Электронный научный журнал
Современные проблемы науки и образования
ISSN 2070-7428
"Перечень" ВАК
ИФ РИНЦ = 0,931

МОДЕЛИРОВАНИЕ НАГРУЗОК НА ДЕТАЛИ ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ НА НЕУСТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМАХ

Гоц А.Н. 1 Морозов В.В. 1 Сысоев С.Н. 1
1 ФГБОУ ВПО «Владимирский государственный университет имени Александра Григорьевича и Николая Григорьевича Столетовых», Владимир
Предложена модель вычисления действительной нагрузки на детали цилиндропоршневой группы и кривошипно-шатунного механизма поршневого двигателя по углу поворота коленчатого вала на участке начала видимого горения до участка полного догорания топлива. Для моделирования достаточно знать максимальное давление сгорания pz и скорость нарастания давления по углу поворота коленчатого вала Δp/Δφ. Остальные величины, входящие в предлагаемую математическую модель, известны из исходных данных или расчета цикла двигателя на стадии проектирования и принимаются независимыми от режимов работы. Определение максимального давления цикла предлагается проводить по внешней скоростной характеристике, для чего необходимо провести расчет цикла на двух режимах – максимального крутящего момента и номинальном. Полученные зависимости справедливы для бензиновых двигателей и безнаддувных дизелей.
гидродинамические характеристики
максимальное давление
цикл
нагрузка
1. Гоц А. Н. Моделирование регуляторных характеристик дизеля на стадии проектирования // Тракторы и сельскохозяйственные машины. – 2007. – № 3. – С.19-22.
2. Гоц А. Н. Построение полярной диаграммы нагрузки на коренные шейки// Тракторы и сельскохозяйственные машины. – 2000. – №6. – С. 16-18.
3. Гоц А.Н., Белобоков Б.Г., Эфрос В.В. Гидродинамический расчет подшипников скольжения // Актуальные проблемы управления качеством производства и эксплуатации автотранспортных средств: Материалы IX Междунар. науч.-практ. конференции. – Владимир, 2002.– С. 249-252.
4. Гоц А. Н., Гаврилов А. А. Моделирование максимального давления цикла по внешней скоростной характеристике // Тракторы и сельскохозяйственные машины. – 2003. – № 2. – С. 27-30.
5. Гоц А. Н., Эфрос В. В. Расчет гидродинамических характеристик подшипников на неустановившихся режимах // Тракторы и сельскохозяйственные машины. – 2007. – № 1. – С. 41-43.
6. Ждановский Н. С., Николаенко А. В. Надежность и долговечность автотракторных двигателей. – Л.: Колос, 1981. – 295 с.
7. Логвин В. А., Ажиппо Н. А., Гоц А. Н. Совершенствование экспериментальных методов исследования гидродинамического подшипника скольжения // Актуальные проблемы двигателестроения. Тезисы докладов Всесоюзной НТК. – Владимир, 1987. – С. 92-93.
8. Логвин В. А., Гоц А. Н. Увеличение ресурса ДВС путем сплошного межоперационного контроля неровностей поверхностей их основных сопряжений // Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: Тезисы докладов V науч.-практ. семинара. Владим. гос. техн. ун-т. – Владимир, 1995. – С. 170-172.
9. Леонов О. Б., Шкарупило А. Я. Нагрузки подшипников коленчатого вала на неустановившихся режимах работы дизеля // Изв. вузов. Машиностроение. – 1977. – № 8. – С. 90-93.
10. Патрахальцев Н. Н., Соколов Ю. А. Неустановившиеся режимы работы дизелей // ДВС. М.: НИИинформтяжмаш, 1976. – Вып. 34. – 44 с.
При работе двигателя, как правило, продолжительность перехода с одного режима нагружения на другой значительно превышает продолжительность цикла, в течение которого необходимо определить нагрузку на детали ДВС. Это требуется в случае, например, расчета долговечности деталей на стадии проектирования, когда реальная нагрузка по результатам стендовых испытаний определить невозможно. Точно также для определения  гидродинамических характеристик подшипников скольжения - минимальной толщины смазочного слоя, максимального гидродинамического давления, необходимо численно решить уравнение Рейнольдса, в правой части которого - расчетные нагрузки, действующие на шейки коленчатого вала, взятые из полярной диаграммы нагрузок [1, 10]. Таким образом, в любой момент времени переходного процесса гидродинамические характеристики определяются из уравнения Рейнольдса [3], если известны изменения во времени (или по углу поворота коленчатого вала) индикаторное давление и угловая частота вращения, что позволяет построить полярные диаграммы нагрузок на шейки коленчатого вала. В этом случае расчет подшипников на неустановившихся режимах ничем не отличается от расчета на установившемся. Другими словами при переходе двигателя с одного режима на другой (при изменении момента сопротивления) необходимо знать не только величину максимальной нагрузки, действующую на детали поршневого двигателя, но и закономерности изменения суммарной нагрузки (от газовых и инерционных сил) по углу поворота коленчатого вала (ПКВ), то есть, требуется наличие индикаторных диаграмм pг(φ) на режимах, соответствующих выбросам момента сопротивления.

