Устройство уравновешивания поршневого рядного двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания - RU2785026C1

Чертежи

Описание

Изобретение относится к двигателестроению, точнее к поршневым рядным четырехтактным двухцилиндровым двигателям внутреннего сгорания, конкретно к устройствам, предназначенным для уравновешивания сил инерции, моментов этих сил и реактивного крутящего момента в двигателях типа R2 с помощью балансирных валов.

Из уровня техники известны разнообразные конструктивные построения устройств, предназначенных для уравновешивания поршневых рядных двухцилиндровых двигателей внутреннего сгорания (далее ДВС) с помощью балансирных валов, кинематически связанных с коленвалом двигателя и обеспечивающих уравновешивание как сил инерции и моментов этих сил, так и реактивного крутящего момента (РКМ).

К примеру, известно уравновешивающее устройство для ДВС в виде системы пары соосных друг другу балансировочных валов с противовесами с односторонним размещением относительно коленчатого вала, имеющих противоположные направления вращения и одинаковую с коленчатым валом частоту вращения (RU 2753431,2021г). В нем решена задача минимизации габаритов и массы двигателя за счет минимальных межосевых расстояний между коленчатым и балансировочными валами и оптимизации траектории прохождения балансировочного вала относительно нижней головки шатуна, однако недостатком является некоторая усложненость привода из-за большого количества шестеренных зацеплений (необходимо не менее 4-х шестерен) и невозможность оптимального уравновешивания РКМ за счет соответствующего положения осей балансирных валов, т.к. для обеспечения оптимальной уравновешенности требуется строго определенное межосевое расстояние, зависящее от весогабаритных параметров конкретного ДВС и режимов его работы.

Известен также механизм уравновешивания двухцилиндрового двигателя с двумя противовесами, установленными по одному на коленчатом и балансирном вале, причем ось балансирного вала расположена в вертикальной плоскости параллельно коленчатому под ним (RU 2097571, 1997 г.). Балансирный вал вращается с той же угловой скоростью, что и коленчатый в противоположном направлении. За счет установки противовесов с необходимыми значениями дисбалансов обеспечивается полное уравновешивание сил инерции возвратно поступательно движущихся масс (ВПДМ) 1го порядка и частичное уравновешивание РКМ. Недостатком является невозможность обеспечения оптимального уравновешивания РКМ при однозначно заданном положении оси балансирного вала (отсутствие горизонтального смещения) и ограничениях координат его расположения (балансирный вал должен находиться вне траектории вращающихся элементов кривошипно-шатунного механизма).Ведь для выполнения условий оптимального уравновешивания РКМ требуется обеспечение специально определяемых смещений оси балансирного вала относительно коленчатого, как по вертикали, так и по горизонтали.

Наиболее близким аналогом (прототипом) изобретения является двухвальное устройство уравновешивания ДВС, японской фирмы «Дайхатцу», описанное в статье Бородянского Л.Х. «Уравновешивание сил инерции первого порядка малоразмерного ДВС», журнал «Автомобильная промышленность», №10, 1994г, рис.1б, с. 20, в котором уравновешивание осуществляется тремя дисбалансами, один из которых расположен на коленчатом вале, а другие на двух соосно с ним установленных балансирных валах (по одному на каждом). Дисбалансы противовесов подбирают из условия полного уравновешивания сил инерции 1-го порядка ВПДМ, их значения определяются из условия: M₁r₁=M₂r₂= 0,5M₀r₀; M₀r₀= M⋅R, где R - радиус кривошипа коленчатого вала; М – ВПДМ кривошипно-шатунного механизма ДВС (одного цилиндра); M₁r₁,M₂r₂, M₀r₀ - дисбалансы на обоих балансирных валах и коленчатом вале соответственно. Центры масс всех трех противовесов располагают в плоскости, проходящей через середину коленчатого вала перпендикулярно его оси. Оба балансирных вала приводятся шестеренным приводом непосредственно от коленчатого, так что вращаются в противоположном ему направлении и с той же угловой скоростью. В прототипе для привода балансирных валов используется меньшее число шестерен, чем в первом аналоге, кроме того за счет использования 3-х дисбалансов, один из которых установлен на коленчатом, разгружаются подшипники балансирных валов, что обеспечивает компактность и надежность конструкции. Как показал специальный анализ уравновешенности рассматриваемых конструкций рядных двухцилиндровых ДВС (Гусаров В.В., Апелинский Д.В. Новые возможности уравновешивания ДВС типа R2. Журнал «Известия МГТУ «МАМИ». Технические и естественные науки». №1, (43) 2020 г., с. 42-49.) для оптимального уравновешивания РКМ необходимо обеспечивать строго задаваемые (находимые расчетом с учетом весогабаритных параметров и режимов работы) положения осей балансирных валов, соответствующих разным «смещениям» обоих балансирных валов относительно оси коленчатого вала. В этой связи недостатком конструкции прототипа является сложность реализации точных значений оптимальных, по уравновешенности от РКМ, положений осей балансирных валов тремя шестернями, имеющими одинаковые диаметры начальных окружностей и число зубьев.

