Динамика и прочность нетрадиционныхконструктивных схем силового привода малоразмерных поршневых машин тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

р В

\ з ^ ^

Московский государственный открытый университет (МГОУ)

На правах рукописи Бородянский Лев Хаимович

УДК 539.4

Динамика и прочность нетрадиционных конструктивных схем силового привода • малоразмерных лоршнеЕых машин

Специальность 01.02.06. Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 1994

Работа выполнена на кафедре прикладной механики Московского государственного университета геодезии и картографии.

Научный руководитель - проф., к.т.н. Чапчаев A.A.

Научный консультант - проф., д.т.н. Сабодаш П.Ф.

Официальные оппоненты - доктор технических наук, проф.

Иванов С.Д.. МГОУ - кандидат технических наук, с.н.с.

Енукидзе Б.М., НАМИ

Ведущее предприятие АО ММП им. Чернышова В.В. (Москва)

Защита состоится " ZZ 'февраля 1995 г. в "Lз." часов на заседании Специализированного Совета Д 053.20.02 при Московском государственном открытом университете по адресу: 129805, Москва, ул. Корчагина , 22.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГОУ.

Автореферат разослан ".

Ученый секретарь Специализированного СоЕета Д 053.20.02 к. т. н., доцент Дмитриев В.

- 3 -

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА

Актуальность темы. В настоящее Бремя наблюдается интенсивный рост выпуска малоразмерных поршневых машин (числом не более трех-четырех цилиндров).Такие машины наиболее приспособлены для индивидуального потребителя, для использования их в малых и оредних предприятиях в условиях рыночной экономики, которые в ближайшем будущем должны получить преимущественное развитие в нашей стране.

Успех в создании новой модели поршневой машины (ПМ)в значительны! степени предопределяется правильностью ЕЫбора конструктивной схемы и обоснованностью назначения параметров конструкции силового привода. Эти конструкции в современных поршневых машинах (в том числе, малоразмерных) достаточны сложны. По этой причине, а также вследствие возрастающих требовании к техническому совершенству и экологической чистоте машин, расчет и проектирование силовых приводов должны базироваться на надежном теоретическом Фундаменте. Все это подчеркивает актуальность темы диссертационной работы..

Цель работы. Обоснование рациональных конструктивных схем и разработка методов расчета динамики . напряженно-деформированного состояния (НДС) и кинематики деталей силовых приводов малоразмерных (ПМ), обладающих более современными, чем машины, выпускаемые в настоящее время, характеристиками. В соответствии с целью работы были рассмотрены следующие задачи:

- разработаны методики расчета динамики и кинематики нетрадиционных силовых приводов поршневых машин на базе использования

пространственных (с цилиндрическим кулачком) или плоских (с дпс-кпеши кулачками) кулачковых механизмов:

- приведены исследования кз г-БИ напряженно-деформированного состояния (НЛС) деталей;

- обоснована возможность практической реализации б малоразмерных поршневых машинах предложенных кулачковых силовых приводов и получены рекомендации по выбору рациональных конструктивных схем таких передач и параметров их основных деталей;

- развита методика расчета уравновешенности традиционных силовых приводов малоразмерных поршневых машин с использованием КШП;

- на базе динамического анализа дан выбор параметров конструктивной схемы механизма, уравновешивающего силы инерции первого порядка поступательно движущихся масс и уточнена методика выбора момента инерции маховика малоразмерной ПН.

Научная новизна. Разработанные методы расчета динамики, прочности и кинематики позволяют находить рациональные конструктивные решения при проектировании приводов экономичных и экологически совершенных ,ГШ.

В частности, развиты методики расчета Формы профиля кулачков. кинематики динамики и прочности силовых передач, использующих цилиндрические кулачки и поступательно движущиеся толкатели, а также дисковые кулачки и рычажные толкатели, определены критерии практической осуществимости предложенных кулачковых силовых передач и области допустимых значений параметров их конструкций.

Кроме того, построенные -расчетные модели и программное обеспечение для ЭВМ могут быть использованы при решении других прикладных задач динамики и прочности машин.

