Mio-tech-service.ru

Автомобильный журнал
0 просмотров
Рейтинг статьи
1 звезда2 звезды3 звезды4 звезды5 звезд
Загрузка...

Что такое уравновешивание двигателя

Балансировка коленвала двигателя

При дисбалансе коленчатого вала неравномерно распределяется масса вдоль и поперек оси, то есть нарушается баланс: один край легче другого. В основном причиной поперечного дисбаланса является износ деталей вала при продолжительной эксплуатации.

Балансировка коленвала проводится, чтобы снизить нагрузку и вибрации на узлы силового агрегата. Эта операция дает возможность поднять производительность двигателя, продлить срок эксплуатации. В основном балансировка необходима для изношенных элементов двигателя, но встречаются случаи, когда в балансировке нуждается новый автомобиль.


Балансировка коленвала в гараже

Определить, нужна ли балансировка коленвала, можно по поведению ручки переключения передач: она начинает болтаться при передвижении на холостом ходу. То же самое касается двигателя: если на холостом ходу мотор работает с рывками.

Причины появления неполадок могут быть разные:

  • некачественное изготовление сопряженных деталей;
  • неоднородность материала, который использован для коленчатого вала;
  • люфты, возникшие в результате нарушения зазоров между сопряженными элементами;
  • некачественная сборка;
  • неточное центрирование;
  • естественный износ.

После замены маховика или его зубчатого венца, корзины сцепления необходимо отбалансировать коленвал. Если не выполнить эту процедуру, то даже при небольших скоростях мотор начнет вибрировать из-за нарушения баланса.

Особенности конструкции рядного двигателя

Наиболее распространенным типом ДВС являются рядные конструкции. Они предполагают расположение цилиндров с поршнями в один ряд, что обеспечивает их воздействие на общий коленчатый вал. Основной сферой применения этого типа двигателей являются легковые автомобили, а также сельскохозяйственная и грузовая техника. В качестве топлива может использоваться как бензин, так и дизель. Количество цилиндров в таком моторе может достигать и двенадцати, но обычно это максимум шесть.


Рядный двигатель в разрезе

Преимуществами применения рядных компоновочных схем можно назвать следующие характеристики:

  • простота конструкции;
  • равномерный износ деталей;
  • низкая стоимость;
  • легкость в обслуживании;
  • уравновешенность.

Недостатками рядных агрегатов являются:

  • большие габаритные размеры, особенно для конструкций с большим числом цилиндров;
  • большой вес двигателя;
  • коленчатый вал может испытывать большие нагрузки из-за повышенной длины.



Выравнивание заряда — практика

Устройство выравнивания заряда электронакопителя, обслуживает АКБ соединённые последовательно, при подзарядке их от одного источника питания. Компоненты соединённые последовательно образуют одну цепь либо линейку и в зависимости от направленности системы, их может быть разное количество. Приспособление имеет возможность выставлять токи на конкретных АКБ параллельно, в нескольких цепях.

В состав системы входит контроллер, отвечающий за уравновешивание заряда комплекта, устройство подсоединяется к общему источнику электроэнергии. Присутствуют в оборудовании и отдельные датчики, которые разработчики устанавливают на аккумуляторах. Элементы системы синхронизируются между собой посредством спецшлейфа.

Компоненты включённые в одну цепь должны быть одинаковой ёмкости, если это не так, балансировочное оборудование не сможет эффективно уровнять заряд АКБ. Чем больше будут отличаться между собой компоненты по ёмкости, тем большее количество циклов заряда/разряда батарей потребуется для осуществления надлежащей балансировки электронакопителей.

Перспективные разработки

Наиболее распространенным среди v образных силовых агрегатов является двигатель v6.

Однако именно он отличается высоким уровнем вибраций и требует достаточно трудоемкой балансировки. В настоящее время существует несколько направлений, в которых эволюционируют двигатели v 6:

  • Оппозитные силовые агрегаты

Оппозитный мотор – это v образный мотор, у которого угол развала цилиндров составляет 180 градусов. Такая конструкция позволяет значительно снизить центр тяжести и, что особенно важно, взаимно нейтрализовать вибрацию поршней, сделав рабочие характеристики мотора более плавными. Лидером этого направления моторостроения является компания Fuji Heavy Indastries Ltd., которая уже много лет разрабатывает такие двигатели для автомобилей марки Subaru. Оппозитная компоновка позволяет придать блоку цилиндров очень высокую прочность и жесткость, однако значительно усложняет ремонт мотора.

Для справки: оппозитные силовые агрегаты устанавливаются практически на все автомобили Subaru начиная с 1963 года.