Экспериментальными исследованиями, проведенными  на различных двигателях, было установлено [2, 9], что на неустановившихся режимах, продолжительность которых намного больше продолжительности протекания цикла, форма индикаторной диаграммы практически не изменяется и зависит только от текущего режима нагружения двигателя. Причем, главное отличие индикаторных диаграмм, снятых на различных режимах, наблюдается в основном от конца такта сжатия до конца такта расширения, когда действуют давления, близкие к максимальному (вблизи ВМТ). Изменение давлений в период насосных ходов и в начале такта сжатия из-за их малой величины не оказывает заметного влияния на уровень нагрузок, действующих на шатун. Поэтому реальную индикаторную диаграмму с вполне достаточной для расчета  деталей КШМ или подшипников степенью точности можно заменить схематизированной, начинающейся в начале фазы быстрого сгорания в конце такта сжатия и заканчивающейся в конце такта расширения. С этой целью весь цикл изменения нагрузки на подшипник, равный 4π (углу ПКВ), делится на 6 участков, и для каждого из них задается уравнение изменения по углу ПКВ давлений газов pг в цилиндре [6, 7, 8]:

1 участок 0≤ φ ≤ π; pг = pа = const;

2 участок (рис. 1) π< φ ≤ 2π-φ2f

3 участок 2π-φ2 < φ ≤ 2π+φ5; f

4 участок 2π+φ3 < φ ≤ 2π+φ4pг = pz = const; (для двигателя с принудительным зажиганием φ34);

5 участок  2π+φ4 < φ ≤ 3π; f(для дизелей в числителе φ3  необходимо заменить на φ4);

6 участок 3π < a ≤ 4π;      pг = pr = const (участок на рис.1 не показан),

pic

Рис. 1. Диаграмма давления в цилиндре двигателя,

где pа - давление начала такта сжатия; θ - угол ПКВ в момент зажигания для ДВС с принудительным воспламенением или начало впрыскивания топлива для дизелей (т. 1, рис. 1); p2, φ2 - давление и угол поворота до ВМТ в начале фазы активного сгорания; φ5 - угол поворота после ВМТ, где определяется максимум давления (φ25=27...30° ПКВ); pz - максимальное дав давление сгорания; pr - давление остаточных газов в цилиндре; nc и  nр - показатели политроп, соответственно, сжатия и расширения; ε - степень сжатия; f - средняя скорость нарастания давления.

Хотя догорание топлива и продуктов его неполного окисления заканчивается в т.6, при схематизации процесс расширения начинаем с т.4.