Практическая ценность работы. Предложенные к рассчитанные новые схемы кулачковых силобых приводов поршневых машин дают принципиально недостижимую при традиционном К111М возможность задавать поршню желательный закон движения.в том числе, с еыстоями в мертвых точках: позволяют приблизить индикаторный процесс машины к термодинамически оптимальному, повышая за счет этого коэффициент полезной ч л ей с теня машины. .Эффективность их использования подт-^ гтржл-гн.-. при разраоотг.е -скизного проекта экспериментальной че-тирехцилинлровой ПП с кулачковым приводом и при создании перспективного •лЕухцилиндроЕого дизеля на АО НПП им. Чернышова В.В.

■т[ разработки з чищены тремя патентами Р'Г.

Апробация рзботы. Патер^галы диссертации докладывались и обсуждались ка XX'.' Международном научно-техническом совещании по проолемам прочности и колебании двигателей (ИМАШ РАН. Москва, 13Э4 г.) и на научных семинарах кафедры прикладной механики Московского государственного университета геодезии и картографии (1ЭЭЗ г.) и кафедры детален машин Московского государственного открытого университета ИЭЭ4 г.)

На защиту выносятся следующие результаты и положения:

1. г.даптированные конечно-элементные модели для исследования напряженно-деформированного состояния и упругих колебаний основных деталей предложенного силового привода.

2. Методики расчета Формы профилей кулачков, кинематики, динамики и прочности кулачковых силовых приводов ПМ.

3. Методика расчета надежности и долговечности деталей кулачкового силового привода с учетом случайного характера нагрузок.

4. Конструктивные схемы силовых приводов поршневых машин, в которых использованы цилиндрический кулачок и поступательно дви-

жущийся толкатель или дисковые кулачки и поступательно движущиеся или рычажные толкатели, позволяющие задавать поршню наиболее выгодный для оптимизации рабочего процесса машины закон его движения (в том числе с выстояии в мертвых точках) и улучшить благодаря этому экономичность и экологические характеристики поршневой машины.

5. Усовершенствованные методики расчета уравновешенности сил инерции КШМ двухцилиндровой поршневой машины и выбора момента инерции маховика малоразмерной ПМ.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы, включающего наименований, и приложения.

Диссертация содержит страниц машинописного текста и рисунков.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении дается обоснование актуальности выбранной темы, формулируется научная новизна и практическая значимость работы, раскрывается цель работы, излагаются основные положения, выносимые на защиту.

Первая глава посвящена обзору и анализу литературы по конструктивным схемам (как традиционных КШМ. так и нетрадиционных) н методам расчета динамики и прочности деталей силовых приводов ПМ. Кроме того, формулируются основные задачи и цели исследования.

Механизмы привода поршневых машин могут быть разнообразными: рычажные, зубчатые, кулачковые и другие с различными дополнительными устройствами. При анализе рассмотрены модифицированные конструктивные схемы для КШМ с применением ромбических и других механизмов.

Для схем нетрадиционных приводов ПИ рассматривались схемы с различными опорам» и качающейся шайбой. Для конструктивных схем привода такого вида П1»Ь как поршневые компрессоры, рассмотрены схемы бесшатунного и кулачкового механизма привода и методы их расчета, а также механизм аксиально-поршневого типа с качающейся шайбой. . |

Для расчета и конструирования силовых приводов ГШ. исполь-. уюшх традиционный КШИ. требуется решить следующие задачи:

- на основе более полного учета особенностей двухцилиндровом ПИ при аналитическом исследовании ее уравновешенности определить наиболее целесообразные варианты взаимного расположения ее цилиндров и кривошипов коленчатого вала;

- проанализировать существующие методы уравновешивания сил инерции первого порядка поступательно движущихся масс кривошип-но-шатунного механизма ПИ и выбрать из них более предпочтительный;

- разработать отражающий реальные условия работы быстроходной ПИ с малым числом цилиндров способ выбора момента инерции махоЕшеа коленчатого вала.

