Балансування мікродвигуна
Максимальне зниження вібрацій, що виникають від зворотно-поступальних мас, досягається балансуванням колінчастого валу. З цією метою на щоці колінчастого валу проти кривошипного пальця створюється противага, який частково врівноважує інерційні сили, що виникають від поршня, поршневого пальця і шатуна, що переміщаються.
Потрібно відзначити, що повністю врівноважити одноциліндровий двигун теоретично неможливо. Спектр коливань і величини інерційних сил від поступального переміщення поршня і шатуна, що робить складну траєкторію, розрахувати теоретично і компенсувати простою противагою практично неможливо. Тому завдання конструктора зводиться до зменшення до мінімального рівня амплітуди вібрацій як у вертикальній, так і в горизонтальній площинах. Достатньо надійне врівноважування може бути зроблено на спеціальному стенді шляхом вимірювання амплітуд перевантажень у вертикальній та горизонтальній площинах. При цьому шляхом припасування маси противаги прагнуть отримати приблизно рівні амплітуди коливань як у вертикальній, так і в горизонтальній площинах. Очевидно, що ця рівновага і буде відповідати оптимальному балансуванню. Балансування здійснюється шляхом зміни маси противаги.
У тому випадку, якщо маса противаги в прийнятій конструкції виявиться недостатньою, її можна збільшити шляхом встановлення додаткових вантажів з матеріалу, що має високу щільність. Як такий матеріал може бути використаний вольфрам або його сплави з щільністю 18,5-19,3 см-3. Для цих цілей можуть бути використані також спека порошкові матеріали на основі карбіду вольфраму, з яких виготовляють ріжучий інструмент. Конструктивно така противага може бути виконана, як показано на рис. 31.
Мал. 31.Конструкція противаги: а - з довантажувальним сегментом; б - із довантажувальними циліндрами.
Ступінь збалансованості рухомих частин одноциліндрового мікродвигуна оцінюється співвідношенням моментів обертових компенсуючих мас і рухомих зворотно-поступальних мас. Ступінь збалансованості Кб виражається у відсотках. Для одноциліндрового мікродвигуна це співвідношення може бути понад 50% без застосування спеціальних додаткових динамічних балансиров.
Інженерний аналітичний розрахунок ступеня збалансованості одноциліндрового мікродвигуна може бути зроблений для оцінки прийнятих конструктивних рішень.
Мал. 32. Схема діючих сил і моментів, що збуджують вібрації і компенсують: а — обертові маси; б - вагаються маси
Схема розрахунку балансування одноциліндрового мікродвигуна наведено на рис. 32. Маса поршня, що рухається зворотно-поступально, з поршневим пальцем і обертова маса кривошипного механізму з'єднані з поршнем шатуном, який здійснює складний рух. Для розрахунку умовно відносимо половину маси шатуна до поршневої групи, іншу половину маси шатуна — до кривошипної частини механізму.
Такий розрахунок не може претендувати на абсолютну точність у зв'язку з прийнятими припущеннями щодо шатуна, проте як інженерний цілком прийнятний і практично дає хороший результат.
Розрахунок зводиться до визначення моментів мас деталей М, що коливаються, і компенсуючого моменту противаги Мк.
Мал. 33. Схема визначення моменту мас щоки кривошипа: 1 - напівциліндр; 2 - паралелепіпед; 3 – призма; 4 – циліндр.
Відношення компенсуючого моменту до моменту вагається і визначає ступінь збалансованості системи. Для цього слідпроводити розрахунок компенсуючого моменту мас колінчастого валу, що обертається, з приєднаною умовно частиною шатуна. Щоб полегшити визначення моменту мас щоки колінчастого валу, її умовно розбивають на елементи, котрим визначення маси та її центру тяжкості щодо осі її обертання не викликає труднощів (рис. 33). Як приклад наведено розрахунок ступеня збалансованості мікродвигуна з робочим об'ємом 2,5 см3, де кривошипно-поршнева група має наступні конструктивні параметри: хід поршня - 14 ним, маса поршня із сірого чавуну-6,55 г, поршневого пальця -0,95 г ; шатуна - 1,95 г. Конструкція противаги і кривошипної частини колінчастого валу наведена на рис. 33.
Визначимо моменти мас кожного з елементів частин системи, що обертаються. З цією метою визначимо масу елементів m1, відстань від центру маси цього елемента до осі обертання y1 та момент маси M1.
Масу напівциліндра, позначеного на рис.33 як елемент1, визначимо як добуток його об'єму на щільність матеріалу:
Тепер знаходимо відстань центру маси цього елемента від осі обертання:
І на закінчення визначаємо момент маси напівциліндра:
Ці ж параметри визначимо для елемента 2:
Аналогічний розрахунок робимо для елемента 3:
Приєднана частина шатуна дає момент
Маса поршня, що коливається, поршневого пальця і половина маси шатуна, що збуджують коливання, дають сумарний момент:
Сумарний компенсуючий момент обертових мас складе:
Збалансованість мікродвигуна, таким чином, становитиме:
Зменшення маси поршня на 1,2 г і поршневого пальця на 0,1 г дасть зміну збалансованості у зв'язку зі зміною моменту від мас, що коливаються:
Коефіцієнт збалансованості мікродвигуна складе:
Поліпшення збалансованості можна досягти встановленням додаткових противаг з більш важкого матеріалу, наприклад, з вольфраму.
Маса щоки противаги з додатковими однаковими вантажами збільшиться на
З урахуванням того, що плече додаткових вантажів, що компенсує момент збільшиться на
Таким чином, сумарний момент обертових мас після додаткового завантаження противаги вантажами Х1 і Х2 зміниться і стане рівним
Коефіцієнт збалансованості мікродвигуна складе у варіанті без доопрацювання поршневої групи
Після проведення заходів щодо полегшення поршневої групи та встановлення додаткових противаг коефіцієнт збалансованості мікродвигуна складе:
Отриманий результат можна вважати досить добрим.
Використанням ABC- або ААС - робочої пари, де поршень виготовляється з алюмінієвого сплаву, можна досягти ще кращих результатів за рівнем збалансованості одноциліндрового мікродвигуна.
Маса поршня зі сплаву АК21М2, 5Н2.5 складе 2,95 г, поршневий палець і шатун без змін, тоді:
Тоді ступінь збалансованості мікродвигуна без доопрацювань противаги складе:
Доробка противаги шляхом довантаження вольфрамовими вантажами за аналогією з попереднім прикладом дає ступінь збалансованості:
Як уже говорилося раніше, оптимальним рівнем балансування мікродвигуна є співвідношення Кб, що дорівнює 50%. Отримане співвідношення показує, що маса додаткових противаг трохи перевищує необхідну для даного конструктивного рішення кривошипно-поршневої групи. Зменшивши діаметр додаткових противаг до 4,5 мм, отримаємо такі результати:
Сумарний момент обертових мас після довантаження противаги стане рівним
Коефіцієнт збалансованості мікродвигуна складе у цьому варіанті:
Отриманий коефіцієнт збалансованості мікродвигуна вважатимуться задовільним, а поставлену мету досягнутою.