Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса 9
1.1. Анализ результатов исследования износа седел клапанов дизелей ЯМЗ-238НБ,ЯМЗ-240Б,А-41 9
1.2. Конструктивные особенности деталей газораспределения дизелей 15
1.3. Существующие способы ремонта деталей газораспределения, увеличивающие их долговечность .. 25
1.4. Факторы, определяющие долговечность работы деталей газораспределения 34
1.4.1. Влияние удельного давления и частоты контакта фасок клапанных пар на их износ 34
1.4.2. Влияние температуры и агрессивной среды газов при эксплуатации дизеля на износ клапанных пар 36
1.4.3.Влияние механических свойств седел клапанов на их износ '. 38
Выводы по главе. Цель и задачи исследования. .41
2. Общая методика исследования 43
2.1. Методика лабораторных исследований 43
2.1.1. Методика измерения износа клапанных пар системы газораспределения 43
2.1.2. Выбор формы и размеров образцов 45
2.1.3. Схема, устройство и работа экспериментальной установки, имитирующей работу деталей газораспределения 46
2.1.4. Схема, устройство и работа экспериментальной установки для исследования седел клапанов на термоусталостную прочность .49
Стр. 2.1.5. Микроструктурные исследования поверхности фасок седел клапанов 52
2.2. Методика стендовых испытаний 52
2.3. Методика эксплуатационных испытаний 55
2.4. Обработка экспериментальных данных и оценка точности измерений 55
3. Теоретическое обоснование сил, действующих на фаски клапанных пар в процессе эксплуатации 59
3.1. Теоретическое определение сил, действующих на фасках клапанных пар в процессе работы дизеля 59
3.2. Определение инерционных сил и удельных нагрузок, возникающих на фасках клапанных пар дизелей ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-240Б 64
3.3. Расчет деформаций на фасках клапанных пар дизеля ЯМЗ-238НБ,ЯМЗ-240Б,А-41,А-01М 71
Выводы по главе 75
4. Результаты исследования основных факторов, влияющих на износ клапанных пар 76
4.1. Влияние удельного давления на износ клапанных пар 76
4.2. Влияние частоты контакта фасок клапанных пар на их износ .85
4.3. Влияние физико-механических свойств материала седел клапанов и температуры на их износ 93
4.4. Определение износа фасок клапанных пар с применением математического планирования эксперимента 101
Выводы по главе 114
5. Теоретическое определение деформаций, возникающих в гнездах и седлах клапанов, с разработкой технологии их ремонта 116
5.1. Анализ деформаций гнезд головок цилиндров 116
5.2. Определения сил и деформаций возникающих в седлах клапанов от неравномерного нагрева огневого днища 120
5.3. Расчет напряжений и изгибающих моментов во вставных седлах клапанов при эксплуатации дизелей 123
5.4. Исследование седел клапанов с медным покрытием и без
него на термоусталостную прочность. 134
5.5. Технология ремонта седел клапанов дизелей 135
5.6. Результаты стендовых испытаний 141
5.7. Результаты эксплуатационных испытаний 142
5.8. Расчет экономической эффективности 143
Выводы по главе 150
Общие выводы 151
Литература
- Существующие способы ремонта деталей газораспределения, увеличивающие их долговечность
- Методика измерения износа клапанных пар системы газораспределения
- Определение инерционных сил и удельных нагрузок, возникающих на фасках клапанных пар дизелей ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-240Б
- Влияние частоты контакта фасок клапанных пар на их износ
Введение к работе
Основным направлением в развитии сельского хозяйства является механизация всех видов сельскохозяйственных работ. Основой ее являются мощные высокопроизводительные тракторы.
В настоящее время более 80 % всех сельскохозяйственных операций выполняется тракторами и сельхозмашинами. Однако, как показывает практика, экономичность и надежность сельскохозяйственной техники не отвечает предъявляемым требованиям. Большая часть находящихся в эксплуатации дизелей имеет повышенный, на 15-25 %, расход топлива и пониженную, на 12-27 %, мощность. Снижение мощности дизеля сказывается на производительности агрегата [33, 34].
В связи с тяжелым положением аграрного сектора, в среднем только за 1992 год по сравнению с 1991 годом закупочные цены на сельскохозяйственную продукцию повысились в 10 раз. Наиболее существенно выросли цены на трактора - в 25 раз и автомобили - в 26 раз [109]. По этой причине резко сократилось количество машин, закупаемых хозяйствами различных категорий [1, 20].