Таким образом, для построения индикаторной диаграммы  на любом режиме работы двигателя достаточно определить pz и f. Остальные величины, входящие в приведенные выше уравнения, известны из исходных данных или расчета цикла двигателя и принимаются не зависимыми от режимов работы.

Моделирование максимального давления сгорания pz можно провести по внешней скоростной (ВСХ) или регуляторной характеристиках двигателя [4]. При известном запасе крутящего момента проектируемого двигателя m в безразмерных координатах можно найти максимальное значение давления сгорания при частоте вращения, соответствующей максимальному крутящему моменту:

f                                               (1)

где f; gf механические потери на режимах максимального крутящего момента и номинальном; pzн - максимальное давление сгорания на номинальном режиме, которое определяется или принимается при расчете цикла двигателя.

Из зависимости (1) легко определяется максимальное давление сгорания d на режиме максимального крутящего момента, а далее по закону протекания кривой pe по ВСХ - значение pz на любом режиме. Зависимость (1) справедлива для бензиновых двигателей и дизелей без наддува, а также с газотурбинным наддувом, настроенным на режим максимального крутящего момента.

Приведем результаты расчета по приведенной методике максимальных гидродинамических давлений и минимальных толщин смазочного слоя в шатунном подшипнике при выбросах момента сопротивления на валу дизеля Д-461 (6ЧН 13/14) с учетом реальной шероховатости шеек коленчатого вала и вкладышей подшипников скольжения.

Контакт между двумя сближающими шероховатыми поверхностями, а именно, шейкой коленчатого вала и вкладышем, происходит при среднем теоретическом зазоре g [6, 7]

f,                                                     (2)

где f - среднее арифметическое отклонение профиля двух (i=1,2) сближающихся поверхностей, мкм.

При этом  необходимо учитывать среднестатистическое значение шероховатости шеек и поверхностей вкладышей, для чего были проведены обмеры шероховатости 88 шатунных шеек до приработки и 37 шатунных шеек коленчатых валов дизеля Д-461, отработавших в условиях эксплуатации двигателей в течении 2000...3000 моточасов. Аналогичные измерения были проведены и для шатунных вкладышей.

Результаты измерений представлены в виде кривых плотности вероятности распределения на рис. 2 и 3. Из приведенных кривых следует, что как для валов (вкладышей) в исходном состоянии, так и эксплуатировавшихся, имеет место нормальный закон распределения параметра шероховатости Ra. Для валов с исходным рельефом (рис. 2) и изношенным (рис. 3) средние значения мало отличаются и соответственно равны 0.33 и 0.31 мкм, а для вкладышей - 0,27 и 0,50 соответственно. Для расчетов можно принять средние значения для валов f0,32 мкм, а для вкладышей - f0,38 мкм. Анализ кривых распределения параметров шероховатости вкладышей показал, что средние значения f для изношенных вкладышей в 1,82 раза больше, чем для новых.

Подставляя найденные значения f и f в выражение (2), определим

f мкм,

т.е. контакт двух шероховатых поверхностей будет происходить при зазоре f=2,5 мкм.

На рис. 4 приведены графики зависимости максимального гидродинамического давления (кривая 1) и минимальной толщины смазочного слоя (кривая 2) от величины коэффициента перегрузки f дизеля Д-461.

pic

Рис. 2. Кривые плотности вероятности распределения параметра Ra исходной шероховатости шеек коленчатых валов (1) и шатунных вкладышей (2)

pic

Рис. 3. Кривые плотности вероятности распределения параметра Ra шатунных шеек (1) и вкладышей (2) в месте контакта (наработка двигателей 2...3 тыс. ч)

pic

Рис.4. Влияние величины коэффициента перегрузки Kп дизеля Д-461 на изменение максимального гидродинамического давления (1), минимальной толщины смазочного слоя (2) в шатунном подшипнике и функция распределение вероятности коэффициента Kп

Здесь Mк - конечное значение момента при его выбросе, а M0 - среднее его значение на этом режиме. Из графика (кривая 2) следует, что режим жидкостного трения в шатунном подшипнике исчезает уже при Kп=0,34.