  • VR образные моторы

Разработка VR образных силовых агрегатов – еще одно направление, по которому развиваются v-образные двигатели. Конструктивно такие моторы представляют собой симбиоз v образного и рядного силового агрегата и отличаются от обычныхŸ малым углом развала цилиндров (15 градусов) иŸ наличием одной ГБЦ, которая накрывает оба ряда цилиндров.

Такая компоновка позволяет получить компактный силовой агрегат, который меньше по длине, чем рядный 6-ти цилиндровый мотор и ширине, чем обычный двигатель v6.

Для справки: моторы VR 6 устанавливались на автомобили компании Volkswagen (Passat, Golf, Sharan и др.). Они имели заводские обозначения ААА (объем 2,8 л., мощность 174 л. с.) и ABV (объем 2,9 л., мощность 192 л. с.).

Разновидности дисбаланса

Для того, чтобы понять, как проводится процедура балансировки, следует разобраться с разновидностями дисбаланса:

  1. Статический. Развивается в результате смещения оси детали в отношении к оси вращения. Это провоцирует появление вибраций.
  2. Моментный. Возможен при появлении на краях маховика дополнительных масс. При этом массы уравновешены, но не проявляют себя в статике. Однако, при вращении они провоцируют выраженную вибрацию.
  3. Динамический. Определяется совместным действием статического и моментного дисбаланса.
Читать еще:  Что такое повело головку двигателя

Вибрации могут усиливаться или уменьшаться в зависимости от частоты вращения. Они провоцируют возникновение дополнительной нагрузки на элементы двигателя (стартер, карданный вал, коленвал), а также ведут к ослаблению крепежа. В свою очередь, это может привести к неисправностям и снижению срока эксплуатации и нарушениям работы составных частей мотора: маховика, сцепления, коленвала и других.

К причинам дисбаланса следует отнести:

  • некорректное изготовления составных частей двигателя, таких как маховик, стартер, коленвал и другие;
  • неоднородность материала;
  • неточность центрирования скрепленных деталей;
  • повышенная величина зазоров скрепленных элементов и узлов, а также несоблюдение соосности при монтаже;
  • деформирование валов в процессе механической и термической обработки и в результате повреждений при использовании.

Вибрации могут возникнуть при отсутствии балансировки как маховика, так и других деталей большого диаметра и значительной величиной угловой скорости: карданного вала, коленвала, колес и сцепления.

Устранение дисбаланса проводится с использованием специализированного оборудования в автосервисных центрах. Самостоятельная балансировка также возможна. Только нужно помнить, что перед проведением процедуры следует отключить стартер, который цепляет маховик, от питания.

Определение осевой силы

Для определения сил, которые влияют на установление равновесия ротора, необходимо определить силы, которые действуют на рабочее колесо. Эти силы разделяются на:
массовые – сила тяжести и сила инерции
поверхностные – взаимодействие поверхности колеса с потоком жидкости.

При заполнении насоса жидкостью вес колеса разгружается за счет гидростатических давлений по поверхности колеса, которые согласно закону Архимеда равны весу вытесненной воды и направлены вверх.

Осевое действие силы инерции сводится к нулю при помощи динамической балансировки на специальном станке. Динамическая балансировка обычно осуществляется для ротора насоса в целом.

Поэтому рассмотрим действие на рабочее колесо центробежного насоса только поверхностных сил, которые собственно и определяют динамические условия его работы.

Расчет осевой силы

Силы давления на рабочее колесо, вращающееся в корпусе насоса, заполненном жидкостью, могут быть найдены из следующих соображений.

Давление р1 при входе в насос является начальным давлением насоса. Это давление действует на площадь кольцевого сечения, которая определяется по формуле

где D1 – внешний диаметр всасывающей полости рабочего колеса;
d – диаметр вала.

Следовательно, сила давления жидкости на рабочее колесо в области всасывания составит

В конструкции центробежных насосов всегда предусматривается тщательное определение области всасывания с начальным давлением p1 от области нагнетания с конечным давлением p2. Такое отделение осуществляется с помощью уплотнительных колец. Зазор между внутреней поверхностью уплотнительного кольца и внешней поверхностью рабочего колеса по диаметру входа должно быть небольшим, порядка 0,15 – 0,2 миллиметров.

Выход жидкости из рабочего колеса осуществляется свободно, зачастую при значительном расстоянии между выходным диаметром D2 рабочего колеса и внутренним диаметром направляющего аппарата или соответствующей кромкой приемного отверстия нагнетательного патрубка.