За последние 4 года количество тракторов сократилось более чем на 460 тыс. единиц. Существующий машинотракторный парк лишь на 50-60 % удовлетворяет потребности сельского хозяйства в техники [1]. В связи с этим резко выросла нагрузка на технику, находящуюся в эксплуатации. Дефицит запасных частей и их дороговизна привел к сокращению объемов капитальных ремонтов двигателей. Важным резервом повышения эффективности использования и ремонта техники, экономии материальных и сырьевых ресурсов является повышение долговечности путем улучшения технологии ремонта.
В сельском хозяйстве широко используются высокофорсированные дизели ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-240Б, А-41, А-01М. Повышение мощности дизеля и одновременное снижение металлоемкости создает достаточно большие сложности в обеспечении долговечности его узлов [44]. Многие детали, такие как головка цилиндров и сложные детали газораспределения, воспринимают большие динамические и температурные нагрузки, что снижают их долговечность. Обследование ремфонда дизелей ЯМЗ в Саратовской, Самарской, Челябинской областях показывает, что наиболее характерными дефектами деталей, образующих камеру сгорания, являются: термоусталостные трещины в головках цилиндров до 75 %, износ седел клапанов до 30%, коробление плоскости прилегания к блоку цилиндров до 20 %, трещины во вставных седлах клапанов до 7 %, обрыв клапанов до 6 %, разрушение водяной рубашки до 10 % [100].
В настоящее время существует ряд технологий повышающих долговечность и термоусталостную прочность головок цилиндров. Однако, долговечность клапанных пар остается низкой и для повышения их износостойкости необходимо более глубокое исследование дефектов.
Актуальность темы._Установлено, что повышенный износ седел клапанов приводит к нарушению фаз газораспределения, снижается степень сжатия и мощность дизеля; повышается температура клапанных пар и расход топлива; ухудшается запуск двигателя, особенно при низких температурах. Микротрещины в седлах клапанов приводят к его разрушению и выходу из строя всего дизеля.
Актуальность работы подтверждается многочисленными исследованиями в области повышения долговечности деталей газораспределения путем совершенствования технологии ремонта, а также тем, что она включена в планы развития Саратовской области по выполнению научного направления 1.2.9. «Комплексная региональная программа научно-технического прогресса в Агропромышленном комплексе Поволжского экономического района на 20 лет до 2010 года»/№ гос. регистрации 6400052004/ и комплексной темы № 5 НИИ СГАУ имени Н.И. Вавилова «Повышение долговечности деталей газораспределения и цилиндропоршневой группы дизелей».
Цель работы. Повышение долговечности седел клапанов дизелей путем совершенствования технологии их ремонта.
Объект исследования. Технологии ремонта клапанных пар деталей газораспределения дизелей ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-240Б, А-01М, А-41.
Методика исследований включает лабораторные исследования клапанных пар деталей газораспределения на износ и термоусталостную прочность на экспериментальной установке, стендовые испытания двигателя ЯМЗ-240Б с экспериментальными головками блока, эксплуатационные испытания тракторов К-700 и К-701 с экспериментальными головками блока.
Научная новизна работы заключается в теоретическом и экспериментальном обосновании основных факторов, влияющих на износ и термоусталостную прочность клапанных пар деталей газораспределения дизелей, в результате которых предложена новая технология ремонта седел клапанов.
Практическая ценность работы. На основании проведенных исследований разработана и теоретически обоснована технология ремонта, и комплект оснастки для восстановления седел клапанов деталей газораспределения дизеля.
Реализация результатов работы. Результаты исследований были внедрены в ОАО «МТС- Хлебороб» Красноармейского района на тракторах К-700А и К-701.
На защиту выносятся следующие положения.
Зависимости износа седел клапанов газораспределения автотракторных дизелей.
Теоретическое обоснование влияния основных факторов на износ клапанных пар деталей газораспределения дизелей при эксплуатации.
Методика экспериментальных исследований факторов влияющих на износ клапанных пар.
Теоретическое определение сил, напряжений и деформаций, возникающих в седлах клапанов, и разработка новой технологии их ремонта.
5. Оценка эффективности результатов исследований.
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы были доложены, обсуждены и получили положительную оценку: на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава и аспирантов СГАУ в 1996-2000 г.; на межгосударственном научно-техническом семинаре «Проблема экономичности эксплуатации двигателей внутреннего сгорания в АПК СНГ», проводимом в СГАУ в 1997-2000 г. на международной научно-практической конференции, посвященной 70-летию МГАУ «Развитие села и социальная политика в условиях рыночной экономии», проводимой в МГАУ имени В.П. Горячкина в 2000 г. на расширенном заседании кафедры «Сопротивление материалов и стандартизация» СГАУ имени Н.И. Вавилова 2001 г.
