Из Википедии, свободной энциклопедии
Перейти к навигации Перейти к поиску
«Первичный баланс» перенаправляется сюда. Чтобы узнать о других значениях, см. Первичный баланс (статистический термин) .

Баланс двигателя относится к тому, как силы (возникающие в результате сгорания или вращающихся / возвратно-поступательных компонентов) уравновешиваются в двигателе внутреннего сгорания или паровом двигателе . Наиболее часто используемые термины - это первичный баланс и вторичный баланс . Неуравновешенные силы в двигателе могут привести к вибрации.

Причины дисбаланса [ править ]

Рабочий цикл четырехтактного двигателя
Работа плоско-сдвоенного двигателя
Работа рядного четырехцилиндрового двигателя

Хотя некоторые компоненты двигателя (например, шатуны) имеют сложные движения, все движения можно разделить на возвратно-поступательные и вращающиеся компоненты, что помогает в анализе дисбаланса.

На примере рядного двигателя (с вертикальными поршнями) основными возвратно-поступательными движениями являются:

  • Поршни движутся вверх / вниз
  • Шатуны движутся вверх / вниз
  • Шатуны перемещаются влево / вправо при вращении вокруг коленчатого вала, однако боковые колебания, вызываемые этими перемещениями, намного меньше, чем колебания вверх-вниз, вызываемые поршнями. [1]

Основными вращательными движениями, которые могут вызвать дисбаланс, являются:

  • Коленчатый вал
  • Распредвалы
  • Шатуны (вращающиеся вокруг конца поршня в зависимости от переменного горизонтального смещения между поршнем и ходом кривошипа)

Дисбаланс может быть вызван либо статической массой отдельных компонентов, либо расположением цилиндров двигателя, как подробно описано в следующих разделах.

Статическая масса [ править ]

Если вес - или распределение веса - движущихся частей неоднородно, их движение может вызвать дисбаланс сил, что приведет к вибрации. Например, если вес поршней или шатунов разных цилиндров разный, возвратно-поступательное движение может вызвать вертикальные силы. Точно так же вращение коленчатого вала с неравномерным весом перемычек или маховика с неравномерным распределением веса может вызвать вращательный дисбаланс .

Схема цилиндра [ править ]

Даже при идеально сбалансированном распределении статических масс некоторые конфигурации цилиндров вызывают дисбаланс из-за того, что силы от каждого цилиндра не компенсируют друг друга все время. Например, рядный четырехцилиндровый двигатель имеет вертикальную вибрацию (на удвоенной частоте вращения двигателя). Эти дисбалансы присущи конструкции и не следует избегать, поэтому в результате вибрации необходимо управлять с помощью баланса валов или другой NVH методы -уменьшения , чтобы минимизировать вибрацию , которая входит в кабину.

Типы дисбаланса [ править ]

Возвратно-поступательный дисбаланс [ править ]

Возвратно-поступательный дисбаланс возникает, когда линейное движение компонента (например, поршня) не компенсируется другим компонентом, движущимся с равным импульсом, движущимся в противоположном направлении в той же плоскости.

Типы возвратно-поступательного фазового дисбаланса :

  • Несоответствие в поршнях встречного движения, например, в одноцилиндровом двигателе или рядном трехцилиндровом двигателе.
  • Неравномерно распределенный порядок зажигания , например, в двигателе V6 без смещенных шатунов.

Типы дисбаланса плоскости возвратно-поступательного движения :

  • Расстояние смещения между шатунными шейками, вызывающее качающуюся пару на коленчатом валу от равных и противоположных сил сгорания, например, в двухцилиндровом оппозитном двигателе, рядном трехцилиндровом двигателе 120 °, двигателе V4 90 °, пятирядном двигателе, 60 ° двигатель V6 и двигатель V8 с углом поворота 90 °.

В двигателях без перекрывающихся тактов мощности (например, в двигателях с четырьмя или меньшим числом цилиндров) пульсации подачи мощности приводят к вращательной вибрации двигателя по оси X , подобно возвратно-поступательному дисбалансу.

Вращающийся дисбаланс [ править ]

Вращающийся дисбаланс вызван неравномерным распределением массы на вращающихся узлах.

Типы дисбаланса вращающихся фаз :

  • Несбалансированные эксцентриковые массы на вращающемся компоненте, например неуравновешенном маховике

Типы дисбаланса вращающейся плоскости :

  • Неуравновешенные массы вдоль оси вращения вращающегося узла, вызывающие качающуюся пару, например, если бы коленчатый вал двухтактного оппозитного двигателя не имел противовесов, масса ходов кривошипа, расположенных на 180 ° друг от друга, могла бы вызвать пару вдоль оси коленчатый вал. [2]
  • Боковое движение в парах узлов, движущихся в противоположных направлениях, например разность высот центра масс в паре узлов поршень-шатун. В этом случае качающаяся пара возникает из-за того, что один шатун поворачивается влево (во время верхней половины вращения кривошипа), в то время как другой качается вправо (во время нижней половины), что приводит к возникновению силы слева в верхней части шатуна. двигатель и сила справа внизу двигателя.

