Способ предотвращения эффекта заклинивания бесшатунного силового механизма

Способ предотвращения эффекта заклинивания бесшатунного силового механизма

Реферат

Изобретение относится к бесшатунным силовым механизмам преобразования возвратно-поступательного движения во вращательное, а именно к способу предотвращения эффекта заклинивания, вызванного особенностями кинематики бесшатунного механизма в условиях присутствия избыточной кинематической связи.

Известен способ предотвращения эффекта заклинивания бесшатунного механизма, вызванного наличием избыточной кинематической связи, содержащий требование выполнения номинальных межцентровых размеров его кинематических звеньев: опорных кривошипов, кривошипов планетарного вала, ползунов, направляющих и подвижных сочленений, с высокой технологической точностью при строгом выдерживании заданных взаимосвязанных полей допусков (например, С.С.Баландин. «Бесшатунные двигатели внутреннего сгорания». М.: Машиностроение, 1972. Стр.11, 12. Рис.8).

Недостатком такого подхода является высокая стоимость производства, обусловленная резко возрастающими требованиями к точности выдерживания полей допусков в размерных цепях сопрягаемых деталей бесшатунного механизма, и большая вероятность возникновения эффекта заклинивания бесшатунного механизма в результате накопления отклонений от случайных ошибок в процессе изготовления и сборки изделия.

Бесшатунный механизм преобразования движения остается привлекательным конструктивным узловым решением для двигателей внутреннего сгорания. Его использование позволяет получать лучшие показатели по удельной массе, ресурсу, компактности и экономичности. При этом поршень полностью разгружен от боковой силы и максимально приближен к коленчатому валу, а полученный механический КПД, равный 0,94, остается непревзойденным до сих пор. Поэтому в 70-х годах прошлого столетия, на базе опыта авиапромышленности по созданию ДВС с бесшатунным механизмом, было предпринято несколько попыток организации производства подобных двигателей для наземного транспорта на моторных заводах общего машиностроения. Потраченные усилия, к сожалению, не дали ожидаемого результата. Опытные двигатели быстро выходили из строя еще на стенде из-за интенсивного развития механического износа, сопровождавшегося глубокими задирами зеркала цилиндра. Характер дефектов свидетельствовал о проявлении эффекта заклинивания в механизме преобразования движения, обусловленного производственными отклонениями в технологии изготовления и сборки механизма. Реальные результаты выполнения технических требований оказались ниже, чем того требуют устройства с избыточной кинематической связью. Решить проблему и повторить успешный опыт применения бесшатунного механизма в авиационных двигателях тогда не удалось, поэтому до настоящего времени поршневые двигатели с бесшатунным силовым механизмом пока не получили распространения на транспорте и в стационарных установках.

Задачей изобретения является реализация надежного и простого способа предотвращения эффекта заклинивания бесшатунного силового механизма, вызываемого присутствием избыточной кинематической связи.

Задача изобретения решается тем, что в центральной зоне движения ползуна на участке, примерно равном 3/4 полного хода поршня:

- создается отрицательный натяг в контакте ползун-направляющая, вектор которого противоположен линии действия продольных рабочих нагрузок от смежного цилиндра;

- вводится градиент изменения поперечной конструктивной жесткости направляющих с ее плавным уменьшением в направлении центра вращения механизма.

Полученный технический результат характеризуется следующими существенными признаками:

- размер звеньев механизма АС=ВС выбирается всегда меньшим размера кривошипа ОС на малую величину 6, достаточную для возникновения натяга между направляющей и ползуном, стесненным заниженной суммой размеров звеньев АС=ВС и ОС;

- направляющие ползунов имеют градиент изменения поперечной конструктивной жесткости от максимального значения в нагрузочной зоне пары ползун-направляющая, лежащей в пределах 1/8 хода ползуна от ВМТ, до минимального значения у центра вращения О, достаточного для сохранения формы направляющей.

На чертеже показана кинематическая схема бесшатунного механизма, поясняющая описываемый способ предотвращения эффекта заклинивания бесшатунного силового механизма на примере половины оборота вала.