Публикации. Основные положения диссертации опубликованы в 5 научных работах, в том числе 1 статья в центральной печати, 4 в сборниках научных работ СГАУ имени Н.И. Вавилова. Общий объем публикаций, составляет 1,6 п. л., из которых 1,2 п. л. принадлежит лично соискателю.
Структура и объем работы: Диссертация состоит из введения, 5 глав, общих выводов, списка литературы и приложений. Работа изложена на 176 страницах машинописного текста. Содержит 61 рисунок, 23 таблицы, библиографию из 131 наименования, из них 4 на иностранном языке.
Существующие способы ремонта деталей газораспределения, увеличивающие их долговечность
Повышение мощности двигателя ставит перед конструкторами задачи, связанные с обеспечением долговечности деталей газораспределения.
Большое влияние на работу этих деталей оказывает сопряжение «клапан-седло клапана». Данное сопряжение работает в тяжелых условиях: высокие температуры, сухое трение, ударные нагрузки [7, 55, 46, 85, 129]. Сопряжение «клапан- седло» обладает заданным первоначальным утопанием впускного и выпускного клапана относительно плоскости разъема головки блока цилиндров. При работе дизеля в деталях газораспределения под действием инерционных сил и ударных нагрузок, сил давления газов и высоких температур происходит износ рабочих фасок клапанных пар. Это увеличивает просадку клапана, что приводит к повышению удельного расхода топлива, температуры выпускных газов, уменьшению степени сжатия в цилиндрах, потери мощности, ухудшению герметичности в результате этого ухудшается запуск дизеля, особенно при низких температурах [73, 32, 21, 39, 72].
При поступлении двигателя на капитальный ремонт у 100% седел клапанов восстанавливают фаски с последующей притиркой, что также увеличивает просадку клапана [7,120,105, 72].
Тарелки клапанов омываются горячими газами в камере сгорания, а седло и тарелка выпускных клапанов нагреваются еще и в период выпуска, когда скорость газов составляет 400-600м/с, а температура 727-1202 С. Так как отвод теплоты от тарелок клапанов происходит в седло клапана и в стержень, то температура в центре тарелки выпускного клапана составляет 702-902 С [26]. Такие большие температуры снижают механическую прочность материалов, как самого клапана, так и его седла. Высокие скорости газовых потоков и агрессивность среды (выпускные газы) вызывают коррозию и газовую эрозию поверхностей выпускных клапанных пар, особенно посадочных фасок [97, 13].
Большие перепады температуры, достигающие в тарелке 150-200 С и 500-600 С между максимальной (в центре тарелки) и минимальной (на торце стержня клапана) температурами, определяют высокий уровень температурных напряжений [16, 56, 10, 116].
Для работы в таких условиях применяют высоколегированные, жаростойкие стали.
Важнейшими критериями применяемости материалов для изготовления клапанов в таких условиях являются: кратковременная и длительная прочность сопротивления усталости; коррозионная стойкость при высоких температурах; пластичность и ударная вязкость; стабильность свойств при температурах эксплуатации; технологичность (обрабатываемость резанием, свариваемость).
Такая совокупность требований обеспечивается использованием для выпускных клапанов тракторных дизелей хромоникелевых сталей аустенитного класса [115, 92,126].
Для увеличения долговечности клапанных пар необходимо обеспечивать минимально допустимый зазор между стержнем клапана и направляющей втулкой. Оптимизация начального зазора для обеспечения высокой работоспособности данной пары особенно важна при высоком наддуве в дизелях. Наряду с повышением работоспособности улучшается теплоотвод от стержня клапана, и герметичность клапанных пар [13, 90, 8, 106, 107].
Для повышения работоспособности клапанных пар необходимо увеличивать износостойкость сопряжения «стержень клапана - направляющая втулка». Для этого применяют различные способы повышения износостойкости.
Широко используется для повышения износостойкости стержня выпускных клапанов автомобильных двигателей и дизелей электролитическое хромирование [80, 41], покрытия слоем алюминия путем металлизации [65], графити-рование и метод финишной обработки поверхностным пластическим деформированием [120].
Опыт эксплуатации дизелей показывает, что для уменьшения износа сопряжения «клапан-седло клапана» и увеличение его долговечности целесообразно применять вставные впускные и выпускные седла клапанов [7, 9, 19].
Ресурс головки цилиндров ЯМЗ во многом зависит от долговечности седел клапанов. До 1970 года на головках блока дизелей ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-240Б устанавливали выпускные седла из твердого жаропрочного сплава, а впускные клапанные седла выполнялись непосредственно в теле головки (рис. 1.14а). Это привело к тому, что к первому капитальному ремонту износ впускных клапанных пар был в 1,2-1,5 раза больше чем выпускных [120].
