Гидродинамический двигатель: Возможен ли двигатель — без двигателя? / Хабр

WHAT’S
NEW
HERE ?EPI
Products
and Services

Technical Articles and Product Descriptions

Mechanical Engineering FundamentalsPiston
Engine
TechnologyEPI
Engine
ProjectsAircraft
Engine
ConversionsDetailed
Gearbox TechnologyEPI
Gearbox
ProjectsAircraft
Propeller
TechnologySpecial
Purpose
СистемыRotorWay
Helicopter
Выпуски

Справочные материалы

EPI
Справочник
Руководства LibraryEpi
и
Publicationssome
Интересные
Ссылки

ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ ПРОДУКЦИИ

материал
для продажи
(случайно)

для продажи
(случайно)

для продажи
(случайно)

9005

для продажи
(случайно)

.

Журнал Race Engine Technology

ВВЕДЕНИЕ в Race Engine TechnologyПОДПИСАТЬСЯ
на Race Engine TechnologyДОСТУПНО
НАЗАД
ВЫПУСКИ

Последнее обновление: 25 января 2013 г.

ПРИМЕЧАНИЕ. Все наши продукты, конструкции и услуги являются УСТОЙЧИВЫМИ, ОРГАНИЧЕСКИМИ, БЕЗ ГЛЮТЕНОВ, НЕ СОДЕРЖАТ ГМО и не будут
расстроить чьи -либо драгоценные чувства или деликатные чувства

Это расширенная версия статьи

Джека Кейна, которая появилась в выпуске 030 из
Magazine Technology Technology Magazine

Введение

Можно быть описано как принадлежность к одному из одного из четыре класса: (1) подшипники качения (примеры: шариковые, цилиндрические роликовые, сферические роликовые, конические роликовые и игольчатые), (2) сухие подшипники (примеры: пластиковые втулки, металлические втулки с покрытием), (3) полусмазываемые ( пример: пропитанные маслом бронзовые втулки) и (4) гидродинамические подшипники (пример: подшипники коленчатого вала).

За исключением случайных тангенциальных, таких как 1,5-литровый оппозитный четырехцилиндровый двигатель Porsche шестидесятых годов и некоторые авиационные двигатели с радиальной конфигурацией, почти все поршневые двигатели используют гидродинамические подшипники. Это справедливо для коленчатого вала, а иногда и для распределительного вала, хотя часто последний работает непосредственно в конструкции двигателя. Он обратил внимание на гидродинамические подшипники.

Цель всего обсуждения состоит в том, чтобы (а) объяснить, как работают гидродинамические подшипники (что иногда противоречит здравому смыслу), и (б) продемонстрировать, как разработчики двигателей сокращают потери на трение с помощью технологии подшипников.

Гидравлические подшипники работают путем создания в качестве побочного продукта относительного движения между валом и подшипником очень тонкой пленки смазки под достаточно высоким давлением, чтобы соответствовать приложенной нагрузке, пока эта нагрузка находится в пределах несущая способность.

Гидродинамические подшипники представляют собой форму научной магии, поскольку они обеспечивают очень большую грузоподъемность в компактном и легком исполнении и, в отличие от других классов, в большинстве случаев могут быть рассчитаны на бесконечный срок службы.

Гидродинамические подшипники работают в одном из трех режимов: (а) полностью гидродинамический, (б) граничный и (в) смешанный.

ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЙ РЕЖИМ

При полностью гидродинамическом (или «полностью пленочном») смазывании подвижная поверхность шейки полностью отделена от опорной поверхности очень тонкой пленкой смазки (всего 0,0001 дюйма при изотропном сверхфинишном { ISF}). Приложенная нагрузка вызывает смещение центральной линии шейки относительно центральной линии подшипника. Этот эксцентриситет создает круглый «клин» в зазоре, как показано на рис.0003 Рисунок 1 .

Рисунок 1

Смазка благодаря своей вязкости прилипает к поверхности вращающейся шейки и втягивается в клин, создавая очень высокое давление (иногда превышающее 6000 фунтов на кв. дюйм), которое действует на отделите шейку от подшипника, чтобы выдержать приложенную нагрузку.