Для обоснования возможности практической реализации предложенных автором нетрадиционных силовых приводов ПМ. использующих пространственные или плоские кулачковые механизмы, позволяющие задавать желательный для рабочего процесса машины закон.движения поршня, необходимо решить следующие основные задачи:

- разработать методы исследования кинематики и динамики кулачковых силовых приводов поршневых машин;

- для каждой рассмотренной конструктивной схемы силового привода провести исследования влияния закона движения поршня на геометрию кулачка, определить статическую и динамическую нагру-

женнооть и оценить НДС детален привода:

- по результатам расчетов кинематики, динамики и прочности кулачкового силового привода определить границы областей допустимых (из условии возможности практической реализации механизма) значений основных параметров конструкции привода;

- разработать рекомендации по выбору схемы и значений параметров конструкции кулачковых силовых приводов малоразмерных ПН.

Во второй главе выполнено исследование динамики и осуществлен выбор основных параметров конструкции двухцилиндровой ПМ с приводом в виде модифицированного КШН. При этом основное внимание уделяется анализу уравновешенности КШМ двухцилиндровой ПН с определением сил инерции первого и второго порядка и расчетом параметров модифицированного механизма уравновешивания. Рассматривался ■ анализ векторов сил инерции первого порядка и соответствующие им схемы взаимного расположения осей цилпндроЕ, кривошипов, шатунов и поршней.

Кроме того, во второй главе рассматривалась задача выбора момента инерции маховика коленчатого Бала ПИ. Использовался анализ уравнения неравномерного вращения коленчатого вала. Расчеты на ПЭВМ проводились при нескольких уровнях внешней нагрузки для ПИ. имеющих два или четыре шшшдра.

Б третьей главе дается исследование и расчет кинематики, динамики и прочности нетрадиционной силовой передачи ПИ с использованием цилиндрических кулачкоБ.

Рассматривались ДБа желательных закона движения поршня.которые задавались при помощи специального профилирования кулачка: а) с постоянными ускорениями при наличии выстоя

- Э -

^^^_у

б) гармонический (косинусоидальный) закон с еыстоями

где ооозначены Н - ход поршня, к - число полных циклов движения поршня за один оборот кулачка, у- угол поворота кулачка,6-

- коэффициент сокращения угловой протяженности интервала движения поршня вследствие его выстоев.% и^-у.границы интервалов движения поршня от ВИТ к НМТ.

На исноЕании расчетного анализа влияния параметров конструкции на кинематику, динамику и прочность силового привода с цилиндрическим кулачком (патент РФ 2008037) показана практическая осуществимость такой передачи и выявлены следующие основные ее достоинства:

- возможность реализации широкого класса законов движения поршня, в том числе принципиально недостижимых в традиционном кривошипно-шатунном механизме законов движения с выстоем в мертвых точках, позволяющих существенно повысить эффективность рабочего процесса и экономичность ПМ (двигателей внутреннего сгорания и поршневых компрессоров) благодаря приближению их индикаторных циклов к термодинамически оптимальным;

- полное устранение боковых нагрузок на поршни, что должно повысить долговечность наиболее ответственных сопряжений машины

- сопряжений цилиндров с поршнями;

- наименьший возможный уровень контактных напряжений кулачков и роликов;

- возможность полного уравновешивания сил инерции поршней при любом законе их движения с использованием предложенной в ра-

боте конструктивной схемы передачи, основанной на зеркальной симметрии расположения цилиндров и поршней относительно поперечной ( перпендикулярной оси кулачка) плоскости ПМ.

Разработана удобная для практического применения методика выбора основных параметров конструкции предложенного силового привода. На первом этапе непосредственно по исходным данным производится оценка возможности практической реализации силовогс привода и предварительный выбор основных размеров кулачка и ролика. Второй этап - проверка правильности выбора параметроЕ конструкции привода по более точным расчетным зависимостям и, при необходимости, корректировка выбранных параметров или исходных данных.

