Глава 10 смазочная система

1. МОТОРНЫЕ МАСЛА

Одним из основных факторов, обеспечивающих надежную рабо­ту двигателя, является непрерывная циркуляция масла через зазоры трущихся сопряжений.

При этом масло уменьшает износ, снижает потери энергии на трение, герметизирует детали (например, поршень и гильзу цилинд­ра), отводит образующуюся при трении теплоту и защищает метал­лические поверхности от коррозии, вымывает из зазоров продукты износа.

Кроме прямого назначения в некоторых двигателях масло ис­пользуется как рабочее тело для гидромуфт привода вентилятора, для сервомоторов системы регулирования, а в форсированных дви­гателях — и для охлаждения поршней.

Совокупность устройств, обеспечивающих смазку деталей двига­теля, составляет смазочную систему.

К маслам, применяемым в автотракторных двигателях, предъяв­ляется ряд эксплуатационных требований, главные из которых:

• возможно более низкая температура застывания;

• пологая вязкостно-температурная характеристика;

• необходимая степень физической и химической стабильности;

• минимальное коррозионное воздействие на металлы;

• отсутствие механических примесей и воды. Масло не должно быть токсичным и вызывать загрязнение окружающей среды.

Моторное масло как конечный продукт состоит из базового масла и присадок. По способу производства различают базовые масла минеральные, получаемые перегонкой из нефти, и синтетичес­кие, вырабатываемые путем органического синтеза. Существуют и так называемые полусинтетические масла, представляющие собой смесь минерального и синтетического базовых компонентов.

Минеральные масла благодаря относительной простоте произ­водства наиболее распространены и дешевы.

Синтетические масла превосходят минеральные по совокупно­сти эксплуатационных свойств. Они менее вязки при низких тем- 272

273

274

Таблица 10.1

В каждой группе марка масла обозначается буквами и цифрами (табл. 10.2). Буква М означает, что масло моторное. Цифра после буквы М характеризует вязкость в сантистоксах (сСт) при тем- пературе 100 °С или в виде дроби, у которой цифра в числителе характеризует вязкость масла при температуре —18 °С, а цифра в знаменателе показывает вязкость в сСт при 100 °С. Буква «з» в индексе обозначает, что масло загущенное, т. е. содержит загуща- ющие присадки. Индексом 1 маркируют масла двигателей с ис- кровым зажиганием, индексом 2— дизелей. Если индекс отсутству- ет, то это означает, что масло предназначено для обеих категорий двигателей.

Для ориентировочного выбора группы масла можно рекомендо- вать^-.

• для двигателей с искровым зажиганием:

при е=6,5...7,5 и /1=3000—4000 мин^-1 — масла группы Вь

при е=8...9 и и=5000...6000 мин^-1 — масла группы Гь

• для дизелей используется условный показатель напряженно-

сти работы масла в двигателе:

G_TN_t 1

А =

FiG_M п

где G_T — часовой расход топлива, кг/ч; F — суммарная площадь рабочих поверхностей зеркала цилиндра, днища поршня, головки

275

цилиндра, м²; i — количссгво цилиндров; N_e — эффективная мощ­ность двигателя, кВт; - — емкость системы смазки, кг; и — ча­стота вращения коленчатого вала, мин^-1; ^=1,0— для безнадув- ных двигателей; 1,3— для двигателей с наддувом; К_р= 1,7— для двигателей воздушного охлаждения; 1,0— для двигателей жидкост­ного охлаждения;

• для тракторных дизелей:

А ^150 — масла группы Б₂;

А = 197...223 — масла группы В₂;

Л = 358...648 — масла группы Г₂.

Таблица 10.2

2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПНИКА

В сопряжениях деталей двигателей преобладающим является трение скольжения, которое подразделяют на сухое, жидкостное, граничное и полуж ид костное или полусухое.

При работе двигателя в различных его сопряжениях может создаваться тот или иной вид трения, так как способы подвода масла и условия нагружения весьма различны. Например, в паре выпускной клапан — направляющая втулка вероятно полусухое, в паре поршневой палец — бобышки поршня — граничное или по- лужидкостное трение.

В подшипниках коленчатого вала допускается только жидкост­ное трение. При этом разделяющий масляный слой создается за счет того, что при вращении шейка вала увлекает масло во враща­

276

тельное движение (первый граничный слой — за счет маслянисто­сти масла, а следующие — за счет его вязкости). Масло, попадая в постепенно уменьшающийся объем а (рис. 10.1), стремится выте­кать во всех направлениях, чему препятствуют силы вязкости, кото­рые могут быть преодолены повышением давления. В результате в клиновидной части масляного слоя создается гидродинамическое давление, отрывающее шейку от вкладыша.

Очевидно, подшипниковый узел должен быть спроектирован и рассчитан так, чтобы при тех силах, которые действуют на вал, разделяющий масляный слой, обеспечивал жидкостное трение. Для подшипников коленчатого вала автотракторных двигателей это выполняется при минимальной толщине масляного слоя 4... 5 мкм.

При проектировании двигателя по данным динамического рас­чета строят полярную диаграмму нагрузок, по которой определяют силы, действующие на подшипник, а на основании прочностного расчета и компоновки устанавливают размеры диаметра шеек и длины опорной части вкладыша. По этим данным определяют условное давление на единицу площади диаметральной проекции (МПа):

К=

Id

Для гидродинамического расчета подшипника необходимо иметь три значения К: среднее за рабочий цикл K_tp=P_cpfcld), среднее

Рис. 10.1. К расчету подшипника скольжения

277

где ц — динамическая вязкость масла; q>_m — угол сечения, в кото­ром давление максимально.