Бесшатунный механизм (см. чертеж) изображен в двух промежуточных положениях и состоит из: звена ОС, нижняя головка которого шарнирно закреплена в центре вращения О, а верхняя шарнирно связана с балкой АСВ; звеньев АС и ВС, являющихся частями балки АСВ и шарнирно связанных с ползунами А и В; ползунов А и В, находящихся в контакте с опорными поверхностями направляющих 1. Разница в размерах звенев ОС и АС=ВС определяется равенством ОС-АС=ОС-ВС=δ.

Кроме того, на чертеже схематически учтено, что направляющие ползунов имеют градиент изменения поперечной конструктивной жесткости от максимального значения в нагрузочной зоне пары ползун-направляющая, лежащей в пределах 1/8 хода ползуна от ВМТ, до минимального значения у центра вращения О, достаточного для сохранения формы направляющей.

Способ работы бесшатунного механизма реализуется следующим образом (см. чертеж).

В проекте бесшатунного механизма закладывается, а в производстве реализуется требование, согласно которому длина звеньев АС=ВС меньше длины кривошипа ОС на некоторую малую величину δ, тогда с началом движения ползуна А от ВМТ боковая сила N_А, приложенная в точке А, и сила S_А, направленная вдоль оси звена АС в реальном двигателе (см. на чертеже эпюры нормальных сил) сначала возрастают до некоторого максимума, затем уменьшаются до нуля и далее, поменяв направление, снова ограниченно возрастают, стремясь к максимальному значению силы S_н, растягивающей звено АС, и к значению максимального отрицательного натяга N_н между направляющей и ползуном, стесненным заниженной суммой размеров звеньев АС и ОС.

В результате выборки части рабочих зазоров и пропорциональных продольных микроперемещений от упругой деформации звеньев ОС (разжимное удлинение) и АС (зажимное укорочение) под действием рабочих нагрузок от горизонтального цилиндра сила отрицательного натяга N_н в вертикальном цилиндре уменьшается или исчезает полностью в большом секторе углов, прилегающих к α 90° и 270° (примерно +/-30°). При этом наличие отрицательного натяга приводит к тому, что действующие рабочие нагрузки от горизонтального цилиндра не перехватываются на площади контакта ползуна А, а полностью воспринимаются шейкой С кривошипа ОС. Поэтому, в зависимости от заданной величины отрицательного натяга N_н и в соответствии с режимом работы двигателя, степень разгрузки ползунов А и В в секторе углов, прилегающих к α 90° и 270°, и прогибы линии движения ползуна находятся в пределах, гарантирующих работу механизма без заклинивания.

Для предотвращения недопустимых прогибов линии движения ползунов и устранения излишних приращений нагрузок между ними и корпусом от присутствия в силовой схеме отрицательного натяга N_H в паре ползун-направляющая величину δ рекомендуется принимать равной половине суммарного зазора размерной цепи связанных звеньев механизма без учета толщин масляных пленок в его подвижных соединениях.