Четвертая глава диссертации посвящена исследованию и расчету кинематики, динамики и прочности нетрадиционного силовоп привода ПМ с. использованием дисковых кулачков. Б одном из возможных вариантов конструктивной схемы такой силовой передачи пор шень , перемещающийся в рабочем цилиндре . шарнирно связан с ша туном серьгой и рычагом, ось которого неподвижно закреплена блоке цилиндров ПИ. На рычаге установлена ось ролика, обкатываю щего кулачок, расположенный на валу, который представляет обо1 либо выходной вал ПМ. либо связан с выходным валом зубчато;- ле редачей.

Кинематическое замыкание механизма в тех его положениях, которых силы инерции деталей привода стремятся оторвать осно!но ролик от кулачка, обеспечивает дополнительная кулачковая пара состоящая из дополнительного ролика и кулачка.

Компоновка силовых передач с дисковыми кулачками и рычажры ми толкателями близка к традиционной. Возможны те же самые вари анты взаимного расположения цилиндров: ось кулачкового рала, ка

- И -

и ось коленчатого вала, перпендикулярна осям цилиндров; не вызовет особых затруднений установка . при необходимости, механизмов для уравновешивания сил инерции, разработанных ранее для ПМ с КШМ. Изложенное свидетельствует о том. что вопросы уравновешивания силовых передач с дисковыми кулачками не требуют специального рассмотрения.

Были получены основные геометрические и кинематические характеристики данной кулачковой пары при помощи уже рассмотренных законов движения поршня по формулам (1) или (2).

Б отличие от КШМ . в котором находят зависимость перемещения поршня от угла поворота кривошипа, в рассматриваемом механизме необходимо решить обратную задачу - по заданному закону движения поршня определить закон качания коромысла рычага ум.

Считая, что угол ^ наклона шатуна к оси цилиндра мал. получим

¥

= - о) -

Для аналогов угловой скорости и углового ускорения имеем соотношения

* пгЧ _

Здесь I?,,- длина 02 03коромысла,^/< - заданные константы. Был также проведен силовой анализ рассмотренного кулачкового привода ПМ. Исследование показало явное преимущество косинусоидального закона движения поршня перед законом движения с кусочно-постоянными ускорениями, так как максимальная нагрузка, например,на ось рычага составила соответственно 25000 Н и 35000 Н.

Контактная сила определяется по следующей формуле:

П - + PR, (-ЬзД Sen У 4 cosT)

€ sdn. -+6>-ci) ' <5>-

где I - момент инерции рычажного роликового толкателя,8-расстоя-ние между осью ролика и осью вращения толкателя, Л- угол наклона линии 002к оспу, угол отклонения линии действия контактной силы от вертикали. угол меасду осью 00, и вертикалью, в - угол между линиями О^и 00. о- угловая скорость кулачка, Р- о:;евая сила. Если(3> О.то рычажный толкатель прижат к основному кулачку. Максимальная величина контактной силы несколько больше максимальной силы, сжимающей шатун традиционного криЕошипно-шатунного механизма.

Высокая нагруженность опорной кулачковой пары и оси рычажного толкателя обусловлены также тем. что значительная доля инерционной нагрузки при работе опорного кулачка приложена как для консоли. Чтобы избежать больших консольных нагрузок от сил инерции, необходимо изменить конструктивную схему кулачкового привода так, как это предложено в патенте РФ 2005896 .В измененной схеме имеется только один специальный кулачковый вал. несущий и основные, и опорные кулачки.

Затем проводилось исследование напряженно-деформированного состояния и упругих колебаний деталей силового привода с дисковыми кулачками и рычажными толкателями с роликами.

Основная часть расчетных исследований НДС деталей рассматриваемого механизма привода относилась к рычажному толкателю и специальному кулачковому валу - деталям сложной конфигурации, высоконагруженным и не имеющим аналогов в поршневых машинах с КШМ. Прочность этих деталей оценивалась по результатам расчета их напряженно-деформированного состояния (НДС) при помощи метода

конечных элементов (НКЭ).