Эксцентриситет подшипника выражается как смещение центральной линии, деленное на радиальный зазор. Например, если подшипник с радиальным зазором 0,0012 дюйма (0,0024 дюйма в диаметре) работает с толщиной пленки 0,0001 дюйма, то эксцентриситет равен (0,0012 — 0,0001)/0,0012 = 0,9.17.

Эксцентриситет подшипника увеличивается с приложенной нагрузкой и уменьшается с увеличением скорости и вязкости шейки.

Обратите внимание, что гидродинамическое давление не имеет никакого отношения к давлению масла в двигателе, за исключением того, что если давление моторного масла недостаточно для подачи необходимого большого объема масла в подшипник, механизм гидродинамического давления выйдет из строя, и подшипник(и) ) и журнал(ы) будут быстро уничтожены.

Интересно изучить распределение давления в гидродинамической области гидродинамического подшипника. Описанное выше гидродинамическое давление возрастает от довольно низкого в зоне большого зазора до максимального в точке минимальной толщины пленки по мере того, как масло (практически несжимаемое) втягивается в сужающуюся «клиновидную» зону подшипника. На Рисунке 2 показан характерный эскиз радиального распределения давления в несущей области подшипника.

Рисунок 2

Однако этот радиальный профиль не является однородным по всей осевой длине подшипника. На рис. 3 показан эскиз профиля осевого распределения давления для полностью разработанной гидродинамической смазки с опорной поверхностью без канавок (вставка). Как видно из рисунка, давление быстро падает на кромке подшипника, так как масло вытекает из кромки под действием высокого гидродинамического давления. При движении внутрь от краев давление резко возрастает. Если подшипник имеет достаточную ширину, профиль будет иметь почти плоскую форму в области высокого давления.

Рисунок 3

Когда-то стандартной практикой было использование коренных подшипников с канавками, поскольку считалось, что канавка обеспечивает лучшую подачу масла к шатунным подшипникам. Быстрое изучение осевого профиля распределения гидродинамического давления на рифленой поверхности (вкладыш), показанное на рис. подшипник.

Рис. 4

ГРАНИЧНЫЙ РЕЖИМ

Второй режим работы подшипника – граничная смазка. При граничной смазке «вершины» поверхностей скольжения (цапфа и подшипник) соприкасаются друг с другом, но также существует чрезвычайно тонкая пленка масла толщиной всего в несколько молекул, которая находится в «впадинах» поверхности. Эта тонкая пленка имеет тенденцию уменьшать трение по сравнению с тем, которое было бы, если бы поверхности были полностью сухими.

СМЕШАННЫЙ РЕЖИМ

Третий режим, смешанный, представляет собой область перехода между граничной и полнопленочной смазкой. Поверхностные пики на поверхностях шейки и подшипника частично проникают в пленку жидкости, и происходит некоторый поверхностный контакт, но гидродинамическое давление начинает увеличиваться.

ЭКСПЛУАТАЦИЯ

Для дальнейшего объяснения трех режимов смазки давайте рассмотрим работу подшипника скольжения от запуска до устойчивого состояния. На рис. 5 показан опорный подшипник в состоянии покоя. Приложенная нагрузка вызывает контакт шейки с поверхностью подшипника (коэффициент эксцентриситета = 1,0).

Рисунок 5

Когда начинается движение, шейка пытается взобраться на стенку подшипника, как показано на Рисунок 6 , из-за трения металла по металлу (граничной смазки) между двумя поверхностями.

Рисунок 6

При достаточном запасе смазки движение шейки начинает затягивать смазку в область клина, и наряду с граничной смазкой начинает происходить гидродинамическая смазка (смешанная смазка).

Если предположить, что нагрузка и вязкость остаются относительно постоянными в течение этого периода запуска, то по мере увеличения числа оборотов гидродинамическая работа усиливается до тех пор, пока она полностью не разовьется и не переместит шейку в ее стационарную ориентацию (рис. 7) , определяется эксцентриситетом (е) и углом ориентации (а). Обратите внимание, что направление эксцентриситета и, следовательно, минимальная толщина пленки не совпадают с вектором нагрузки, а смещены под углом от нагрузки. Рис. 7 (3) приложенная единичная нагрузка.

Эти три параметра можно комбинировать следующим образом, чтобы сформировать значение, которое мы можем назвать «Рабочее состояние подшипника» (BOC).

