Elec, Lipetsk, Russian Federation
GRNTI 55.01 Общие вопросы машиностроения
GRNTI 55.13 Технология машиностроения
It is well-known that any internal combustion engine consists of some simplest interconnected mechanisms. Thus, as constituent mechanisms are a crank gear, a valve timing gear and mechanisms of auxiliary units. One of their significant drawbacks is an imperfection of a valve timing gear decreasing considerably diesel engine performance. To eliminate this drawback at Bunin SU of Yelets there is developed a promising design of a valve timing gear at the invention level having an increased operational reliability at the expense of valves manufactured with the use of patent RU2403408.
diesel locomotive engines, distributing gear, DG, vale timing gear, VTG, design updating, operational re-liability
Введение
В настоящее время практика конструирования и создания дизелей имеет немало технических решений, направленных на снижение ударных нагрузок, возникающих в их газораспределительных механизмах. Особенно они значительны в кинематических парах «седло - тарелка клапанов». По этой причине в зонах контакта последних наблюдается повышенный износ, выкрашивание металла и т.д. При проектировании таких конструкций в практике широко применяются методы, основанные на известных положениях теории удара и вибраций [1; 2].
Известно [3], что при ударных явлениях для механических систем типичны следующие общие черты: кинематические особенности, характеризующие кратковременность акта удара, в течение которого происходят резкие изменения скоростей точек системы, и динамические особенности, связанные с возникновением, а затем исчезновением больших ударных сил. Как правило, развивающиеся при ударе силы заранее не известны и подлежат определению. Во многих случаях удар характеризуется не столько законом изменения силы Р(t), сколько интегральной величиной - ударным импульсом:
S = 
или S = Рср (t1-t0).
В данных уравнениях величина S является мгновенным ударным импульсом при переходе от t0 до t1. Такая сила называется мгновенной ударной нагрузкой и определяется по зависимости
P(t) = S ∙ ∂ (t – t0),
где ∂ - дельта-функция Дирака.
|
|
х = V0 sin pt/p,
где p = 
. Отсюда следует, что наибольшая деформация упругой связи жесткостью С определится как хmax =
, при этом наибольшая сила сжатия Nmax = cxmax = V0 
.
Деформацию системы, показанной на рис. 1б, определяют, используя уравнение энергии. В результате прогиб балки можно рассчитать по зависимости
f = 
.
Для вычисления значения коэффициента динамики в этом случае используют уравнение 
.
В практике при исследовании соударения физических тел могут быть конструкции, а следовательно, и модели с безынерционными упругими и вязкими элементами (рис. 2). Движение массы m после начала ударного контакта описывается дифференциальным уравнением: х´´+2nх´+p2x=0 .
Полагая начальные условия в виде х(0)=0 и х/(0)=V0, получим решение:
x=
,
где 
.
Сила сжатия деформируемого элемента будет равна
N=cx+bx.
В итоге можно определить безразмерную величину продолжительности удара pt. Для определения сил соударения тел используют также метод решения задач о соударениях с помощью коэффициента восстановления. Этот метод широко применяют, например, при аналитических исследованиях соударения железнодорожных вагонов или другой транспортной техники. В результате разрабатывают характеристики фрикционных поглощающих аппаратов или другие виды демпферов.
Немаловажным фактором при изучении динамики дизелей являются вопросы, связанные с возникновением вибраций элементной базы газораспределительных механизмов и ДВС в целом. Известно [1], что причинами вибраций узлов и деталей дизелей могут быть процессы горения, вибрационное горение, акустические колебания объёмов газа и др. Это в настоящее время недостаточно изученные явления, практическое значение которых возрастает с увеличением мощности дизелей. Так, процесс горения при некоторых условиях может стать источником сильной и опасной вибрации, а неустойчивое вибрационное горение возникает вследствие горения с акустической колебательной системой и представляет собой акустический автоколебательный процесс. В газовом объёме, заключённом в камере сгорания, возможны собственные продольные и поперечные (радиальные и тангенциальные) колебания, частоты которых прямо пропорциональны местной скорости звука и зависят от размеров камеры сгорания. Известно также [1], что состав вибраций, обусловленный горением, сложен, амплитуды всех компонентов весьма нестабильны. Поэтому при расчётах процесса сгорания топлива важнейшими параметрами являются частота вибраций, зависящая от скорости звука в газе при сгорании, и диаметр цилиндра.
Описание перспективной конструкции ГРМ тепловозного дизеля
С учетом представленных выше особенностей работы газораспределительных механизмов дизелей в СКБ ЕГУ им. И.А. Бунина в течение 2012-2016 гг. согласно договору с Елецким отделением ЮВЖД (филиала ОАО «РЖД») приводилась НИР на тему «Разработка рекомендаций по повышению качества эксплуатационной работы, а также надёжности и экономичности использования подвижного состава в грузовом и пассажирском движении на Юго-Восточной дороге». По одному из ее разделов проводились работы, связанные с модернизацией силовых установок, используемых в современных тепловозах. По результатам проведенного анализа библиографических и патентных источников разработана перспективная конструкция газораспределительного механизма четырехтактных и двухтактных ДВС, признанная изобретением (патент RU2403408).