Расчетные случаи, для которых исследовалось НДС деталей, были выбраны по результатам силового анализа механизма, рассмотренным ранее. Они соответствовали наиболее невыгодным сочетанием нагрузок, воспринимаемых рассчитываемой деталью.

Расчет НДС при помощи программного пакета НКЭ проводился для двух положений механизма, одно из которых соответствовало максимальной нагрузке на основной, а другое - на опорный кулачок. Оба расчетных случая относятся к номинальному режиму работы ПМ: полной нагрузке при 5400 мин4.(хотя нагруженность опорного кулачка зависит только от скоростного режима).

Силы, нагружающие толкатель, симметричны относительно его средней плоскости и параллельны этой плоскости. Указанное обстоятельство с учетом особенностей конфигурации толкателя позволяет проводить его расчет, используя разработанную плоскую конечно-элементную модель с использованием адаптированных треугольных конечных элементов. Расчет выполнен на ПЭВМ IBM PC 386 при помощи программного пакета, реализующего НКЭ. Пакет Еключает в себя блоки, предназначенные для создания и визуализации конечно-элементной модели, для обработки и графического представления результатов.

Разработанная расчетная конечно-элементная модель толкателя изображена на рис.1, она включает 163 узла и 243 элемента. Внешние нагрузки на рычажный толкатель - составляющие усилия, передаваемого от шатуна, и проекции сил инерции роликов и осей роли-сов, - равномерно распределялись по узлам расчетной модели, рас-толоженным в пределах 120впо окружности соответствующих отверстий- в толкателе. Силы инерции определялись и для каждого элемента модели; эти силы распределялись по узлам, расположенным на

границах элементов.

Для получения инерционных характеристик деталей слона конфигурации - рычажного толкателя и кулачкового вала исполь; Бались разработанные конечно-элементные модели, построенные > анализа прочности этих конструкций.

Для примера на рис.2 показано деформированное coqjroaf толкателя при максимальной нагрузке на опорный кулачок.Ahsj показал, что наибольшие напряжения получаются, когда рс-опг опорный кулачок. Максимальные напряжения сконцентрироь зны сравнительно узких областях Еокруг отверстий под ось. на котор установлен толкатель, и под ось ролика толкателя. Более опась из этих областей расположена вокруг оси вращения толкателя.

Результаты проведенных расчетных исследований на ПЭВМ вь Еили крайнюю неравномерность поля напряжений е толкателе, ч позволило дать параметры более рациональной его конструкции.

Проводился расчет НДС специального кулачкового вала. Расче нал конечно-элементная модель была разработана и построена д одного пролета основного кулачкового вала ПМ. Помимо кулачка о включала часть вала, относящуюся к одному цилиндру и ограниче ную серединами подшипников вала - аналогов коренных подшипник коленчатого вала. В связи с особенностями конструкции и услови. ми нагружения специального кулачкового вала его конечно-элемен1 ная модель была построена из адаптированных объемных элемента Построение модели и ее модификаций, а также расчетные исследоЕ; ния проводились на ПЭВМ IBM PC 386 и на рабочей станции " Бест. с использованием пакета программ МКЭ.

Были исследованы три варианта расчетной модели кулачково! вала. Исходная модель Еключает 553 узла и 320*элементов. Одна t ее модификаций отличалась тем. что в теле кулачка было сдела!

эблегчающее отверстие, вторая - наличием переходного участка 1ежду кулачком и валом (аналога щеки коленчатого вала).

В качестве расчетных были Еыбраны два варианта нагружения :улачка. В одном из них, соответствующем номинальному режиму ра-юты двигателя и углу поворота кулачка на 129® после БМТ хода )асширения, кулачок нагружен значительным крутящим моментам Мки юльшой нормальной контактной силой Gl . Второй расчетный 'случай при положении поршня в ВМТ. максимальном давлении сгорания га-ов в цилиндре при полной нагрузке и низком скоростном ■ режиме вигателя. В первом случае центробежные силы инерции кулачка читывались, во втором ими пренебрегали. :

На рис. 3 приведены изолинии максимальных по модулю главных апряжений. а на рис.4 изображены изолинии эквивалентных напря-ений. Несмотря на некоторые отличия в моделях кулачка, оба вари-нта расчета дали близкие результаты.