BOC = вязкость x об/мин x диаметр x K/единица нагрузки

(уравнение 1)

Параметр вязкости выражается в единицах абсолютной вязкости. Значение «K» — это коэффициент, который преобразует число оборотов в минуту и ​​диаметр в скорость поверхности шейки. Нагрузка на подшипниковый узел представляет собой приложенную силу, деленную на площадь проекции подшипника (умножение ширины вкладыша на диаметр шейки).

КРИВАЯ ZN/P («ГРАФИК СТРИБЕКА»)

Значение BOC позволяет прогнозировать режим работы подшипника и ожидаемый коэффициент трения для данного рабочего состояния. Переходы между этими различными режимами работы и соответствующие фрикционные свойства более полно проиллюстрированы на графике Стрибека , показанном ниже на Рис. 8 . На этом графике (также известном как «кривая ZN/P») показан коэффициент трения подшипника (в логарифмическом масштабе), представленный как функция рабочих условий подшипника (BOC). Значения, нанесенные на ось X, не имеют размерности и показаны в процентах от полной шкалы.

Рисунок 8

Две вертикальные линии в области графика показывают границы между тремя режимами работы. Зона 1, от BOC = 0 до примерно 15, где происходит граничная смазка. Зона 2 (ВОС = 15–35) — это область смешанной смазки, в которой по мере увеличения ВОС развивается гидродинамическое давление, которое берет верх над граничной смазкой. Зона 3 представляет собой полностью развитую гидродинамическую смазку.

Обратите внимание, что целью представления этой кривой BOC (или ZN/P) является демонстрация взаимосвязи между коэффициентом трения и параметрами BOC (ZN/P), а не указания по конструкции подшипника.

В окончательном справочном тексте 2001 г. «Прикладная трибология: проектирование и смазка подшипников» д-ра Майкла Хонсари и д-ра Ричарда Бузера (ref-2:6:12) график Стрибека показан на стр. 12 и описывается как «безразмерная кривая uN/p, связывающая режим смазки и коэффициент трения с абсолютной вязкостью» . Та же самая БЕЗРАЗМЕРНАЯ кривая («ZN/P») показана на странице 2097 «Справочника машиностроения, 24-е изд.» (ссылка-2:22:2097)

Сущность «BOC» (часто известная как ZN/P) действительно имеет единицы измерения, которые полностью зависят от единиц, которые вы выбираете для (а) поверхностной скорости, преобразованной в об/мин, и (б) удельной нагрузки: фунтов на квадратный дюйм, н/мм². , мПа и т. д. В различных технических текстах используются определенные участки кривой и любые единицы измерения ZN/P, которые они предпочитают. Другие сохраняют безразмерную конструкцию.

Значения коэффициента трения, показанные в Рис. 8 , были взяты из «Справочника машиностроения, 24-е изд.» и с «Проектирование элементов машин» , М.Ф. Споттс, профессор машиностроения, Северо-Западный университет (ref-2:2:302) . Обе справочные работы согласились, что нижняя точка составляет около 0,001, диапазон жидкой пленки составляет от 0,001 до по крайней мере 0,005, граничная область от более 0,1 до 0,03, а смешанная область находится между двумя другими, как показано. на сюжет.

Эта кривая показывает, что при работе в гидродинамической области (область 3), если удельная нагрузка остается постоянной, а скорость вращения или вязкость увеличиваются, гидродинамическое давление увеличивается, эксцентриситет уменьшается, а коэффициент трения увеличивается, увеличиваясь в 10 раз. по мере приближения эксцентриситета к нулю.

Однако, если обороты остаются фиксированными, а вязкость уменьшается или нагрузка на единицу увеличивается, тогда BOC будет уменьшаться. Коэффициент трения уменьшается логарифмически до нижней точки около BOC = 35. Если удельная нагрузка продолжает увеличиваться и/или вязкость продолжает уменьшаться, BOC переместится в область смешанной смазки, и режим смазки изменится с полностью гидродинамического обратно на смешанный режим и трение резко возрастут. Если нагрузка увеличивается и/или вязкость снижается еще больше, BOC продолжает уменьшаться, и в конечном итоге неровности шейки прорывают пленку, и система возвращается обратно в режим граничной смазки с очень высоким коэффициентом трения.

