevirerek kendiliğinden kurulur. Bu dengesizlik, parçanın alt (ağır) kısmının taban tabana zıt bir noktasına karşı ağırlık takılarak ortadan kaldırılır. Uygulamada, statik dengeleme için, dengeleme ağırlığının kütlesinin ve kurulum yerinin anında belirlenmesine olanak sağlayan aletler kullanılır. Dinamik dengeleme Statik dengeleme koşulu sağlanıyorsa ve ikinci koşul karşılanıyorsa, dönen kütlelerin mil ekseni üzerindeki herhangi bir noktaya göre merkezkaç kuvvetlerinin momentlerinin toplamı sıfıra eşit olmalıdır. Bu iki koşul karşılandığında dönme ekseni, cismin ana atalet eksenlerinden biriyle çakışır.
Dinamik balanslama, şaftın özel balans makinelerinde döndürülmesiyle gerçekleştirilir. GOST, rijit rotorlar için dengeleme doğruluğu sınıflarının yanı sıra dengeleme gerekliliklerini ve dengesizliklerin hesaplanmasına yönelik yöntemleri belirler. Örneğin, bir binek otomobil ve kamyon motorunun krank mili tertibatı 6. doğruluk sınıfında derecelendirilmiştir ve dengesizliğin mm · rad/s dahilinde olması gerekir. Motorun çalışması sırasında, her krank mili krankı sürekli ve periyodik olarak değişen teğetsel ve normal kuvvetlere maruz kalır ve bu da krank mili grubunun elastik sisteminde değişken burulma ve bükülme deformasyonlarına neden olur. Şaft üzerinde yoğunlaşan ve şaftın ayrı bölümlerinin bükülmesine neden olan kütlelerin göreceli açısal titreşimlerine burulma titreşimleri denir. Belirli koşullar altında, burulma ve bükülme titreşimlerinin neden olduğu değişken gerilimler, şaftın yorulma arızasına yol açabilir. Hesaplamalar ve deneysel çalışmalar, krank milleri için bükülme titreşimlerinin burulma titreşimlerinden daha az tehlikeli olduğunu göstermektedir.
Bu nedenle ilk yaklaşım olarak eğilme titreşimleri hesaplamalarda ihmal edilebilir. Krank milinin burulma titreşimleri yalnızca krank mili parçaları için değil aynı zamanda tahrikler için de tehlikelidir çeşitli birimler motor ve araç güç aktarım üniteleri için. Tipik olarak burulma titreşimlerinin hesaplanması, gerilmelerin belirlenmesine indirgenir. krank mili rezonansta, yani heyecan verici kuvvetin frekansı şaftın doğal frekanslarından biriyle çakıştığında. Ortaya çıkan gerilimleri azaltmaya ihtiyaç duyulursa, krank miline burulma titreşim damperleri (damperler) monte edilir. Otomobil ve traktör motorlarında en yaygın sönümleyiciler iç (kauçuk) ve sıvı sürtünmesidir. Titreşim enerjisini absorbe etme ve daha sonra bunu ısı şeklinde dağıtma prensibiyle çalışırlar. Kauçuk amortisör, kauçuk bir conta aracılığıyla diske vulkanize edilmiş eylemsiz bir kütleden oluşur. Disk krank miline sıkı bir şekilde bağlanmıştır. Rezonans modlarında eylemsizlik kütlesi salınmaya başlar ve lastik contayı deforme eder. İkincisinin deformasyonu, titreşim enerjisinin emilmesine katkıda bulunur ve krank milinin rezonans titreşimlerini "sinirlendirir".
Akışkan sürtünmeli damperlerde, serbest atalet kütlesi, krank miline sıkı bir şekilde bağlanan, hava geçirmez şekilde kapatılmış bir mahfazanın içine yerleştirilir. Muhafazanın duvarları ile kütle arasındaki boşluk, yüksek viskoziteye sahip özel bir silikon sıvısı ile doldurulur. Isıtıldığında bu sıvının viskozitesi biraz değişir. Burulma titreşim sönümleyicileri, şaftın titreşim genliğinin en büyük olduğu yere monte edilmelidir.