Была также решена задача об исследовании упругих колебаний ычажного толкателя на ЭВМ. Для определения частота)собственных олебании толкателя использовалось уравнение

¿.t[M-4K Е ] =0 ■

(6)

цесь М.К - матрицы масс и жесткости конечно-элементной модели, - единичная матрица. Это уравнение решалось на ПЭВМ методом гераци.

Расчет частот и форм собственных колебаний рычажного толка-эля выявил возможность появления резонансных изгибных колебаний рабочем режиме.

Ш1 определены первые семь частот и форм собственных упругих )лебаний толкателя. В частности,, некоторые особенности второй )рмы собственных колебаний с частотой 509 гц воспроизведены о

экрана дисплея ПЭВМ как два кадра анимационного представленш рис. 5 а.б. Одна из возможностей устранения резонансных коле НИИ толкателя - указанные выше изменения конструктивной с; силового привода.

Выполнен также приближенный расчет надежности и долго!

!

ности деталей силового привода с дисковым кулачком и р^чаа толкателем с учетом случайного характера нагрузок. При этом пользовалась приближенная модель кулачкового механизма, оценки надежности применены формулы теории надежности мех&ни1 ких систем, разработанной Болотиным В. В. с использованием тес выбросов случайных процессов.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Основные научные и практические результаты работы cocí в следующем:

1. На основе анализа результатов расчета динамики и пр ности показана осуществимость предложенных автором конструкт ных схем силового привода ПМ, использующих цилиндрические дисковые кулачки и позволяющих задавать поршню наиболее выгох для оптимизации рабочего процесса машины закон движения (в числе. ' недостижимый в КШМ закон движения с выстоями в мерт точках) и улучшить благодаря этому эффективность, экономичное а также экологические характеристики ПМ

2. Разработаны методы расчета профилей кулачков, кинемат и динамики, а также выбора параметров конструкции кулачковых ловых приводов и составлены программы для ЭВМ, реализующие методы. Проведены расчетные исследования особенностей геометри условий работы кулачковых механизмов ПМ . прототипами кото были взяты дизельный - вариант двигателя для автомобиля "Мо вич-2141" и новый двигатель ЗМЗ-406.10 для автомобиля "Волг

гзультаты расчетов показали практическую осуществимость и рабо-юпособность кулачковых механизмов этих двигателей, обеспечива-их в мертвых точках поршня выстой, длительность которого соот-¡тствует 20еповорота коленчатого вала.

3. При помощи разработанных конечно-элементных моделей, ¡ставленных для рычажного толкателя и специального кулачкового .ла силового привода с дисковыми кулачками, проведены расчеты ;с этих деталей, а также анализ частот и форм собственных коле-ний рычажного толкателя. Результаты исследований позволили зработать рекомендации для повышения прочности и устранения зонансных изгибных колебаний толкателя.

4.Развита достаточно универсальная методика приближенного счета надежности и долговечности деталей кулачкового силового ивода с учетом случайного характера нагрузок. Использована иближенная модель кулачкового механизма: получены и проанали-рованы численные результаты расчета надежности и долговечности талей привода.

5.Усовершенствованы методы расчета уравновешенности и пара-тров модифицированного уравновешивающего механизма малоразмер-й ПМ с традиционным КП1М. Кроме того, уточнена методика выбора мента инерции маховика малоразмерной ПН с учетом неравномер-сти вращения вала.• Даны рекомендации по увеличению момента ерции маховика при конвертации бензинового двигателя в дизель при уменьшении числа цилиндров двигателя с четырех до двух.