Обратите внимание на значения коэффициента трения. В зоне граничной смазки коэффициент трения аналогичен коэффициенту трения сухого подшипника (0,25-0,35). При значении BOC, равном 35, коэффициент трения находится в удивительно низком диапазоне 0,001, что на 50 % меньше, чем коэффициент трения радиальных шарикоподшипников. По мере увеличения BOC (любая комбинация меньшей нагрузки, более высоких оборотов, более высокой вязкости) кривая показывает, что коэффициент трения увеличивается экспоненциально, приближаясь к значению 0,01, что в десять раз больше идеального минимума. Этот факт иллюстрирует, почему так много внимания уделяется оптимизации подшипников для применения, пытаясь поддерживать ВОС в диапазоне 35-50.

В прошлых выпусках мы видели, что нагрузки от сгорания могут прикладывать силы, превышающие 12 000 фунтов, к шейке штока. Если бы подшипник работал с коэффициентом трения 0,002 (BOC примерно 50), приложенная нагрузка в 12 000 фунтов создала бы фрикционную нагрузку на поверхность одного подшипника в 24 фунта.

Если диаметр шейки, несущей 12 000 фунтов, составляет 2,50 дюйма, то потеря момента трения в этом подшипнике составит 24 фунта x 1,25 дюйма = 30 фунтов на дюйм или 2,5 фунта на фут. Если все 5 коренных шеек несут одинаковую нагрузку, то потери момента трения только на коренные подшипники составляют 5 x 2,5 = 12,5 фунт-фут, что при 9000 об/мин, поглощает 21,4 л.с.

Если бы этот диаметр шейки был уменьшен до 2,00″, можно было бы подумать, что можно было бы добиться снижения момента трения в коренном подшипнике на 20 %. Однако при той же ширине подшипника уменьшение диаметра шейки на 20 % уменьшает площадь проекции на 20 %. , что увеличивает удельную нагрузку, что приводит к снижению ВОС для той же нагрузки, оборотов в минуту и ​​вязкости. Кроме того, уменьшение диаметра шейки на 20% также снижает поверхностную скорость на 20%, что при тех же оборотах и ​​вязкости снижает ВОС даже Кроме того, добавьте к этому эффект смазочных материалов с очень низкой вязкостью, которые используют некоторые команды, и в результате получится резкое снижение BOC. Пока BOC остается в пределах гидродинамической области, меньший BOC будет давать еще более низкий коэффициент трения, что еще больше снижает потери на трение в подшипнике.

Конечно, на практике это не такой уж большой выигрыш, потому что нагрузка в 12 000 фунтов не применяется для всех 360° вращения. Но иллюстрация служит для того, чтобы указать на область, в которой опытные конструкторы двигателей успешно работают.

СМАЗКА ПОДЖИМНОЙ ПЛЕНКОЙ

Существует еще одна форма смазки пленочной жидкостью, которая увеличивает грузоподъемность в устройствах с колебательными нагрузками (например, в поршневых двигателях), известная как смазка пленочной жидкостью. Действие сжимающей пленки основано на том факте, что для выдавливания смазки из подшипника в осевом направлении требуется определенное время, что увеличивает гидродинамическое давление и, следовательно, нагрузочную способность. Поскольку в отверстиях поршневых пальцев происходит незначительное вращение или оно отсутствует вовсе, преобладающим механизмом, отделяющим поршневые пальцы от их отверстий в шатунах и поршнях, является гидродинамическая смазка пленочной смазкой.

ГЕОМЕТРИЯ

Подшипники коленвала не круглые. Коренные шейки подшипников и шатуны, которые вращаются в этих (обычно) подшипниках скольжения, идеально круглые, но окружающие их поверхности подшипников — нет. Во-первых, сдавливание, при котором подшипник скольжения находится в его корпусе, вызывает деформацию корпуса, характер которой будет отражать материал и геометрию образующей его детали. Кроме того, эти подшипники на самом деле спроектированы так, чтобы быть некруглыми.

Если бы нагрузка и частота вращения двигателя были постоянными, а геометрия подшипника могла всегда поддерживаться во время работы, идеально круглый профиль поверхности подшипника работал бы нормально. Конечно, в двигателе внутреннего сгорания нагрузка и скорость постоянно изменяются, и переменная нагрузка, воздействующая на корпус подшипника, постоянно изменяет его геометрию. На самом деле гоночный двигатель — это эластичное устройство, которое не всегда полностью оценивается. Огромные нагрузки проходят как вверх, так и вниз по шатуну, удлиняя и укорачивая его и искажая форму большого и малого концов. В связи с этим современные подшипники скольжения со стальной опорой спроектированы как полугибкие, а не как жесткие конструкции.