Торсионный дисбаланс [ править ]

Гаситель гармоник для двигателя Pontiac 1937 года выпуска

Крутильные колебания возникают при приложении крутящего момента на смещенных расстояниях вдоль вала.

Это происходит вдоль оси коленчатого вала, поскольку шатуны обычно расположены на разных расстояниях от момента сопротивления (например, муфты). Эта вибрация не передается за пределы двигателя, однако усталость от вибрации может вызвать выход из строя коленчатого вала.

Радиальные двигатели не испытывают крутильного дисбаланса.

Первичный баланс [ редактировать ]

Первичный баланс относится к вибрации, которая возникает на основной частоте (первой гармонике) двигателя. [3] Таким образом, эта вибрация возникает на частоте вращения коленчатого вала.

Вторичный баланс [ редактировать ]

Причина дисбаланса [ править ]

0: Блок двигателя (черный)
1: Поршень (синий)
2: Шатун (зеленый)
3: Коленчатый вал (синий)

Поршень перемещается дальше во время верхней половины вращения коленчатого вала, чем во время нижней половины, что приводит к несинусоидальным колебаниям, называемым вторичной вибрацией .

Разница в пройденном расстоянии происходит из-за движения шатуна. На 90 градусов после верхней мертвой точки(ВМТ) конец шатуна коленчатого вала находится точно в середине своего хода; однако угол шатуна (то есть движение влево-вправо, если смотреть вниз на коленчатый вал) означает, что поршневой конец шатуна должен быть ниже средней точки, чтобы шатун сохранял фиксированную длину. . То же самое относится и к 270 градусам после ВМТ, поэтому конец поршня проходит большее расстояние от 270 градусов до 90 после ВМТ, чем в «нижней половине» цикла вращения коленчатого вала (от 90 градусов до 270 градусов после ВМТ). Чтобы пройти это большее расстояние за то же время, поршневой конец шатуна должен испытывать более высокие скорости ускорения в верхней половине своего движения, чем в нижней половине.

Это неравное ускорение приводит к более высокой силе инерции, создаваемой массой поршня (в его ускорении и замедлении) во время верхней половины вращения коленчатого вала, чем во время нижней половины. В случае четырехрядного двигателя (с обычным коленчатым валом с углом поворота 180 градусов) инерция вверх цилиндров 1 и 4 больше, чем инерция вниз цилиндров 2 и 3. Следовательно, несмотря на равное количество цилиндров, движущихся в противоположных направлениях. направления в любой момент времени (создавая идеальный первичный баланс ), двигатель, тем не менее, имеет несинусоидальный дисбаланс. Это называется вторичным дисбалансом .

Математически несинусоидальное движение кривошипно-скользящего механизма можно представить как комбинацию двух синусоидальных движений:

  • основной компонент с частотой вращения коленчатого вала ( что эквивалентно тому , что движение поршня будет с бесконечно долго шатуном)
  • вторичный компонент , который происходит на удвоенной частоте [4] и эквивалентно эффекту шатуна угла наклона , что снижает малые конечное положение от того, когда она находится в вертикальном положении

Хотя поршни не двигаются точно таким образом, это все же полезное представление для анализа их движения. Этот анализ также является источником терминов первичный баланс и вторичный баланс , которые теперь также используются за пределами академических кругов для описания характеристик двигателя.

Эффекты и меры уменьшения [ править ]

Система уравновешивающих валов : дизайн 1922 года, компания Lanchester Motor Company

Вибрация, вызванная вторичным дисбалансом, относительно мала на более низких оборотах двигателя, но она пропорциональна квадрату скорости двигателя, потенциально вызывая чрезмерную вибрацию на высоких оборотах двигателя. Чтобы уменьшить эти вибрации, в некоторых двигателях используются балансирные валы. Система уравновешивающих валов обычно состоит из двух валов с одинаковым эксцентриковым весом на каждом валу. Валы вращаются с удвоенной частотой вращения двигателя и в противоположных направлениях друг к другу, создавая таким образом вертикальную силу, которая предназначена для компенсации силы, вызванной вторичным дисбалансом двигателя. Чаще всего балансирные валы используются в двигателях V6 и четырехрядных двигателях большого объема.

Эффект от расположения цилиндров [ править ]

Для двигателей с более чем одним цилиндром такие факторы, как количество поршней в каждом ряду, угол V и интервал зажигания, обычно определяют наличие дисбаланса фаз возвратно-поступательного движения или крутильного дисбаланса.