На рис. 3 показан клапан механизма газораспределения в закрытом состоянии, затем в открытом и его седло (вид сбоку).
Рис. 3. Конструкция клапана ГРМ (пат. RU2403408)
Механизм газораспределения содержит клапан, состоящий из головки 1 и стержня 2. Головка 1 клапана взаимодействует с седлом клапана 3, подвижно расположенным в днище 4 крышки 5 цилиндра 6. Седло клапана 3 снабжено каналами 7, контактирующими с каналами П-образной формы 8, выполненными в днище 4 крышки 5. Каналы П-образной формы 8 одновременно примыкают к полостям 9, расположенным между седлом клапана 3 и днищем 4 крышки 5. Днище крышки снабжено дроссельными каналами 10, взаимосвязанными с выхлопным коллектором 11 двигателя. Седло клапана 3 снабжено круговой выточкой 12, взаимодействующей с круговым выступом 13, выполненным в днище 4.
Работает механизм газораспределения следующим образом. Считаем, что клапан, состоящий из головки 1 и стержня 2, является выхлопным и входит в состав групп клапанов, например, двухтактного дизеля 14Д40 (рис. 4).
Рис. 4. Общий вид дизеля 14Д40
При рабочем ходе такого дизеля в цилиндре 6 по стрелке А головка 1 клапана прижата к седлу, что исключает попадание газов в каналы 7 и затем в каналы П-образной формы 8, а следовательно, в выхлопной коллектор 11 дизеля. Когда рабочий ход заканчивается и поршень из нижней мертвой точки приходит в поступательное движение по стрелке В, противоположное стрелке А, клапан открывается и отработанные газы, двигаясь по стрелкам С, проходят в выхлопной коллектор 11. В то же время выхлопные газы поступают в каналы 7, а так как они соединены с каналами П-образной формы 8, то и в последние, заполняя собой полости 9, расположенные между седлом клапана 3 и днищем 4 крышки 5. Следует отметить, что за счет наличия дроссельных каналов 10, диаметр которых значительно меньше диаметров каналов 7 и 8, происходит некоторое истечение газов через них по стрелкам Е. Скорость их истечения мала, поэтому седло клапана 3 находится в положении, показанном на рис. 4, и не может переместиться по направлению стрелки Е в днище 4 крышки 5.
Дальнейшее движение поршня по стрелке В связано с тактом сжатия, когда клапан закрывается под действием механизма его привода. При этом его ударное взаимодействие с седлом клапана 3 не происходит, так как такая нагрузка демпфируется газами, находящимися в полости 9. Но так как давление газов, находящихся в полости 9, возрастает от усилия, прикладываемого клапаном к седлу 3, то скорость их истечения также возрастает. В итоге седло клапана 3 плавно переходит в положение, показанное на рис. 4. После окончания такта сжатия поршень снова перемещается по стрелкам А. Как только клапан под действием механизма его привода откроется, седло клапана 3 под собственным весом займет своё исходное положение. Далее описанные процессы повторяются многократно.
Для оценки силового нагружения клапана газораспределительного механизма ДВС, в частности тепловозного дизеля, работающего в области воздействия на него вибраций, обусловленных горением топлива, когда поршень находится в ВМТ, использована методика расчёта в части динамической оценки картины перемещения и силового нагружения тарелки клапана и его седла с возможностью демпфирования таких характеристик за счёт наличия дроссельных каналов в описанном выше техническом решении [3].
На расчётной схеме (рис. 5) показано седло клапана 1 массой m1, c одной стороны контактирующее с головкой цилиндра 2 жёсткостью С1, а с другой через жёсткость С2 - с массой m2 тарелки клапана 3, на которую действует усилие Р2, создаваемое газами сгоревшего топлива в начале такта рабочего хода дизеля, когда поршень находится в положении ВМТ. Приняв за обобщённые координаты перемещения масс m1 и m2 из положения равновесия z1 и z2, уравнение кинетической энергии для рассматриваемой схемы запишем в виде
.
|
Потенциальную энергию системы можно определить как сумму потенциальных энергий П = П1+П2 деформированных упругих связей С1 и С2, которые могут быть вычислены по следующим формулам:
,
.
Тогда
, (1)
где f1 и f2 - статические прогибы упругих связей С1 и С2.
Преобразуем уравнение (1) с учётом условия равновесия рассматриваемой системы:
; 
.
В результате можно записать уравнение потенциальной энергии для представленной расчётной схемы:
.
Используя полученные выражения для кинетической и потенциальной энергий, из свойств определённости и положительности квадратичных форм можно определить значения коэффициентов инерции и жёсткости:
а11 = m1 = P1/g, a12 = 0, a22 = m2 = P2/g, c11 = c1 + c2, c12 = -c2, c22 = c2.
Подставляя эти коэффициенты в уравнение частот, которое имеет вид (с11 – а11k2)(c22 – a22k2) – (c12 – a12k2)2 = 0, получим формулу для вычисления частот главных колебаний рассматриваемой системы масс m1 и m2:
.