В книге The Definitive V8 Engines мы показали, что безнаддувный двигатель Formula One V8 объемом 2,4 литра и мощностью 750 л. Двигатель Cup V8 мощностью 850 л.с., работающий при 9500 об/мин, подвергается нагрузке около 12 500 фунтов. Такие нагрузки на шатунную шейку деформируют коленчатый вал, который, в свою очередь, передает деформацию картеру через коренные опорные шейки. Таким образом, в процессе эксплуатации деформируются как корпус шатунного подшипника (большая головка шатуна), так и корпуса коренных подшипников.

На практике было установлено, что соответствующий статический профиль подшипника коленчатого вала обычно имеет овальную форму, минимальный диаметр которого совпадает с направлением максимальной нагрузки. Обычно это считается под углом 90 градусов к линии разъема. Поэтому подшипники обычно изготавливаются с толщиной стенки, которая наибольшая под углом 90 градусов к линии разъема, сужаясь от этой точки к линии разъема с каждой стороны на заданную величину. Это известно как овальность подшипника (иногда называемая «эксцентриситетом», но это использование можно спутать с эксцентриситетом, необходимым для гидродинамической смазки), и оно адаптировано к характеристикам конкретного двигателя. Например, тяжелый поршневой узел и высокая скорость ускорения поршня приведут к высокой инерционной нагрузке в верхней части такта выпуска, что вызовет значительное растяжение шатуна, что, в свою очередь, приведет к значительному сжатию шатуна — высокая степень овальности. требуется, чтобы остановить подшипник, а затем защемить шатунную шейку.

НАПРЯЖЕНИЕ НА ПОДШИПНИК

Хотя подшипники являются источником трения (включая последующее срезание масляной пленки) и, следовательно, тепла, они также являются путем отвода тепла от возвратно-поступательного/вращающегося узла к стационарной конструкции двигателя и, что еще более важно, в циркулирующее масло. С точки зрения напряжения, которое испытывают подшипники, следует отметить, что величина, а иногда даже направление нагрузки меняется в течение каждого хода. Степень нагрузки, которую испытывает данный подшипник, зависит от чистой нагрузки и расчетной площади подшипника, которая соответственно колеблется.

Полезная нагрузка резко меняется в зависимости от дроссельной заслонки и оборотов, а также в течение цикла двигателя при любых заданных дроссельной заслонке и оборотах. Например, при рабочем такте нагрузка на шатун при сжатии/сгорании является сжимающей, что противодействует растягивающей инерционной нагрузке, вызванной ускорением поршня. При низких оборотах двигателя с широко открытой дроссельной заслонкой инерционная нагрузка уравновешивает силы сгорания поршня, и, в зависимости от характеристик крутящего момента двигателя, это может создавать большую чистую нагрузку на подшипники, чем работа WOT на более высоких скоростях. И наоборот, при частоте вращения двигателя выше пикового крутящего момента силы инерции становятся преобладающими, и суммарное воздействие на подшипники заключается в увеличении нагрузки по сравнению с работой при пиковых оборотах крутящего момента. Однако нагрузка на шатун, которая возникает вблизи перекрытия ВМТ, представляет собой чрезвычайно высокую растягивающую нагрузку, поскольку давление в цилиндре очень мало, чтобы противостоять ускорению поршня. Эта нагрузка зависит от квадрата оборотов в минуту и ​​может прикладывать огромные нагрузки (и, как следствие, отклонения) к вкладышу половинки крышки.

Продолжительная работа на высоких оборотах представляет собой еще одну угрозу для подшипников, поскольку она вызывает работу при высоких температурах, что, в свою очередь, может вызвать чрезмерный нагрев масла и, как следствие, потерю вязкости. В этом отношении бег на овальном кубке может быть более тяжелым испытанием для опоры, чем шоссейные гонки Формулы-1.