Прямые двигатели [ править ]

Прямоточный двухцилиндровый двигатель с разными углами поворота коленчатого вала

Прямо-сдвоенные двигатели чаще всего используют следующие конфигурации:

  • Коленчатый вал на 360 °: эта конфигурация создает самый высокий уровень первичного и вторичного дисбаланса, эквивалентный таковому у одноцилиндрового двигателя .; [5], но равномерный порядок зажигания обеспечивает более плавную подачу мощности (хотя и без перекрывающихся тактов мощности двигателей с более чем четырьмя цилиндрами).
  • Коленчатый вал 180 °: эта конфигурация имеет первичный баланс, но неравномерный порядок зажигания и качающуюся пару; [6] также, вторичный дисбаланс вдвое слабее (и в два раза чаще) по сравнению с прямым двухцилиндровым двигателем на 360 °.
  • Коленчатый вал 270 °: эта конфигурация сводит к минимуму вторичный дисбаланс; однако присутствует дисбаланс первичной вращающейся плоскости и порядок срабатывания неровный. Звук выхлопа и мощность напоминают V-образный двигатель под углом 90 °.

В двигателях с прямой тройкой чаще всего используется конструкция коленчатого вала 120 °, и они обладают следующими характеристиками:

  • Интервал между стрельбами совершенно равномерный (хотя рабочие ходы не перекрываются).
  • Первичная и вторичная балансировка возвратно-поступательных движений идеальна.
  • Присутствуют первичный и вторичный дисбаланс вращающейся плоскости.

В четырехцилиндровых двигателях (также называемых рядными четырехцилиндровыми двигателями ) обычно используется конструкция коленчатого вала вверх-вниз-вниз-вверх на 180 °, и они обладают следующими характеристиками:

  • Интервал между стрельбами совершенно равномерный (хотя рабочие ходы не перекрываются).
  • Присутствуют первичный и вторичный дисбалансы в плоскости возвратно-поступательного движения.
  • Вторичные возвратно-поступательные силы велики из-за того, что все четыре поршня находятся в фазе с удвоенной частотой вращения.
  • Противовесы использовались в двигателях легковых автомобилей с середины 1930-х годов [7] либо в виде полного противовеса, либо в виде полувес (также известного как полувес ).

Прямоугольные двигатели обычно используют конструкцию коленчатого вала 72 ° и обладают следующими характеристиками:

  • Совершенно равномерный интервал зажигания с перекрытием рабочих ходов, что обеспечивает более плавный холостой ход, чем у двигателей с меньшим количеством цилиндров.
  • Первичная и вторичная балансировка возвратно-поступательных движений идеальна.
  • Присутствуют первичный и вторичный дисбаланс вращающейся плоскости.

В двигателях с прямым шестицилиндровым двигателем обычно используется конструкция коленчатого вала 120 °, порядок включения 1–5–3–6–2–4 цилиндра, и они обладают следующими характеристиками:

  • Совершенно равномерный интервал между стрельбами с перекрытием мощных ходов. Использование двух простых выхлопных коллекторов типа «три в один» может обеспечить равномерную продувку, поскольку в этом отношении двигатель фактически ведет себя как два отдельных трехцилиндровых двигателя.
  • Первичная и вторичная балансировка возвратно-поступательных движений идеальна.
  • Первичный и вторичный баланс вращающихся плоскостей идеален.

V-двигатели [ править ]

Шатуны вилочно-ножевые

V-образные двигатели обладают следующими характеристиками:

  • V-образный двухцилиндровый двигатель с V-образным углом 90 градусов и смещением шатунов кривошипа может иметь идеальный первичный баланс.
  • Если используется общий шатун (например, в V-образном двухцилиндровом двигателе Ducati), коленчатый вал на 360 ° приводит к неравномерному интервалу между запусками. Эти двигатели также имеют первичный дисбаланс в плоскости возвратно-поступательного движения и плоскости вращения. Там, где шатуны находятся в разных местах вдоль коленчатого вала (что имеет место, если не используются шатуны вилки и лезвия ), это смещение создает в двигателе качающуюся пару.