Задача заявленного технического решения заключается вразработке уравновешивающего устройства, обеспечивающего полное уравновешивание сил инерции 1го порядка от ВПДМ и точную реализацию оптимальных условий частичного уравновешивания реактивного крутящего момента в рядном четырехтактном двухцилиндровом ДВС с произвольными весогабаритными параметрами за счет специально задаваемых значений дисбалансов на коленчатом и каждом их двух балансирных валов так, чтобы их можно было достаточно просто и удобно разместить на уравновешиваемом ДВС с учетом задаваемых значений координат их осей.

Технический результат, получаемый при реализации решения заключается в упрощении процесса реализации уравновешивания двухпоршневого четырехтактного ДВС при повышении эффективности уравновешивания реактивного крутящего момента за счет симметричной установки двух балансирных валов с заданным вертикальным смещением относительно оси коленчатого вала и с заданными значениями дисбалансов на трех валах, включая коленчатый.

Заявленный технический результат достигается тем, что в предлагаемом устройстве уравновешивания поршневого рядного двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания посредством трех противовесов, один из которых с дисбалансом M₀r₀ размещен на коленчатом валу двигателя, а два других: с дисбалансами M₁r₁ и M₂r₂ - по одному на каждом из двух балансирных валов, кинематически связанных с коленчатым валом с возможностью вращения с идентичной ему угловой скоростью и в противоположном с ним направлении, в котором балансирные валы размещены симметрично оси коленчатого вала с заданным смещением «а» их осей по вертикали, центры масс всех трех противовесов расположены в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала проходящей через его середину, причем так чтобы положение центров масс противовесов балансирных валов соответствовало углу ϕ поворота кривошипа коленчатого вала, и величины смещения «а» и дисбалансов M₁r₁, M₂r₂ и M₀r₀ определены, исходя из весогабаритных параметров и режимов работы конкретного уравновешиваемого двигателя из условия: M₁r₁ + M₂r₂ = M₀r₀ и M₀r₀= M⋅R, где: R -радиус кривошипа коленчатого вала, М – возвратно-поступательно движущаяся масса кривошипно-шатунного механизма двигателя (одного цилиндра), согласно изобретению противовесы балансирных валов выполнены с различными дисбалансами (M₁r₁ ≠ M₂r_2, ) и при этом достаточные для максимально возможного оптимального достижения уравновешивания реактивного крутящего момента соотношение величин этих дисбалансов и величины смещения «а» осей валов определены по установленному путем моделирования по значениям массы ВПДМ, радиуса кривошипа R, частоты вращения и значения крутящего момента двигателя за период (720°) результирующему импульсу опрокидывающего момента за этот период, а упомянутый дисбаланс коленчатого вала M₀r₀ выполнен суммарным, реализуемым путем установки на щеках коленчатого вала и связанных с ним деталей: шкиве и маховике «n» отдельных противовесов целесообразной по конструктивным соображениям формы, величины которых определяются из условия:

При этом достигается заявленное оптимальное уравновешивание для ДВС рассматриваемого типа при любых весогабаритных параметрах, чем обеспечивается значительное преимущество предлагаемого изобретения в отличие от прототипа, где для достижения оптимального уравновешивания необходимо обеспечивать точное задаваемое несимметричное положение осей балансирных валов с относительными смещениями как по вертикали, так и по горизонтали, что по конструктивным соображениям в некоторых случаях затруднительно.

На представленном чертеже дана схема общего вида предлагаемого устройства, где:

1. Ось 1-го балансирного вала.

2. Дисбаланс противовеса 1-го балансирного вала.

3. Шестерня привода 1-го балансирного вала.