6. Эффективность разработанных методик расчета и выбора па-четров конструкции малоразмерных поршневых двигателей подт-эждена при проектировании перспективного двухцилиндрового ди-ля 248. опытные образцы которого изготавливаются на АО ММП им. знышоеа В.В.. экспериментального кулачкового силового привода

четырехцйлиндровой поршневой машины на базе прототипа - двип ля ЗМЗ 406.10.

. Основные результаты диссертации изложены в следующих пу кациях:

1. Бородянский Л.Х., Корчемный Л.В.. Чапчаев A.A. К мет ке выбора момента инерции маховика двигателя внутреннего сг ния с малым числом цилиндров. XXV Международное научно-техни кое совещание по проблемам прочности и колебаний двигателей, 1994. Москва. Тезисы докладов, с. 15.

2. Бородянский Л.X., Корчемный Л.В.. Чапчаев A.A. Вли конструктивной схемы на виброактивность двухцилиндрового дв теля внутреннего сгорания. XXV Международное научно-техниче совещание по проблемам прочности и колебаний двигателей, 1994. Москва. Тезисы докладов, с.16.

3. Бородянский Л.Х. Некоторые задачи уравновешивания и -ледования колебаний подвижного узла нетрадиционного при Поршневой машины. Депонировано в ВИНИТИ, N 2196-В 94.

4. Бородянский Л.Х. Уравновешивание сил инерции первого рядка малоразмерного двигателя внутреннего сгорания. Автомоб ная промышленность. 1994, N 12, с.15-19.

5. Бородянский Л.Х.. Чапчаев А.А. Исследование напря но-деформированного состояния деталей нетрадиционного (кула вого) привода поршневой машины.Депонировано в ВИНИТИ, N 21 94

6. Бородянский Л.X., Корчемный Л.В.. Чапчаев A.A. К мет ке выбора момента инерции маховика коленчатого вала быстрохс го малоцилиндрового двигателя. Автомобильная промшленно 1994. N U.c. 12-14.

7. Бородянский Л.Х.. ЧапчаеЕ A.A. Двигатель внутрен

горания. Патент FT' 2005696 01. Бюллетень изооретенш: IJ 1.1294. риоритет от 03.04.92 (заявка 5035681/06).

8. Бородянский Л.X., Чапчаев A.A. Поршневая машина. Патент '!> 2006628 С1. Бюллетень изобретений N 2. 1994. Приоритет от 1.10.91 (заявка 5008037/06).

9. Бородянский J1.X.. Чапчаев A.A. Поршневая машина. Патент Г 2006629 С1. Бюллетень изобретений N 2, 1Э94. Приоритет от 1.11.91 (заявка 5008365/06).

т

З.ЕВИЕ+ЙИ ' ___ ~ ___

Рис.1 . Конечно-элементная модель рычажного толкателя.

1г——*

т. - х — 2 еВДЕ+ИЙ____2.'ВЙ0£-В1_

Рис.2. Схема деформированного состояния рычажного толк; при работе опорного кулачка.

л -2.000Е+03

в -1.750Е+03

с •1 500Е+03

о -1.250Е+03

Е -1 ОООЕ+ОЗ

Е -7.500Е+02

С -5.000Е+02

Н -2.500Е+02

I .ОООЕ+ОО

3 2.500Е+02

к 5.000Е+02

7.500Е+02

м 1 ОООЕ+ОЗ

N 1.250Е+03

О 1 500Е+03

р 1.750Е+03

0 2.000Е+03

1С. 3. Изолинии наибольших главных напряжений пролета 'Лайкового вала. Первый расчетный случай.

эивалентные

фяжения

е/см2)

-I 375Е+03 -1 094Е+03 -8.126Е+02 -5.314Е+02 -2 503Е+02 3.088Е+01 3.120Е+02 5.932Е+02 8 743Е+02 1.156Е+03

.4. Изолинии эквивалентных напряжений пролета кулачкового з. Первый расчетный случай.

а)

X а. , )Ш>1

V , 1141»

3 .•мЕ«е МЕХ

б)

Рис. 5. Два кадра из анимационного представления второй фор собственных колебаний рычажного толкателя.