Двигатели V4 бывают разных конфигураций с точки зрения угла «V» и конфигураций коленчатого вала. Вот несколько примеров:

  • Двигатели Lancia Fulvia V4 с узким V-образным углом имеют смещение кривошипа, соответствующее V-углам, поэтому интервал включения соответствует таковому у рядного четырехцилиндрового двигателя.
  • Некоторые двигатели V4 имеют нерегулярный интервал зажигания, и каждую конструкцию необходимо рассматривать отдельно с точки зрения всех элементов балансировки. Двигатель Honda RC36 имеет V-образный угол 90 ° и коленчатый вал 180 ° с интервалами включения 180 ° –270 ° –180 ° –90 °, что приводит к неравномерным интервалам включения в пределах 360 градусов и в пределах 720 градусов вращения коленчатого вала. С другой стороны, Honda VFR1200FДвигатель имеет вертикальный угол 76 ° и коленчатый вал 360 ° с общими пальцами кривошипа со смещением 28 °, что обеспечивает интервал зажигания 256 ° –104 ° –256 ° –104 °. Этот двигатель также имеет обычную ориентацию шатуна спереди – сзади – сзади – спереди, с гораздо большим расстоянием между цилиндрами («расстояние между отверстиями») на переднем ряду цилиндров, чем на заднем, что приводит к уменьшению количества качающихся пар (за счет большей ширины двигателя). [8]

Двигатели V6 обычно производятся в следующих конфигурациях:

  • Угол V 60 °: такая конструкция обеспечивает компактный размер двигателя, а небольшая длина коленчатого вала снижает крутильные колебания. Несбалансированность вращающейся плоскости. Смещение левого и правого рядов цилиндров (из-за толщины шатуна и шейки кривошипа) затрудняет уменьшение дисбаланса плоскости возвратно-поступательного движения с помощью противовесов коленчатого вала.
  • Угол V-образного сечения 90 °: Исторически сложилось так, что эта конструкция возникла из-за отсечения двух цилиндров от двигателя V8 под углом 90 ° с целью снижения затрат на проектирование и строительство. Ранним примером является двигатель General Motors 90 ° V6 , у которого коленчатый вал смещен на 18 °, что приводит к неравномерному интервалу между запусками. В более новых примерах, таких как двигатель Honda C , шатуны кривошипа смещены на 30 °, что обеспечивает равномерный интервал зажигания. Как и в двигателях V6 с углами V 60 °, эти двигатели имеют дисбаланс в первичной плоскости возвратно-поступательного движения и плоскости вращения, смещенный ряд цилиндров и меньшие вторичные дисбалансы.

Плоские двигатели [ править ]

Плоско -сдвоенный двигатель BMW R50 / 2, вид сверху, показывает смещение между левым и правым цилиндрами

[Точность: «плоский» двигатель не обязательно является «оппозитным» двигателем. «Плоский» двигатель может быть либо V-образным, либо «оппозитным» двигателем. V-образный двигатель с углом наклона 180 градусов, который используется в Ferrari 512BB, имеет противоположные пары цилиндров, шатуны которых используют одинаковый ход кривошипа. В противоположность этому, в «оппозитном» двигателе, применяемом в мотоциклах BMW, каждый шатун имеет свой собственный ход кривошипа, который расположен на 180 градусов относительно хода кривошипа противоположного цилиндра.]

Плоско-сдвоенные двигатели обычно используют коленчатый вал 180 ° и раздельный ход кривошипа и обладают следующими характеристиками:

  • Баланс первичной и вторичной возвратно-поступательных плоскостей идеален.
  • Присутствует дисбаланс первичной и вторичной вращающихся плоскостей.

Плоские четырехцилиндровые двигатели обычно используют конфигурацию коленчатого вала лево-право-право-лево и обладают следующими характеристиками:

  • Первичные дисбалансы вызваны смещением качающихся пар противоположных поршней (смещение спереди назад). Интенсивность этой качающейся пары меньше, чем у рядного четырехцилиндрового двигателя, поскольку пары шатунов, качаясь вверх и вниз, движутся с разной высотой центра тяжести.
  • Вторичные дисбалансы минимальны.

Плоские шестицилиндровые двигатели обычно имеют оппозитную конфигурацию и обладают следующими характеристиками:

  • Равномерно распределенный интервал между стрельбами с перекрытием мощных ходов. Простая выхлопная система «три в один» для каждого ряда цилиндров обеспечивает равномерную продувку, поскольку в этом отношении двигатель фактически ведет себя как два отдельных рядных трехдвигательных двигателя.
  • Первичная плоскость возвратно-поступательного движения и плоскость вращения неуравновешены из-за расстояния вдоль коленчатого вала между противоположными цилиндрами. Плоский шестицилиндровый двигатель имел бы идеальный первичный баланс, если бы использовались шатуны с вилкой и лопастями.
  • Вторичный дисбаланс минимален, потому что нет пар цилиндров, движущихся синхронно, и дисбаланс в основном компенсируется противоположным цилиндром.
  • Торсионные дисбалансы ниже, чем у рядных шестицилиндровых двигателей, из-за меньшей длины шестицилиндрового двигателя.

Паровозы [ править ]

Ведущее колесо паровоза с противовесом в форме полумесяца

Этот раздел представляет собой введение в балансировку двух паровых машин, соединенных ведущими колесами и осями, собранных в железнодорожном локомотиве.