Поэтому давление p2 действует на всю площадь F2 заднего диска рабочего колеса, определяемую величиной

и на площадь кольцевого покрывного диска

Причем, осевое действие сил, обусловленных давлением p2 , действующих на обе стороны рабочего колеса, по направлению взаимно противоположны.

Определим силы давления по обе стороны рабочего колеса, которые обусловлены давлением нагнетания p2 :

Где Р2 – полная сила давления на всю площадь заднего диска рабочего колеса;
Р3 – полная сила давления на кольцевой покрывной диск рабочего колеса.

Осевая сила Pос , очевидно, является равнодействующей перечисленных сил Р1, Р2 и Р3, причем, направление её соответствует направлению большей силы:

или после приведения подобных членов получим

Таким образом, осевая сила определяется произведением разности между конечным давлением, которое создает насос (р2), и начальным давлением на всасывании р1, умноженной на площадь живого сечения потока при входе в рабочее колесо. Так как р2 > р1, то осевая сила направлена в сторону всасывания.

3 способа уравновесить осевую силу

Осевая сила стремится сдвинуть рабочее колесо вместе с валом в сторону всасывающего патрубка. Если это усилие окажется достаточно большим, оно приведет к поломке подшипников, истиранию в первую очередь уплотнительных колец, а затем и ко взаимному истиранию корпуса насоса и рабочего колеса.

Как снизить влияние осевой силы.

Чтобы предотвратить отрицательное влияние осевой силы, которому сопутствует увеличение расхода мощности, потребляемой насосом и падение его КПД, применяют следующие способы.

1. Установка упорных подшипников скольжения.

Такой способ применяют только при очень небольшой осевой силе как вспомогательную меру.

2. Сверление разгрузочных отверстий.

Для уравновешивания сил давления в центральной части рабочего колеса сверлят отверстия 1 в заднем диске рабочего колеса. Таких разгрузочных отверстий делает для большинства случаев около четырех штук. С их помощью выравнивается давление жидкости с обеих сторон рабочего колеса. Чтобы предотвратить перетекание жидкости через эти отверстия из области высокого давления на нагнетании в область низкого давления на всасывании, делают кольцевые выступы 2 на наружной стороне заднего диска и устанавливают охватывающие его с небольшим зазором уплотнительные кольца 3 в корпусе насоса.

Читать еще:  Возможные причины потери мощности двигателя

Такой способ уравновешивания осевой силы как сверление отверстий считается наиболее простым и распространенным.

3. Применение гидравлического приспособления с разгрузочным диском.

Если осевая сила достигает больших значений, например, в высоконапорных насосах, то сверление разгрузочных отверстий в центральной части рабочего колеса оказывается недостаточно. В этом случае на нагнетании насоса монтируется гидравлическое приспособление, с помощью которого создается усилие на ротор насоса, равное осевому, но противоположное ему по направлению.

При соответствующих размерах такого гидравлического разгрузочного диска, осевая сила может быть полностью уравновешена.

Уравновешивание осевой силы является первым шагом при испытании нового насоса. К другим факторам влияющим на выдаваемую насосом характеристику относят гидравлическое сопротивление.

Видео по теме

В заключении хочется отметить, что уравновешиванию осевой силы и исключению её отрицательного влияния отводится большое время при проведении производственных испытаний насоса. Современный насосы конструируются, а затем доводятся на испытательных стендах таким образом, чтобы свести влияние осевой силы к минимуму.

Все о транспорте газа

1.Основные понятия

Статическая неуравновешенность — это неуравновешенность, при которой ось ротора и его главная центральная ось инерции параллельны (см. рис.1).

Динамическая неуравновешенность — это неуравновешенность, при которой ось ротора и его главная центральная ось инерции пересекаются не в центре масс или перекрещиваются (см. рис.3). Она состоит из статической и моментной неуравновешенности.

Примечание: Здесь и далее выделены курсивом термины и определения, установленные ГОСТом 19534 – 74. Балансировка вращающихся тел. Термины.


Частным случаем динамической неуравновешенности является квазистатическая неуравновешенность, при которой ось ротора и его главная центральная ось пересекаются не в центре масс ротора.

Вызываемая неуравновешенностью центробежная сила определяется по формуле:

На высоких оборотах неуравновешенные массы могут развить центробежные силы до недопустимых значений, которые приведут к разрушению машины. Для большинства машин достижение неуравновешенной центробежной силой значения ок. 30% веса ротора является предельно допустимой величиной.

