сотрудник
Елец, Липецкая область, Россия
ГРНТИ 55.01 Общие вопросы машиностроения
ГРНТИ 55.13 Технология машиностроения
Представлены материалы по совершенствованию конструкции ГРМ тепловозных дизелей в части повышения их эксплуатационной надёжности. Разработка рекомендована научно-исследовательским и промышленным структурам в области тяжёлого машиностроения как в нашей стране, так и за рубежом с целью ее дальнейшего изучения и возможного внедрения в практику.
тепловозные дизели, газораспределительный механизм, ГРМ, совершенствование конструкции, эксплуатационная надёжность
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. Глаголев, Н.М. Тепловозные двигатели и газовые турбины / Н.М. Глаголев [и др.]. - М.: Трансжелдориздат, 1957. - 460 с.
2. Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей / под ред. А.С. Орлина и М.Т. Круглова. - М.: Машиностроение, 1990. - 288 с.
3. Яблонский, А.А. Курс теории колебаний / А.А. Яблонский, С.С. Норейко. - М.: Высш. шк., 1966. - 254 с.
4. Чупраков, Ю.И. Основы гидро- и пневмоприводов / Ю.И. Чупраков. - М.: Машиностроение, 1966. - 159 с.