В свое время еще С.С.Баландиным [«Бесшатунные двигатели внутреннего сгорания». С.С.Баландин. М.: Машиностроение, 1972, стр.12, 13] дано подробное графическое и смысловое обоснование траектории движения ползуна от одной стенки направляющей к другой, основанное на свойстве изменения размеров катетов связанного прямоугольного треугольника. Действительно, начиная примерно с угла α 45° ползун одного цилиндра разгружается от реактивной нагрузки и начинает отходить от первоначальной поверхности направляющей к противоположной, а ползун смежного цилиндра при этом, наоборот, принимает реактивную нагрузку на себя, прижимаясь к направляющей, расположенной асимметрично, и завершая рабочий ход на примыкающем к ВМТ участке. Эта принципиально важная особенность работы бесшатунного механизма ранее упускалась из виду разработчиками. В то время как правильное понимание этого вопроса создает предпосылки к обоснованию нового способа предотвращения эффекта заклинивания механизма. Суть дела в том, что ползуны, обмениваясь между собой нагрузкой от реактивных сил, в полной мере реализуют свою несущую способность по восприятию реактивных сил лишь на 1/8 части вначале и на 1/8 части в конце своего полного хода (это примерно соответствует диапазону углов α=0-50° и α=130-180° применительно к одной половине оборота вала). Участок направляющих ползуна в промежутке с α=50-130° (примерно 3/4 полного хода), строго говоря, оказывается нерабочим применительно к функции восприятия реактивной силы от момента вращения вала двигателя. На этом участке идет растянутый цикл перекладки ползуна, т.е. ползун уже отходит от начальной направляющей, но еще не садится на противоположную. Фактические нагрузки этого участка при прямолинейном движении ползунов выражены, главным образом, влиянием упругих сил, компенсирующих неточности изготовления, что приводит в худшем случае к полному заклиниванию, а в лучшем - к повышенному сопротивлению движения, снижающему механический КПД. На самом деле, в идеальном бесшатунном механизме, в пределах указанного участка направляющие 1 (см. чертеж) исполняют лишь функцию задания линии движения ползуна, а для этого им совсем не обязательно иметь большую жесткость. Кроме того, существенную роль в кинематике механизма играет фактически полученная при изготовлении степень совпадения оси центрального вала двигателя с общей осью цилиндров - это главный критерий работоспособности бесшатунного механизма по корпусу. Следовательно, чтобы сгладить влияние неточностей изготовления звеньев и корпуса двигателя, необходимо конструктивно (например, профильными вырезами стенок или их переменным сечением), плавно изменять жесткость направляющих 1 от максимального значения в нагрузочной зоне до минимального в зоне центральной оси двигателя. Плавностью изменения поперечной жесткости создается необходимое перекрытие в восприятии рабочих нагрузок между смежными цилиндрами и учитывается влияние конечности продольного размера контактной поверхности ползуна.

Две составляющие предлагаемого способа, в виде введения отрицательного натяга в паре ползун-направляющая и в виде организации переменной поперечной конструктивной жесткости направляющих с ее уменьшением в сторону центра вращения механизма, могут применяться по отдельности. При этом поле компенсирующего охвата случайных отклонений по ключевым размерам механизма несколько сужается.

В течение второй половины оборота вала и в ходе последующих циклов вращения бесшатунного механизма все описанные процессы и их результаты повторяются.

Предложенный способ предотвращения эффекта заклинивания бесшатунного силового механизма, основанный на использовании свойств переменной поперечной жесткости направляющих 1 ползунов и отрицательного натяга N_Н пары ползун-направляющая, позволил устранить неопределенности в возникновении эффекта заклинивания бесшатунного механизма, являющегося следствием наличия в нем избыточной кинематической связи. При этом для достижения цели изобретения использованы простые конструктивно-технологические решения, существенно снизившие трудоемкость сборки серийных изделий и упростившие технологические параметры их пооперационного контроля.

Практическое использование существенных признаков предложенного способа открывает дорогу для распространения бесшатунных силовых механизмов в составе двигателей внутреннего сгорания и компрессоров различного назначения.

1. Способ предотвращения эффекта заклинивания бесшатунного силового механизма преобразования движения, содержащего цилиндры с закрепленными в корпусе направляющими для ползунов, ползуны А и В смежных цилиндров, связанные шарнирно с балкой АСВ, звенья которой АС и ВС являются частью балки и равны между собой, балка АСВ шарнирно связана со звеном ОС, являющимся кривошипом, вращающимся вокруг центра О, при этом ползуны А и В смежных цилиндров перемещаются по линии, пересекающей центр вращения О, отличающийся тем, что размер звеньев АС и ВС задают меньше размера кривошипа ОС на малую величину δ, достаточную для возникновения натяга между направляющей и ползуном.

2. Способ по п.1, отличающийся тем, что направляющие ползунов выполнены с переменной поперечной конструктивной жесткостью от максимального ее значения в нагрузочной зоне пары ползун - направляющая, лежащего в пределах 1/8 хода ползуна от ВМТ, до минимального ее значения в зоне центра вращения О, достаточной для сохранения формы направляющей.