В статье, опубликованной в 20-м выпуске журнала Race Engine Technology, показан пример кавитационного повреждения подшипника шатуна 2,4-литрового двигателя Cosworth V8 2006 года, рассчитанного на работу до 20 000 об/мин. Когда поршень приближался к верхней мертвой точке, верхняя часть большого конца титанового шатуна имела тенденцию изгибаться от стальной шейки коленчатого вала, а подшипник со стальной опорой соответственно деформировался. Таким образом, между подшипником и шейкой, по которой он перемещался, образовалась полость, создающая зону низкого давления в масляной пленке, способствующую образованию пузырьков пара. По мере того, как поршень менял направление, давление сгорания вытесняло полость, схлопывая пузырьки, что увеличивало нагрузку на шатун. Фактически образовывались ударные волны, которые напрягали поверхность подшипника до такой степени, что из него мог даже выпадать материал. После подобной проблемы на Гран-при Малайзии вязкость масла была увеличена. Это позволило избежать кавитационных повреждений до тех пор, пока не были внесены изменения в конструкцию для решения проблемы. Высокая сдвиговая вязкость при высокой температуре имеет решающее значение для работы подшипников, что подтверждается этим экстремальным примером. Разработка нефти до 2006 г. привела к уменьшению зависимости вязкости от температуры («индекс вязкости»).

МАТЕРИАЛЫ И ПОКРЫТИЯ

В идеале материал подшипника должен обладать низкими фрикционными свойствами, но, учитывая, что в полностью гидродинамическом режиме поверхность подшипника отделена от поверхности шейки тонкой масляной пленкой, очевидно, что это скорее смазка. чем соответствующие поверхностные материалы, которые преобладают в трении, возникающем при нормальных условиях эксплуатации.

Таким образом, при достаточном запасе смазки и подходящем соотношении нагрузка/скорость материал, из которого изготовлена ​​рабочая поверхность подшипника, не имеет решающего значения с точки зрения потерь на трение. Однако неизбежно произойдет контакт металла с металлом, особенно при запуске. Шейка неизменно изготавливается из стали, и, например, медь (использовавшаяся в качестве единственного материала для некоторых ранних подшипников), работающая по стали, имеет кинетический коэффициент 0,36. Однако любой металл, движущийся по стали при надлежащей смазке, имеет кинетический коэффициент в районе 0,06 (он будет варьироваться, как показано на кривой Штрибека выше).

В связи с неизбежным контактом металла с металлом на подшипники иногда наносят покрытия с низким коэффициентом трения. Например, один производитель разработал сверхскользкую смесь молибдена и графита, которая подвешена на инертной подложке из ПТФЭ, что обеспечивает адгезию, необходимую для ее прикрепления к верхней поверхности подшипника. Это покрытие толщиной всего в тысячу, совместимое с современными смазочными материалами и смазочными присадками, является жертвенным — подшипник переживет его, но в то же время оно, как утверждается, снижает трение и износ. Если есть какой-либо контакт, он предотвратит истирание и даже впитает мусор.

ОСНОВЫ КОНСТРУКЦИИ ПОДШИПНИКА СКОЛЬЖЕНИЯ

Обычно трехметаллический подшипник скольжения, используемый в современных высокопроизводительных двигателях, представляет собой многослойную структуру, имеющую относительно толстый стальной защитный слой, контактирующий с корпусом, и более твердый тонкий средний слой (медь- свинцовые, свинцово-бронзовые, алюминиево-оловянные и др.) и очень тонкий верхний слой из мягкого материала (свинец, цинк, кадмий, свинцово-индий и множество других), причем верхний слой образует собственно опорную поверхность. Максимальное приложенное давление, которое может выдержать подшипник, определяется свойствами прочности и твердости верхней поверхности. Максимальная относительная скорость между шейкой и подшипником определяется способностью подшипника рассеивать тепло, выделяемое при сдвиге масляной пленки.

За исключением редких случаев сборных коленчатых валов, подшипник скольжения разделен на верхнюю и нижнюю половины, чтобы его можно было установить на шейку. Одна половинка влезает в основную конструкцию, другая в колпачок. Каждая половина называется вкладышем, поэтому этот тип подшипника можно назвать вкладышем или вкладышем. Обычно только один из коренных подшипников выполнен в виде упорного подшипника, необходимого для минимизации осевого смещения коленчатого вала.