Эффекты неуравновешенной инерции в локомотиве кратко показаны путем описания измерений движений локомотива, а также прогибов стальных мостов. Эти измерения показывают необходимость использования различных методов балансировки, а также других конструктивных особенностей для уменьшения амплитуды вибрации и повреждения самого локомотива, а также рельсов и мостов. Примерный локомотив представляет собой простой, несоставной тип с двумя внешними цилиндрами и клапанной передачей, сцепленными ведущими колесами и отдельным тендером. Охватывается только базовая балансировка без упоминания влияния различного расположения цилиндров, углов поворота коленчатого вала и т. Д., Поскольку методы балансировки для трех- и четырехцилиндровых локомотивов могут быть сложными и разнообразными. [9]Математические методы лечения можно найти в разделе «Дополнительная литература». Например, «Уравновешивание двигателей» Долби описывает обработку неуравновешенных сил и пар с помощью многоугольников. И Джонсон, и Фрай используют алгебраические вычисления.

На скорости локомотив будет иметь тенденцию раскачиваться вперед-назад и носом или раскачиваться из стороны в сторону. Он также будет иметь тенденцию к качанию и подаче. В этой статье рассматриваются эти движения, которые возникают из-за неуравновешенных сил инерции и пар в двух паровых двигателях и их сцепленных колесах (некоторые похожие движения могут быть вызваны неровностями беговой поверхности и жесткости гусеницы). Первые два движения вызываются возвратно-поступательными массами, а последние два - наклонным действием шатунов или толчком поршня на направляющие штанги. [10]

Есть три степени, до которых можно стремиться к уравновешиванию. Самая основная - это статическая балансировка смещенных от центра элементов на ведущем колесе, то есть шатунной шейки и прикрепленных к ней частей. Кроме того, уравновешивание части частей, совершающих возвратно-поступательное движение, может быть выполнено с помощью дополнительного вращающегося груза. Этот вес сочетается с весом, который требуется для смещенных от центра частей колеса, и этот дополнительный вес вызывает перебалансировку колеса, что приводит к удару молотка . Наконец, поскольку вышеуказанные противовесы находятся в плоскости колеса, а не в плоскости возникающего дисбаланса, узел колесо / ось не сбалансирован динамически. Динамическая балансировка на паровозах известна как поперечная балансировка и представляет собой двухплоскостную балансировку, при которой вторая плоскость находится в противоположном колесе.

Склонность к нестабильности будет зависеть от конструкции локомотива конкретного класса. Соответствующие факторы включают в себя его вес и длину, то, как он поддерживается на пружинах и компенсаторах, и как значение неуравновешенной движущейся массы сравнивается с неподрессоренной массой и общей массой локомотива. Способ крепления тендера к локомотиву также может изменить его поведение. Устойчивость пути с точки зрения веса рельса, а также жесткость полотна дороги могут повлиять на поведение локомотива при вибрации.

Неровная езда не только ухудшает качество езды для человека, но и влечет за собой расходы на техническое обслуживание из-за износа и поломок компонентов локомотива и гусеницы.

Источники дисбаланса [ править ]

Класс NZR K (K 88) с указанием водителей (без тендера)

Все ведущие колеса имеют дисбаланс, который вызван смещением оси кривошипа и прикрепленных к ним компонентов. Основные ведущие колеса имеют наибольший дисбаланс, поскольку у них самая большая шатунная шейка, а также вращающаяся часть основной тяги. У них также есть эксцентриковый кривошип клапанной шестерни и задний конец эксцентрикового штока. Как и на соединенные ведущие колеса, они также имеют свою долю веса боковой штанги. Часть основного стержня, имеющая вращательное движение, первоначально измерялась путем взвешивания его, поддерживаемого на каждом конце. Возникла необходимость в более точном методе разделения вращающейся и возвратно-поступательной частей в зависимости от положения центра удара. Это положение измерялось путем поворота стержня как маятника. [11]Неуравновешенность остальных ведущих колес вызвана весом шатунной шейки и боковой штанги. Вес боковой штанги, присвоенный каждой шатунной шейке, измеряется путем подвешивания штока на столько весов, сколько есть шатунов, или путем расчетов.