Произведение неуравновешенной массы на её эксцентриситет называют дисбалансом. Дисбаланс — величина векторная. Чаще используется термин «значение дисбаланса», которое равно произведению неуравновешенной массы на модуль её эксцентриситета.

Дисбалансы роторов в процессе эксплуатации могут быть вызваны износом рабочих частей, изменением посадки дисков, ослаблением крепления элементов входящих в состав роторов, деформацией и другими факторами, приводящими к смещению масс относительно оси вращения.

Значение дисбаланса обычно указывается в гмм, гсм. 1гсм = 10гмм.

Иногда для задания допуска используют отношение значения дисбаланса к массе ротора, называемое удельным дисбалансом . Удельный дисбаланс соответствует эксцентриситету центра массы ротора.
е ст = D/m (2)

Дисбалансы устраняются балансировкой. Балансировка — это процесс определения значений и углов дисбалансов ротора, и уменьшения их корректировкой масс. На практике получили распространение два вида балансировки: статическая и динамическая.

2. Балансировка. Общие сведения

Статическая балансировка, как правило, проводится в одной плоскости коррекции и применяется, главным образом, к дисковым роторам. Её можно использовать, если отношение длины ротора к его диаметру не превышает 0,25. Плоскостью коррекции называют плоскость, перпендикулярную оси ротора, в которой расположен центр корректирующей массы (массы, используемой для уменьшения дисбалансов ротора).

При статической балансировке определяется и уменьшается главный вектор дисбалансов ротора, характеризующий его статическую неуравновешенность. Главный вектор дисбалансов равен сумме всех векторов дисбалансов, расположенных в различных плоскостях, перпендикулярных оси ротора (см. рис. 4).

Для роторов, у которых их длины соизмеримы с диаметрами или превосходят их, статическая балансировка неэффективна, а в некоторых случаях может оказаться вредной. Например, если плоскость коррекции окажется на значительном расстоянии от главного вектора дисбалансов, то, уменьшив статическую неуравновешенность, можно увеличить моментную неуравновешенность.

Динамическая балансировка — это такая балансировка, при которой определяются и уменьшаются дисбалансы ротора, характеризующие его динамическую неуравновешенность (см. рис.4). При динамической балансировке уменьшаются как моментная, так и статическая неуравновешенность ротора одновременно.

Есть много методов балансировки. Все они основаны на предположении линейности системы, то есть амплитуды колебаний считаются пропорциональными значению дисбаланса, а фазы независимы от его величины. Существует одноплоскостная и многоплоскостная балансировка. При одноплоскостной балансировке расчёт корректирующих масс производится последовательно для каждой плоскости коррекции, при многоплоскостной — одновременно.

Многоплоскостная балансировка с использованием метода одновременного измерения амплитуд и фаз колебаний наиболее распространена при балансировке роторов агрегатов типа ГТК 10-4. Точнее, наиболее распространена двухплоскостная балансировка, которая является частным случаем многоплоскостной. Для расчёта корректирующих масс при таком методе балансировки необходимо выполнить, как минимум, три пуска: один начальный (нулевой) и два пробных с единичными (пробными) массами m п1 , m п2 , установленными на расстояниях r п1 , r п2 от оси вращения (см. рис.5). Порядок и комбинации установок пробных грузов могут быть различными.

При использовании этого метода балансировки считают, что система позволяет использовать принцип суперпозиции. Расчёт корректирующих масс и мест их установки в такой системе может производиться различными способами: графическим, аналитическим или графоаналитическим.

Читать еще:  Что такое ветровой двигатель

Графические и графоаналитические расчёты с построением достаточно сложных векторных диаграмм широко использовались до появления балансировочных средств с микропроцессорами. Приёмы выполнения таких расчётов можно найти в литературе [4]. В настоящее время они практически не используются, так как современная техника обеспечивает решение таких задач проще, точнее и быстрее.

Современная микропроцессорная техника с помощью программных средств решает задачу расчёта чаще всего аналитически. Рассмотрим, в чём заключается суть решения этой задачи.

Колебания системы ротор — опорная конструкция могут быть описаны системой уравнений (при каждом пуске двумя уравнениями с шестью неизвестными).

В этих уравнениях неизвестны шесть векторных величин: D I , D II , ? а1 , ? а2 , ? в2 , ? в2 . Чтобы найти их, необходимо решить систему этих уравнений. Определение коэффициентов влияния и корректирующих масс для компенсации исходных дисбалансов является достаточно сложной задачей. Однако решение такой задачи с помощью современных средств, осуществляется автоматически в процессе пусков. Определённые из уравнений (5) коэффициенты влияния можно использовать для расчёта корректирующих масс при балансировке последующих однотипных роторов без выполнения двух пробных пусков.