Несколько слоев были разработаны для обеспечения свойств, необходимых для конкретного применения. В то время как основа неизменно будет стальной, стальной подшипник, работающий со стальной шейкой без покрытия на любой поверхности, вызовет высокое трение и износ в режимах граничной и смешанной смазки, а также практически не позволит посторонним частицам внедряться в материал, но вместо этого захватит их и превратит в режущие инструменты. Поэтому верхний слой представляет собой более мягкий металл, рассчитанный на минимальное трение при достаточной заделываемости. Идея состоит в том, чтобы позволить абразивным частицам закрепиться под рабочей поверхностью и тем самым свести к минимуму износ. Кроме того, более мягкие верхние слои помогут подшипнику действовать как подушка перед лицом серьезных рабочих нагрузок. В дополнение к высокой механической прочности и высокой термостойкости композитный подшипник нуждается в хорошей прилегаемости и хороших поверхностных свойствах — ему нужна «совместимость», чтобы предотвратить захват или даже заклинивание, если масляная пленка на мгновение разрушается.

Из-за механических свойств мягкого материала подшипника можно подумать, что он будет выдавливаться из подшипника из-за действующих на него сил. Однако очень тонкий мягкий слой, поддерживаемый гораздо более прочным и толстым базовым слоем, предотвращает выдавливание мягкого материала.

Неспособность приложенной нагрузки выдавить мягкий слой известна как принцип пластического ограничения. Представьте толстый слой глины, зажатый между двумя стальными пластинами. Если на стальные пластины надавить, глина деформируется и выдавит края сэндвича. Но по мере того, как толщина глины становится все меньше, требуется все большее усилие, чтобы выдавить больше глины. В конце концов остается тонкий слой глины, который невозможно выдавить без приложения бесконечного давления.

Подшипник должен соответствовать форме корпуса; форма, которая постоянно находится в состоянии изменения, поскольку двигатель представляет собой упругое устройство. В связи с этим подшипник сконструирован так, что при правильном соединении болтами двух половин корпуса его поверхности линии разъема соприкасаются, и подшипник правильно прилегает к корпусу, оставляя необходимый рабочий зазор между его рабочей поверхностью и цапфой. Однако, когда вкладыш подшипника установлен в соответствующий корпус, его края будут слегка выступать над поверхностями корпуса, так что, когда болты крышки соединят поверхности линии разъема, между поверхностями корпуса будет небольшой зазор. Когда дальнейшая затяжка приводит поверхности в соприкосновение, зазор исчезает, и результирующее «раздавливание» означает, что подшипник сжимается, как пружина, и оказывает радиальную нагрузку на его корпус.

Несмотря на то, что подшипник скольжения является посадкой с натягом, в его корпусе можно установить установочные выступы для облегчения позиционирования во время сборки. Обычно каждый вкладыш подшипника удерживается штифтом, выступающим в него из корпуса. Эти проушины или штифты помогут избежать любой опасности перемещения относительно корпуса во время работы, но это не является их основной целью, и в этом отношении посадка с натягом должна быть достаточно хорошей для обеспечения надежной работы.

В случае большой головки на поверхность раздела между подшипником скольжения и соответствующей шейкой обычно подается смазка под давлением из отверстия в шейке. Относительное перемещение шейки и подшипника, а также возникающие при этом силы заставляют масло растекаться и образовывать необходимую пленку по всей радиальной поверхности перед тем, как пролиться в картер.

ВЛИЯНИЕ

Коренные шейки коленчатого вала подвержены экстремальным крутильным колебаниям, что влияет на их диаметр. Однако перекрытие шеек и методы балансировки коленчатого вала являются дополнительными факторами, которые могут позволить использовать шейки меньшего диаметра и более узкие. Примечательно, что 3,0-литровый V8 Cosworth DFV 1967 года имел диаметр коренной шейки 60 мм и диаметр шатунной шейки 49 мм. Напротив, треть века спустя 3,0-литровый двигатель V10 обычно имел диаметр коренной шейки в диапазоне 40–45 мм, шейки шатуна в диапазоне 35–40 мм. Однако существует также очень большая разница между рабочими скоростями этих двух двигателей. Поскольку диаметр коренной шейки является основным фактором жесткости коленчатого вала при кручении, возможно, снижение жесткости коленчатого вала при кручении, вызванное как уменьшенным диаметром, так и увеличением длины, послужило обеспечению большего разделения между точкой резонанса при кручении коленчатого вала и гораздо более высокой частотой возбуждения.