Определив частоты главных колебаний системы, можно вычислить коэффициенты распределения и амплитуды колебаний:
, 
, 
, 
.
Анализ конструкции и работы предложенного технического решения показывает, что наличие дросселей 10 (рис. 3), выполненных в подвижном седле, позволяет демпфировать ударные нагрузки, приложенные как к седлу, так и к тарелке клапана в режиме его закрытия. Важнейшим параметром такого эффекта является коэффициент демпфирования α(t), который, как известно, зависит от сопротивления току газа в дроссельном канале, его геометрии, плотности газа и турбулентности его потока. Чтобы установить значение этого коэффициента, необходимо в первую очередь знать весовой расход W газа, проходящего через дроссель [4]:
,
|
Численное значение постоянной с* можно определить по формуле [4]
,
где g - ускорение силы тяжести, м/с2; k - показатель адиабаты; R - газовая постоянная, м/град.
В итоге коэффициент демпфирования α(t) можно вычислить по формуле
,
где μ - коэффициент динамической вязкости газа, Н·с/м2; l - длина дроссельного канала, м; S - приведенная площадь подвижного седла клапана, м2; ζ - коэффициент газовых потерь в дросселе; К – коэффициент, учитывающий турбулентность потока газа в дроссельном канале; d - диаметр дроссельного канала, м.
В качестве объекта исследования рассмотрим дизель 14Д40 тепловоза М62, который представляет собой двухтактный 12-цилиндровый двигатель простого действия с прямоточной клапанно-щелевой продувкой, двухрядным V-образным расположением цилиндров и комбинированной двухступенчатой системой наддува. Мощность дизеля составляет 2000 л.с., частота вращения коленчатого вала - 750 мин-1 (рис. 4). Для обеспечения работы дизеля в каждой крышке цилиндра установлено по четыре выпускных клапана из жаростойкой стали. Клапаны прижимаются к седлу пружинами и открываются траверсой, взаимодействующей одновременно с двумя клапанами через гидротолкатели. На каждом клапане установлены одна в одной две пружины со следующими геометрическими характеристиками: наружный диаметр D1 = 80,0 мм, диаметр проволоки d1 = 11,0 мм и D2 = 60,0 мм, d2 = 8,0 мм. Высота пружин Н = 130 мм, при этом их жёсткости соответственно равны С1 = 7,56 кгс/мм и С2 = 3,6 кгс/мм. Максимальная рабочая нагрузка для каждой из пружин: Р1 = 370 кгс и Р2 = 175 кгс. Результаты расчёта приведены в таблице.
Таблица
Результаты расчёта ГРМ
|
Параметр |
Серийный дизель 14Д40 |
Модернизированный дизель 14Д40 |
|
Круговая частота главных колебаний клапана, с-1 |
73,5 |
73,5 |
|
Круговая частота главных колебаний седла, с-1 |
2,38 |
0,64 |
|
Амплитуда вынужденных колебаний клапана, мм |
40 |
40 |
|
Амплитуда вынужденных колебаний седла, мм |
0,02 |
0,085 |
|
Ударная нагрузка, приложенная к седлу клапана, Н |
2,3·102 |
1,2·102 |
|
Коэффициент демпфирования α(t) |
_ |
1,63·103 |
|
Жёсткость тарелки клапана С2, кгс/мм |
720 |
720 |
|
Жёсткость седла клапана С1, кгс/мм |
830 |
614 |
|
Масса седла клапана т1, кгс·с2/м |
0,01 |
0,0076 |
|
Масса клапана т2, кгс·с2/м |
0,085 |
0,085 |
|
Анализ полученных численных значений для серийного и предложенного газораспределительного механизма дизеля 14Д40 показывает, что ударная нагрузка, приложенная к тарелке клапана при контактировании его с модернизированным седлом, выполненным по патенту RU2403408, снижается в среднем в 1,91 раза, что в итоге позволит увеличить срок службы данного узла ГРМ такого тепловозного дизеля.
Заключение
Результаты исследования переданы руководству Елецкого отделения Юго-Восточной железной дороги (филиала ОАО «РЖД») в виде промежуточного отчёта и рекомендованы отечественным и зарубежным научным и производственным структурам, проектирующим, изготавливающим и модернизирующим различные по назначению двухтактные и четырёхтактные ДВС, для возможного внедрения перспективного газораспределительного механизма в практику.
1. Glagolev, N.M. Teplovoznye dvigateli i gazovye turbiny / N.M. Glagolev [i dr.]. - M.: Transzheldorizdat, 1957. - 460 s.
2. Dvigateli vnutrennego sgoraniya. Ustroystvo i rabota porshnevyh i kombinirovannyh dvigateley / pod red. A.S. Orlina i M.T. Kruglova. - M.: Mashinostroenie, 1990. - 288 s.
3. Yablonskiy, A.A. Kurs teorii kolebaniy / A.A. Yablonskiy, S.S. Noreyko. - M.: Vyssh. shk., 1966. - 254 s.
4. Chuprakov, Yu.I. Osnovy gidro- i pnevmoprivodov / Yu.I. Chuprakov. - M.: Mashinostroenie, 1966. - 159 s.