Возвратно-поступательное движение поршень-крейцкопф-главный шток-клапан-движение неуравновешено и вызывает продольные колебания. Их разделение на 90 градусов вызывает шаткую пару. [12]

Измерение эффектов дисбаланса [ править ]

Весь локомотив имеет тенденцию двигаться под действием неуравновешенных сил инерции. Горизонтальные движения неуравновешенных локомотивов были количественно определены М. Ле Шателье во Франции около 1850 года, подвешивая их на тросах к крыше здания. Они разгонялись до эквивалентной скорости до 40 миль в час, а горизонтальное движение отслеживалось карандашом, установленным на буферной балке. След представлял собой эллиптическую форму, образованную совместным действием продольных и наклонных движений. Форма может быть заключена в 5 / 8 - дюймовом квадрате для одного из локомотивов и несбалансированных была снижена до точки , когда были добавлены веса , чтобы противостоять вращаясь и возвратно - поступательным движением массы. [13]

Эффект вертикальной дисбаланса или переменной нагрузки колеса на рельс был количественно определен профессором Робинсоном в США в 1895 году. Он измерил прогибы или деформации моста и объяснил, что увеличение на 28% по сравнению со статическим значением связано с неуравновешенными водителями. . [14]

Остаточный дисбаланс в локомотивах оценивался тремя способами на испытательном заводе Пенсильванской железной дороги. В частности, восемь локомотивов были испытаны на выставке закупок в Луизиане в 1904 году. Тремя измерениями были:

  1. Критическая скорость. Это было определено как скорость, с которой неуравновешенные возвратно-поступательные части изменяют тягу локомотива. На более высоких скоростях это движение гасилось за счет дросселирования потока масла в дросселях. Критическая скорость варьировалась от 95 об / мин для тандемного соединения Baldwin до более 310 об / мин для соединения Cole Atlantic.
  2. горизонтальное движение у пилота. В качестве примера, соединение Baldwin Atlantic переместилось примерно на 0,80 дюйма со скоростью 65 миль в час по сравнению с 0,10 дюйма для соединения Cole Atlantic.
  3. Качественная оценка нагрузки на опорные колеса завода. Под колесами была пропущена проволока диаметром 0,060 дюйма. Измерение деформированной проволоки показало вертикальную нагрузку на колесо. Например, состав Cole Atlantic показал небольшое отклонение от толщины 0,020 дюйма для всех скоростей до 75 миль в час. Напротив, соединение Baldwin Atlantic на скорости 75 миль в час не показало деформации, что указывало на полный подъем колеса при вращении колеса на 30 градусов с быстрым обратным ударом, при вращении всего на 20 градусов, до деформации без удара молота 0,020 дюйм. [15]

Качественная оценка может проводиться в поездке с точки зрения ездовых качеств в кабине. Они могут быть ненадежным индикатором потребности в лучшем балансе, поскольку несвязанные факторы могут вызвать грубую езду, например, заклинивание клиньев, засорение выравнивателей и провисание между двигателем и тендером. Также положение несбалансированной оси относительно центра тяжести локомотива может определять степень движения в кабине. А. Х. Феттерс рассказал, что на 4–8–2 колесах эффект динамического увеличения на 26 000 фунтов под ЦГ не проявлялся в кабине, но такое же увеличение на любой другой оси было бы. [16]

Статическая балансировка колес [ править ]

Противовесы устанавливаются напротив частей, вызывающих дисбаланс. Единственная доступная плоскость для этих грузов находится в самом колесе, что приводит к дисбалансу пары в узле колесо / ось. Колесо сбалансировано только статически.

Статическая балансировка возвратно-поступательного груза [ править ]

Часть возвратно-поступательного груза уравновешивается добавлением дополнительного вращающегося груза в колесо, то есть по-прежнему уравновешивается только статически. Превышение баланса вызывает то, что известно как удар молота или динамическое усиление, оба термина имеют то же определение, что и в следующих ссылках. Удар молота варьируется в зависимости от статического среднего, поочередно добавляя и убавляя его с каждым оборотом колеса. [17] В Соединенных Штатах это известно как динамическое увеличение, вертикальная сила, вызванная попыткой конструктора сбалансировать возвратно-поступательные части путем включения противовеса в колеса. [18]

Термин «удар молотком» не очень хорошо описывает происходящее, поскольку сила непрерывно изменяется, и только в крайних случаях, когда колесо на мгновение отрывается от рельса, возникает настоящий удар, когда оно возвращается обратно. [19]

Примерно до 1923 года американские локомотивы были сбалансированы для статических условий только с отклонением нагрузки на главную ось на 20 000 фунтов выше и ниже среднего значения на оборот от неуравновешенной пары. [20] Грубая езда и повреждения привели к рекомендациям по динамической балансировке, включая определение пропорции балансируемого возвратно-поступательного веса как пропорции общего веса локомотива или с буфером Франклина, [21] локомотив плюс вес тендера.

Другой источник изменения нагрузки на колесо / рельс, усилие поршня, иногда неправильно называют ударом молота или динамическим усилением, хотя он не фигурирует в стандартных определениях этих терминов. Он также имеет другую форму на оборот колеса, как описано ниже.