4. Ось 2-го балансирного вала.

5. Дисбаланс противовеса 2-го балансирного вала.

6. Шестерня привода 2-го балансирного вала.

7. Ось коленчатого вала.

8. Дисбаланс противовеса коленчатого вала

9. Шестерня, установленная на коленчатом вале.

В соответствии с изобретением оси балансирных валов 1 и 4 расположены симметрично относительно вертикали, так что их горизонтальные координаты равны по модулю и противоположны по знаку: х₁=-х₂. Причем их значения могут быть произвольными. Здесь принято, что за начало осей координат принято положение центра оси 7 коленчатого вала: х₁=0, у₁=0. Задаваемые значения вертикального смещения осей балансирных валов, определяемые размером «а», так что у₁=у₂=а, и их дисбалансы M₁r₁ и M₂r₂ находят расчетом из условия оптимального уравновешивания реактивного крутящего момента. Задача оптимизации решается численным методом нахождения экстремума (минимума) в программе Microsoft Excel с использованием команды «Поиск решений» панели инструментов программы. Исходными данными являются вышеуказанные значения массы ВПДМ, радиус кривошипа R, частота вращения и значения крутящего момента ДВС за период (720°), который вводят либо в виде дискретных (табличных) данных, например, по результатам экспериментальных исследований, либо в виде аналитических зависимостей. Целевой функцией является импульс результирующего опрокидывающего момента за период (720°), а определяемыми переменными - соотношение дисбалансов и величина вертикального смещения осей балансирных валов относительно оси коленчатого вала. Привод балансирных валов, в соответствии с представленным чертежом, осуществляется с помощью 3-х шестерен 3, 6, 9 с одинаковыми диаметрами начальных окружностей: d_w1= d_w2= d_w0 (достаточно произвольными, ограничиваемыми лишь возможностью обеспечения требуемого размера «а» и компоновочными условиями) и одинаковым числом зубьев, так, что обеспечивается вращение балансирных валов со скоростью вращения коленчатого и в противоположном ему направлении. В частных случаях исполнения изобретения привод балансирных валов может быть выполнен любым другим целесообразным образом, обеспечивающим отсутствие проскальзывание в системе привода, например, с помощью зубчатого ремня или цепного привода.

Устройство содержит противовесы с дисбалансами, показанными в позициях 2, 5 на балансирных валах и 8 на коленчатом. Центры масс дисбалансов расположены так, чтобы их положение соответствовало углу поворота кривошипа коленчатого вала ϕ. Дисбаланс коленчатого вала выполняется суммарным путем установки на щеках коленчатого вала и связанных с ним деталей: шкиве и маховике - «n» отдельных противовесов целесообразной по конструктивным соображениям формы, величины которых определяются из условия:

При работе ДВСколенчатый вал вращается с угловой скоростью ω, а балансирные валы с такой же скоростью в противоположном направлении -ω. От дисбалансов 2, 5, 8 возникают центробежные силы Р_с1, Р_с2, Р_с0, которые приложены к осям соответствующих валов. Анализ этих сил, выполняемый с их разложением на вертикальные: Р_с1у, Р_с2у, Р_с0у и горизонтальные: Р_с1х, Р_с2х, Р_с0х составляющие показывает, что для принятых значений дисбалансов обеспечивается полное уравновешивание вертикальной результирующей силы инерции 1го порядка от ВПДМ ∑P_j1, а результирующая горизонтальных центробежных сил равна нулю. В то же время из-за вертикального смещения балансирных валов (размер «а») и разных значений дисбалансов (M₁r₁ M₂r₂) обеспечивающих смещение линии действия результирующей силы ∑Р_с12у на величину b, возникает гармонический момент М_бв от центробежных сил противовесов: М_бв= M₀r₀⋅ω²⋅(а∙sinϕ+b⋅cosφ), где b - расстояние от плоскости, проходящей через оси цилиндров, до линии действия результирующей вертикальных составляющих центробежных сил противовесов ∑Р_с12у : b= х₁⋅(M₁r₁ - M₂r₂)/M₀r₀. Этот момент действует в той же плоскости, что и реактивный крутящий момент (РКМ) М_р, складывается с ним и обеспечивает его уравновешивание (уменьшает возмущающее действие). Проведенные авторами исследования (Гусаров В.В., Апелинский Д.В. «Новые возможности уравновешивания ДВС типа R2.», Журнал «Известия МГТУ «МАМИ». Технические и естественные науки». №1, (43) 2020 г., стр.42-49) показали возможность достижения высокой эффективности такого уравновешивания опрокидывающего момента.