Что касается графика изменения максимальных гидродинамических давлений d, то при расчетах подшипников на долговечность (усталостную прочность) в первую очередь необходимо учитывать те его значения, которые соответствуют жидкостному трению (как видно из рис. 4, кривая 1 - pmax мало отличается от значения на квазистационарном номинальном режиме). Это объясняется тем, что в условиях смешанного или граничного трения уравнением Рейнольдса не учитывается возможность разрушения масляного клина, при котором максимальные гидродинамические давления уступают место сравнительно низким удельным давлениям. В связи с этим более опасными для подшипников становятся не максимальные давления, а локальные температуры и износ вкладышей.

Таким образом, неустановившиеся режимы целесообразно использовать при оценке надежности подшипников на износо- и задиростойкость. Для определения долговечности подшипников с учетом усталостной прочности вкладышей можно использовать данные о квазистационарных режимах двигателя в эксплуатации.

Чтобы представить долю того или иного уровня коэффициента перегрузки в общем их количестве на рис. 4 (кривая 3) представлена экспотенциальная кривая распределения вероятности коэффициентов перегрузки r. Это позволяет заключить, что шатунный подшипник дизеля Д-461 примерно 30 % от общей продолжительности работы его в эксплуатации на перегрузках находится в режимах смешанного и граничного трения.

По изложенной выше методике были найдены параметры режимов граничного трения: нагрузка P, действующая на подшипник, и угол поворота коленчатого вала jк, при котором происходит контактирование вала и вкладыша (см. таблицу). Из таблицы видно, что границы участка смешанного трения раздвигаются пропорционально увеличению коэффициента перегрузки Kп. Однако результаты экспериментального определения участков смешанного трения не подтверждают пропорциональный характер изменения их продолжительности в зависимости от вида неустановившегося режима.

Таблица 1. Параметры режимов граничного трения при изменении коэффициента перегрузки

№№

п.п

Kп

P, кН

φ, рад

№№

п.п

Kп

P, кН

φ, рад

Нач.

Кон.

Нач.

Кон.

Нач.

Кон.

Нач.

Кон.

1

0.35

88

35

0,22

0,88

6

0.60

104

106

0,16

0,77

2

0.40

91

37

0,21

0,72

7

0.65

106

43

0,15

0,79

3

0.45

95

39

0,19

0,73

8

0.7

109

44

0,14

0,81

4

0.50

99

40

0,18

0,73

9

0.75

111

45

0,14

0,83

5

0.55

102

41

0,17

0,75

-

-

-

-

-

-

Очевидно, линейность уравнения Рейнольдса, а также принятые допущения [2, 6] (в частности то, что течение смазки считается стационарным) являются причиной имеющегося расхождения.

Рецензенты:

Гаврилов А. А., д.т.н., профессор, профессор кафедры тепловых двигателей и энергетических установок ФГБОУ ВПО «Владимирский государственный университет имени Александра Григорьевича и Николая Григорьевича Столетовых», г. Владимир.

Кульчицкий А. Р., д.т.н., профессор, заместитель главного конструктора по испытаниям ООО «Владимирский моторо-тракторный завод», г. Владимир.


Библиографическая ссылка

Гоц А.Н., Морозов В.В., Сысоев С.Н. МОДЕЛИРОВАНИЕ НАГРУЗОК НА ДЕТАЛИ ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ НА НЕУСТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМАХ // Современные проблемы науки и образования. – 2012. – № 4.;
URL: http://science-education.ru/ru/article/view?id=6480 (дата обращения: 29.09.2020).

Предлагаем вашему вниманию журналы, издающиеся в издательстве «Академия Естествознания»
(Высокий импакт-фактор РИНЦ, тематика журналов охватывает все научные направления)

«Фундаментальные исследования» список ВАК ИФ РИНЦ = 1.074