В тех случаях, когда число плоскостей коррекции большее, чем 2 (например, если производится балансировка одного ротора с опорами более, чем 2-е или балансировка сцепленных роторов), количество пробных пусков определяется числом плоскостей коррекции, в каждую из которых последовательно устанавливаются пробные массы. Уравнения, описывающие колебания системы, составляются аналогично, как и при двухплоскостной балансировке. Система этих уравнений и её решение усложняются, так как количество коэффициентов влияния увеличивается за счёт увеличения количества плоскостей коррекции и увеличивается количество уравнений за счёт увеличения количества пусков.

Чаще всего динамическая балансировка проводится на балансировочных станках. Обычно балансировка на станках проводится на более низких оборотах, чем рабочие обороты роторов. Это обусловлено техническими возможностями балансировочных станков. Высокооборотные балансировочные станки мало распространены из-за их дороговизны и большой энергоёмкости. Балансировка на низкооборотных станках достаточно эффективна и обеспечивает высокую точность в тех случаях, когда ротора относятся к классу жёстких роторов . Для гибких роторо в балансировка на низкооборотных станках не всегда эффективна.

Жёсткий ротор определяется как ротор, который сбалансирован на частоте вращения, меньшей первой критической в двух произвольных плоскостях коррекции и у которого значения остаточных дисбалансов не будут превышать допустимые на всех частотах вращения вплоть до наибольшей эксплуатационной. Динамическая балансировка жёсткого ротора производится, как правило, в двух плоскостях.

Гибкий ротор определяется, как ротор, который сбалансирован на частоте вращения, меньшей первой критической в двух произвольных плоскостях коррекции и у которого значения остаточных дисбалансов могут превышать допустимые на иных частотах вращения вплоть до наибольшей эксплуатационной . При балансировке гибких роторов используется, как правило, более двух плоскостей коррекции.

3. Выбор допуска и точности балансировки

Из практики известно, что виброскорость является наиболее объективным критерием для оценки вибрации. Исходя из этого, чаще всего оценка и нормирование вибрационного состояния производится по виброскорости. Поэтому допуск на балансировку принято устанавливать таким образом, чтобы в рабочем диапазоне оборотов иметь приемлемую виброскорость. Исходя из этих условий допустимый дисбаланс должен изменяться обратно пропорционально частоте вращения ротора. То есть чем выше рабочая частота вращения, тем меньше должен быть допустимый дисбаланс. Следовательно должна обеспечиваться следующая зависимость:
е ст w = Конст. , где е – удельный дисбаланс, w – угловая частота.
При этом предполагается, что ротор и опоры жёсткие. Величину естw приняли определяющей при классификации точности балансировки.

Классы точности балансировки жёстких роторов установлены ГОСТом 22061-76 в соответствии с международным стандартом ИСО 1949.

Согласно этой классификации каждый класс характеризуется постоянной величиной е ст w. Каждый последующий класс отличается от предыдущего в 2,5 раза. ГОСТ 22061-76 устанавливает 13 классов точности; с нулевого по двенадцатый, для различных групп жёстких роторов. Ротора газоперекачивающих агрегатов относятся к 3-ему классу точности. Значения допустимых дисбалансов рассчитываются и задаются разработчиком машин согласно ГОСТу 22061-76.

4. Особенности балансировки крупногабаритных роторов

Источники информации, принятые во внимание при составлении методического пособия по балансировке роторов.

ГОСТ 19534 – 74. Балансировка вращающихся тел. Термины.

ГОСТ 22061 – 76 Система классов точности балансировки и методические указания.

Руководящие указания по балансировке роторов ГТУ на балансировочном станке и в собственных подшипниках. «Оргэнергогаз» М., 1974год.

Вибрации в технике. Т.6. Защита от вибрации и ударов. Под ред. чл.-кор. АН СССР К.В. Фролова. М. «Машиностроение», 1981г.

Сидоренко М.К. Виброметрия газотурбинных двигателей. М. «Машиностроение». 1973г.

Ковалёв В.К. Тепловая деформация крупногабаритных роторов и её влияние на дисбаланс. Научно-технический сборник №1.1999г. Серия: Диагностика оборудования и трубопроводов. М. Газовая промышленность.

Современные методы и средства балансировки машин и приборов. Под общей редакцией В. А. Щепетильникова. М. «Машиностроение». 1985г.



голоса
Рейтинг статьи
Ссылка на основную публикацию
ВсеИнструменты
Adblock
detector