В качестве альтернативы добавлению веса к ведущим колесам тендер может быть прикреплен с помощью плотной муфты, которая увеличит полезную массу и колесную базу локомотива. Прусские государственные железные дороги построили двухцилиндровые двигатели без возвратно-поступательного движения, но с жесткой тендерной муфтой. [22] Эквивалентной муфтой для поздних американских локомотивов был радиальный буфер с демпфированием трения. [23] [24]

Динамическая балансировка колеса / оси в сборе [ править ]

Вес шатунов и шатунов на колесах находится в плоскости за пределами плоскости колеса для статического балансира. Двухплоскостная или динамическая балансировка необходима, если необходимо уравновесить неуравновешенную пару на скорости. Второй используемый самолет находится в противоположном колесе.

Двухплоскостная или динамическая балансировка колесной пары локомотива известна как поперечная балансировка. [12] Перекрестная балансировка не рекомендовалась Американской железнодорожной ассоциацией до 1931 года. До этого времени в Америке выполнялась только статическая балансировка, хотя строители включали перекрестную балансировку для экспортных локомотивов, когда это было указано. Строители в Европе приняли кросс-балансировку после того, как Ле Шателье опубликовал свою теорию в 1849 году [25].

Определение допустимого удара молотком [ править ]

Максимальные нагрузки на колесо и ось указаны для конкретной конструкции моста, поэтому может быть достигнута требуемая усталостная долговечность стальных мостов. [26] Осевая нагрузка обычно не является суммой двух колесных нагрузок, потому что линия действия перекрестной балансировки будет разной для каждого колеса. [27] Зная статический вес локомотива, рассчитывается величина репрессии, которая может быть помещена в каждое колесо для частичного уравновешивания возвратно-поступательных частей. [28] Деформации, измеренные в мосту под проезжающим локомотивом, также содержат компонент от поршневой тяги. Это не учитывается в приведенных выше расчетах допустимого перевеса каждого колеса. Возможно, это необходимо принять во внимание. [29]

Реакция колеса на удар молотка [ править ]

Поскольку вращающая сила попеременно снижает нагрузку на колесо, а также увеличивает ее при каждом обороте, устойчивое тяговое усилие в пятне контакта снижается один раз за оборот колеса, и колеса могут проскальзывать. [30] Произойдет ли пробуксовка, зависит от того, как удары молотка сравниваются по всем сцепленным колесам одновременно.

Чрезмерный удар молота из-за высоких скоростей скольжения был причиной перекручивания рельсов с новыми североамериканскими 4–6–4 и 4–8–4, которые следовали рекомендациям AAR 1934 года по уравновешиванию 40% возвратно-поступательного веса. [9]

Несбалансированные силы инерции в колесе могут вызывать различные вертикальные колебания в зависимости от жесткости гусеницы. Испытания на скольжение, проведенные на смазанных участках пути, показали, в одном случае, небольшую маркировку рельса при скорости скольжения 165 миль в час, но на более мягком пути серьезное повреждение рельса на скорости 105 миль в час. [31]

Тяга поршня от угловатости шатуна [ править ]

Поверхность скольжения крейцкопфа парового двигателя обеспечивает реакцию на усилие шатуна, действующее на шейку кривошипа, и изменяется от нуля до максимального значения дважды за каждый оборот коленчатого вала. [32]

В отличие от удара молота, который попеременно добавляет и вычитает для каждого оборота колеса, тяга поршня только добавляет к статическому среднему или вычитает из него дважды за оборот, в зависимости от направления движения и от того, движется ли локомотив по инерции или дрейфует.

В паровом двигателе двойного действия, который используется в железнодорожном локомотиве, направление вертикальной тяги на скользящей штанге всегда вверх при движении вперед. Он изменяется от нуля в конце хода до максимального значения на половине хода, когда угол между шатуном и кривошипом наибольший. [33] Когда шатунный штифт приводит в движение поршень, например, при движении накатом, поршневой упор направлен вниз. Положение максимальной тяги показано повышенным износом в средней части ползунов. [34]

Тенденция переменного усилия к верхнему суппорту состоит в том, чтобы приподнять машину над ее ведущими пружинами на половине хода и ослабить ее в конце хода. Это вызывает раскачку, и, поскольку максимальная поднимающая сила не является одновременной для двух цилиндров, она также будет иметь тенденцию к перекатыванию на пружинах. [33]

Сходства с балансировкой другой техники [ править ]

Динамическая балансировка колес локомотива с использованием колес в качестве балансировочных плоскостей для дисбаланса, существующего в других плоскостях, аналогична динамической балансировке других роторов, таких как узлы компрессора / турбины реактивного двигателя. Остаточный дисбаланс в собранном несущем винте корректируется путем установки противовесов в двух плоскостях, доступных с двигателем, установленным на летательном аппарате. Одна плоскость находится перед вентилятором, а другая - на последней ступени турбины. [35]

См. Также [ править ]

