ВведениеВ 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 зависимостиP(t) = S ∙  ∂ (t – t0),где   ∂  - дельта-функция Дирака.                Рис. 2. Расчётная схема Если по условиям задачи ударные силы заданы явной функцией времени Р(t) или мгновенным импульсом S, то задача сводится к изучению вынужденных колебаний механической системы и может быть решена известными методами теории колебаний [3].  Рассмотрим случаи соударения массы  m  с учетом жесткости  C другого тела (рис. 1). В первом случае  (рис. 1а) Рис. 1. Расчётная схема уравнение движения тела можно записать в виде  сх = mх´´, т.е. имеем обычное дифференциальное уравнение свободных колебаний, решение которого имеет видх = 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 равнаN=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 дизеляС 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 .                 54 Рис. 5. Расчётная схема  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]:  ,  55 где μ1 - безразмерный коэффициент расхода, который может принимать значения примерно 0,8 или 1,0 (в зависимости от условий течения газа); А - площадь дроссельного канала, м2; р1 - давление газа перед дросселем, Н/м2; р2 - давление газа после дросселя, Н/м2; Т - температура газа перед дросселем, град; с* - постоянная, зависящая от физических свойств и состояния газа.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.  ТаблицаРезультаты расчёта ГРМПараметрСерийный дизель 14Д40Модернизированный дизель 14Д40Круговая частота главных колебаний клапана, с-173,573,5Круговая частота главных колебаний седла, с-12,380,64Амплитуда вынужденных колебаний клапана, мм4040Амплитуда вынужденных колебаний седла, мм0,020,085Ударная нагрузка, приложенная к седлу клапана, Н2,3·1021,2·102Коэффициент демпфирования α(t)_1,63·103Жёсткость тарелки клапана С2, кгс/мм720720Жёсткость седла клапана С1, кгс/мм830614Масса седла клапана т1, кгс·с2/м0,010,0076Масса клапана т2, кгс·с2/м0,0850,085 56   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.ЗаключениеРезультаты 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.