Необходимый дисбаланс на коленчатом валу может быть реализован не только путем установки специального противовеса, но и за счет утолщений на маховике и шкиве. При относительно небольших значениях дисбалансов противовесов на балансирных валах их можно реализовать за счет выточек «лысок» на цилиндрической части валов, что упрощает конструкцию.

Реферат

Изобретение может быть использовано в двигателях внутреннего сгорания. Устройство уравновешивания поршневого рядного двухцилиндрового четырёхтактного двигателя внутреннего сгорания осуществляется посредством группы противовесов, как минимум один из которых с дисбалансом M₀r₀связан с коленчатым валом двигателем, а два других - с дисбалансами (2), (5) M₁r₁ и M₂r₂ – по одному на каждом из двух балансирных валов, кинематически связанных с коленчатым валом с возможностью вращения с идентичной ему угловой скоростью в противоположном с ним направлении. Балансирные валы размещены симметрично оси (7) коленчатого вала с заданным смещением «а» их осей по вертикали. Центры масс всех трёх противовесов расположены в плоскости, перпендикулярной оси (7) коленчатого вала и проходящей через его середину, так, чтобы положение центров масс противовесов балансирных валов соответствовало углу φ поворота кривошипа коленчатого вала. Величины смещения «а» и дисбалансов M₁r₁, M₂r₂ и M₀r₀ определены исходя из условия M₁r₁ + M₂r₂ = M₀r₀ и M₀r₀= M⋅R, где R – радиус кривошипа коленчатого вала, М – возвратно-поступательно движущаяся масса кривошипно-шатунного механизма одного цилиндра двигателя.Противовесы балансирных валов выполнены с различными дисбалансами (M₁r₁ ≠ M₂r₂) и при этом достаточные для оптимального достижения уравновешивания реактивного крутящего момента соотношение величин этих дисбалансов. Величины смещения «а» осей валов определены по установленному путем моделирования по значениям массы возвратно-поступательно движущихся масс, радиуса кривошипа R, частоты вращения и значения крутящего момента двигателя за период 720°, результирующему импульсу опрокидывающего момента за этот период. Дисбаланс коленчатого вала M₀r₀получен использованием «n» противовесов. Величины элементов определяются из условия:

где

Формула

Устройство уравновешивания поршневого рядного двухцилиндрового четырёхтактного двигателя внутреннего сгорания посредством группы противовесов, как минимум один из которых с дисбалансом M₀r₀связан с коленчатым валом двигателем, а два других: с дисбалансами M₁r₁ и M₂r₂ – по одному на каждом из двух балансирных валов, кинематически связанных с коленчатым валом с возможностью вращения с идентичной ему угловой скоростью в противоположном с ним направлении, при этом балансирные валы размещены симметрично оси коленчатого вала с заданным смещением «а» их осей по вертикали, центры масс всех трёх противовесов расположены в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала и проходящей через его середину, причем так, чтобы положение центров масс противовесов балансирных валов соответствовало углу φ поворота кривошипа коленчатого вала, и величины смещения «а» и дисбалансов M₁r₁, M₂r₂ и M₀r₀ определены, исходя из условия: M₁r₁ + M₂r₂ = M₀r₀ и M₀r₀= M⋅R, где: R – радиус кривошипа коленчатого вала, М – возвратно-поступательно движущаяся масса кривошипно-шатунного механизма одного цилиндра двигателя,отличающееся тем, что противовесы балансирных валов выполнены с различными дисбалансами (M₁r₁ ≠ M₂r₂) и при этом достаточные для оптимального достижения уравновешивания реактивного крутящего момента соотношение величин этих дисбалансов и величины смещения «а» осей валов определены по установленному путем моделирования по значениям массы возвратно-поступательно движущихся масс, радиуса кривошипа R, частоты вращения и значения крутящего момента двигателя за период 720°, результирующему импульсу опрокидывающего момента за этот период, а упомянутый дисбаланс коленчатого вала M₀r₀получен использованием «n» противовесов, при этом величины элементов определяются из условия:

, где

- дисбалансы отдельных противовесов,

– расстояние от центра масс указанных элементов до плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала и проходящей через его середину.