Давление в произвольном сечении </>' несущего слоя

ч>'

6/iC0 r*(cos<p-cos<p_m)

P_v = , — я<р,

Ф J (l+xcosp)³

а сила на элементарную площадку с центральным углом A qf 278

Сила во всем гидродинамическом (несущем) слое

Ч>1 9'

„ Зцсо С ... , fzCcos^-cos^m)

P— .V Id cos[7t-((p - <р_а)\ dcp — 77 ^d(P-

ФJ J O+ZCOS9)³

9_t Vi

9г ¥

X(cOS (p COS 9m) , _

dq> = 0.

(I+XCOS9)³

9i Vi

Таким образом, сила P (МЫ) будет равна

urn

P=—ldФ.

Ф²

Безразмерную величину Ф, называемую коэффициентом погру­женности подшипника, определяют по формуле

р ф² Кф¹

Ф= =—.

Idfuo цш

Эта величина определяет положение вала в подшипнике, т. е. эксцентриситет, а следовательно, и минимальную толщину масля­ного слоя, так как

Л

Лщш⁼~ (1 z)‘

На рис. 10.2 приведены графики, устанавливающие связь между Ф и % Для различных отношений l/d. Эти графики построены на основании многочисленных теоретических и экспериментальных ис­следований.

Для определения значения коэффициента нагруженности необ­ходимо знать вязкость масла в нагруженной части масляного слоя, значение которой заранее не известно.

Для определения вязкости и суждения о температурном режиме работы производят тепловой расчет подшипника, на основании которого составляют тепловой баланс и определяют температуру равновесия, при которой теплота, развивающаяся в подшипнике, равна теплоте, отводимой от него. По этой температуре определя­ют вязкость масла и производят все дальнейшие расчеты.

279

Обозначим 3 Г cos [я—(qf—<р_а)] dcp' J

Рис. 10.2. Зависимость коэффициента нагруженности от относительного эксцент­риситета

Тепловой расчет подшипника. Сопротивление смазочного слоя вращению цапфы определяют по удельному сопротивлению, кото­рое по закону Ньютона равно

dv (h dp v\

х=Ц , или х=и[ 1— 1.

dh *\2ndx hj

Сила вязкого сдвига T получается суммировнием удельных сил т на всей поверхности несущего масляного слоя lr(q>2—<pi):

Т= j* xrdtp.

Подставив вместо т его значение, пролучим

т=-^ иГ Г_*Д

2 Ф LJ (¹⁺ZCOS9)³ 3J1+ZCOS9J

Введем понятие коэффициента жидкостного трения /= Т/Р и обозначим

280

dip

+xcos?

= Ф_Т.

Величину Ф_т называют коэффициентом сопротивления смазоч­ного слоя вращению цапфы. Тогда

mid. г Ф_т Ф_т /

Т=- - ^ф_т, а -=/=ф~ или —

^ Ф Ф ф

При известном значении можно определить количество тепло­ты, которое выделится в подшипнике в результате трения (кДж/с):

Qtp=£

f/ild²cai¹ - 10³

2ф

Данные по величине £ , называемой коэффициентом сопротивле­ния шипа вращению, в зависимости от эксцентриситета и от отноше­ния //</ приведены на рис. 10.3.

Указанная теплота в основном отводится в циркулирующее через подшипник масло, часть ее передается также по металлу вала и картера в окружающую среду.

Теплота, отводимая маслом (кДж/с),

МСцР_ы ({щх

где М — количество масла, циркулирующего через подшипник, м³/с; с_м — теплоемкость масла, кДж/(кг • К); р_м — плотность масла,

Рис. 10.3. Зависимость коэффициента сопротивления шипа вращению от относитель­ного эксцентриситета

281

Рис. 10.4. Зависимость коэффициента рас- Рис. 10.S. Зависимость коэффициента хода через нагруженную часть от относи- fi от относительного эксцентриситета тельного эксцентриситета

282

ц,МПа-с

от температуры го баланса

283

Если Amm >4 мкм и /ср <115 °C, то это свидетельствует о работо­способности подшипника.

Полученное значение является условным, так как в реальном двигателе непрерывно изменяется. Поэтому в настоящее время анализ работоспособности подшипника включает в себя расчет траектории центра цапфы, что позволяет определить величину, место и длительность сближения цапфы с подшипником. При этом несущая способность масляного слоя рассматривается как резуль­тат совокупного действия гидродинамического давления и радиаль­ного перемещения цапфы (рис. 10.8).

Реакция масляного слоя на действие внешней нагрузки Р рас­сматривается как равнодействующая сил радиального давления Рр,_д и сил гидродинамического давления Р_гд.

Проекции сил на пинию центров и перпендикуляр к ней запишут­ся в виде

{

Р cos (5—у)=Р_гд cos /J+Рр.д, ■Psin (8—у)=Р_гд sin р.

Выразим реактивные силы в виде безразмерных величин

Р

Id fidyjdt

представляющих собой коэффициенты нагруженности только при вращении и при поступательном движении, тогда получим

Рис. 10.8. К расчету траектории центра цапфы

где a>=(o+CD_L—2Cl; to—.угловая ско­рость вала; to_L — угловая скорость подшипника (для шатунного подшип-

284

=); Q — угловая скорость вращения вектора на-

ника co_L

y/l—X²smq>

грузки: Cl=dSJdt. После подстановки выражения для со в систему получим

Расчет траектории сводится к последовательному вычислению X и S. При этом для начальной точки траектории задают коорди­наты Xi и <5]. Координата Х\ выбирается произвольно, а угол £] при­нимается равным уь Затем в соответствии с изменением значения и направления внешней нагрузки вычисляются приращения коор­динат Ах и Ад:

В качестве примера на рис. 10.9 показана типичная траектория центра шатунной шейки автомобильного двигателя.

Ось шатуна

285