  • Балансировочная машина
  • Шум, вибрация и резкость

Ссылки [ править ]

Цитаты

  1. ^ "Техническая школа AutoZine" . www.autozine.org . Проверено 6 августа 2019 .
  2. ^ Фоэл 2007 , стр. 2, рис. 2а.
  3. ^ "Первичный баланс двигателя - объяснение" . www.youtube.com . Объяснение инженерной мысли . Проверено 20 марта 2020 года .
  4. ^ Фоэл 2007 , стр. 4, Рис. 4. Возвратно-поступательные силы (движение поршня = красный, первичный = синий, вторичный = зеленый).
  5. ^ Фоэл 2007 , стр. 6, Рис. 13. Параллельный сдвоенный кривошип с углом поворота 360 °.
  6. ^ Фоэл 2007 , стр. 6, Рис. 13. Параллельный сдвоенный шатун 180 °.
  7. ^ "sne-journal.org" (PDF) . Архивировано из оригинального (PDF) 22 ноября 2016 года . Проверено 21 ноября 2016 .
  8. ^ Сагава, Кентаро, VFR1200F, Реальное значение прогресса (на японском языке) , получено 9 февраля 2014 г.
  9. ^ a b Джарвис, Дж. М., Балансировка локомотивов 2-10-0 класса BR 9
  10. ^ Кларк 1855 , стр. 193.
  11. ^ Джонсон 2002 , стр. 256.
  12. ^ а б Беван 1945 , стр. 458
  13. ^ Кларк 1855 , стр. 178.
  14. ^ Труды Американской международной ассоциации железнодорожных суперинтендантов мостов и зданий , стр. 195
  15. ↑ Система железных дорог Пенсильвании на выставке закупок в Луизиане - Испытания и выставки локомотивов , Железнодорожная компания Пенсильвании, 1905, стр. 109, 531, 676
  16. ↑ Фрай, 1933 , стр. 444.
  17. Перейти ↑ Bevan 1945 , p. 456.
  18. ^ Джонсон 2002 , стр. 252.
  19. ^ Долби 1906 , стр. 102.
  20. ↑ Фрай, 1933 , стр. 431.
  21. ^ US 2125326 , "Буферный механизм тендера двигателя" 
  22. ^ Гарбе, Роберт (1908), Применение сильно перегретого пара в локомотивах , стр. 28 год
  23. ^ Джонсон 2002 , стр. 267.
  24. ^ martynbane.co.uk
  25. ↑ Фрай, 1933 , стр. 411.
  26. ^ Дик, Стивен М., Усталостная нагрузка и поведение паровозов при ударе , Хэнсон-Уилсон
  27. ↑ Фрай, 1933 , стр. 434.
  28. ↑ Фрай, 1933 , стр. 432.
  29. ↑ Фрай, 1933 , стр. 442.
  30. Перейти ↑ Bevan 1945 , p. 457.
  31. ^ Джонсон 2002 , стр. 265.
  32. ↑ Риппер, Уильям (1903), Теория и практика парового двигателя , Longman's Green And Co., рис. 301
  33. ^ a b Кларк 1855 , стр. 167.
  34. ^ Комиссия, Британский транспорт (1998), Справочник для машинистов железнодорожных паровозов , стр. 92, ISBN 0711006288
  35. ^ Белый, JL; Хейдари, Массачусетс; Трэвис, М.Х., Опыт балансировки ротора больших коммерческих реактивных двигателей , Boeing Commercial Airplane Group, рис. 3

Источники

  • Свобода, Бернар (1984), Mécanique des moteurs alternatifs , 331 страница, 1, rue du Bac 75007, ПАРИЖ, ФРАНЦИЯ: Издания TECHNIP, ISBN 9782710804581CS1 maint: location ( ссылка )
  • Фоул, Тони (2007), Some science of balance (PDF) , Tony Foale Designs: Benidoleig, Alicante, Spain, заархивировано (PDF) из оригинала 27 декабря 2013 г. , получено 4 ноября 2013 г.
  • Тейлор, Чарльз Файетт (1985), Двигатель внутреннего сгорания в теории и практике , Vol. 2. Сжигание, топливо, материалы, конструкция, Массачусетс: MIT Press, ISBN 0-262-70027-1
  • Дэниел Киннер Кларк (1855), Железнодорожное оборудование , 1-е изд., Блэки и сын
  • Джонсон, Ральф (2002), Паровоз , Симмонс-Бордман
  • Фрай, Лоуфорд Х. (1933), "Уравновешивание локомотива", Сделки Американского общества инженеров-механиков
  • Dalby, WB (1906), Балансировка двигателей , Эдвард Арнольд, Глава IV - Балансировка локомотивов
  • Беван, Томас (1945), Теория машин , Лонгманс, Грин и Ко.