Для уменьшения неравномерности износа, вставные седла стали применять и для впускных клапанов (рис. 1.146), [120]. Вставные седла клапанов запрессовываются с натягом 0,05-0,140 мкм, в охлажденном состоянии. При этом необходимо заметить, что характер износа фасок клапанных пар при работе со вставными седлами и без них различен. Уплотнительная фаска, выполненная непосредственно в головке цилиндров, изнашиваясь, принимает выпуклую форму (рис. 1.15а) из-за повышенного износа кромок. При этом форма выработки уплотнительной фаски клапана копирует форму изношенной фаски его седла. Это приводит к увеличению износа клапанных пар и ухудшению герметичности.
Методика измерения износа клапанных пар системы газораспределения
Наиболее эффективным методом исследования величины износа поверхностей трения деталей машин является микрометраж.
Основным критерием выбраковки головок блока дизелей при верхнем расположении клапанов, среди других причин, принят износ седел клапанов. Износ определяется по величине утопання верхней плоскости тарелки контрольного клапана по отношению к плоскости разъема головки блока цилиндров (рис. 2.1). Здесь 7 - износ седла и фаски клапана в вертикальном сечении рабочей части. Определение износа седла и фаски клапана производили по формуле: q q-cosg? (2Л) где С[\ - износ седла и фаски клапана, [м]; V - угол наклона рабочей фаски седла, [ ]. Замер износа фасок клапанных пар производился индикаторным глубиномером ГИ - 100 ГОСТ 7661-67.
Износ седел клапанов определялся по утопанню эталонного клапана на рабочих седлах (см. рис. 1.1). Кроме того, для более точного определения величины износа, образцы седел взвешивались на аналитических весах типа ВЛА-200-М №504 ГОСТ 24104-80Е с точностью отчета 0,0002 грамма.
Основными факторами, влияющими на износ клапанных пар, являются: частота вращения распределительного вала, удельное давление на фаски клапанных пар, температура и материал седел клапанов [100].
Для реализации поставленных задач по исследованию влияния основных факторов на износ клапанных пар, была спроектирована и изготовлена лабораторная установка. Схема лабораторной установки показана на рис. 2.3, а внешний вид на рис. 2.4.
Изготовленная установка позволяет копировать работу клапанных пар в широком диапазоне исследуемых факторов (частоты контакта, удельного давления на фаски клапанов, температуры, при которой работают клапанные пары и материала, применяемого для седел клапанов) [101].
Диапазон изменения условий работы исследуемой клапанной пары должен значительно превышать диапазон условий работы эксплуатируемых машин с учетом тенденции развития современных дизелей.
Установка изготовлена на базе электротормазного стенда СТЭ-7 конструкции ГОСНИТИ. Частота вращения распределительного вала задавалась электродвигателем 15 через реостат 18. Частота вращения распределительного вала замерялась электродистанционным тахометром 14. Удельное давление на фасках клапана 2 и седла 1 задавалась пружинами 5. Нагрев клапанных пар осуществлялся муфельной электропечью 24 ГОСТ 13474-79. Измерение температур на фасках седла клапанов осуществлялось термопарой 22, ХА (хромель-аллюмень) ГОСТ 22663-77, а контроль температуры потенциометром 21, КСП-5 ГОСТ 9245-79. Горячий спай термопары 22 подводился через паз в плите 10 и сверление в основании 3. Пружины 5 были оттарированы на КП-0507 ГОСТ 43549-82 [95]. абораторная установка позволяет, изменяя один параметр и оставляя при этом другие постоянными определять влияние каждого фактора в отдельности на износ. При исследовании износа фасок клапанных пар использовался метод многофакторного планирования эксперимента. Этот метод позволяет исследовать на износ сразу несколько факторов и получить математическую модель процесса с учетом их взаимовлияния.
Для сравнительного исследования термоусталостной прочности седел клапанов с покрытием и без него, а так же обоснования способа ремонта, была использована лабораторная установка, которая показана на рис. 2.5 и 2.6 [69, 105]. На установке имитируются условия местного перегрева седла клапана в зоне межклапанной перемычки, что при эксплуатации может привести к появлению термоусталостных трещин. Нагрев осуществляется методом активного сопротивления.
Головка блока ЯМЗ-238НБ установлена на специальном столе. В рубашке охлаждения головки блока циркулирует вода, подаваемая из бака насоса (Н). Давление воды в рубашке охлаждения регулируется краном (К) (рис.2.5), установленном на сливе, и контролируется по манометру (М). Водяные отверстия на привалочной плоскости головки блока цилиндров заглушены болтами с медными шайбами [105]. Нагрев седла клапана осуществляется с помощью сварочного трансформатора ТСД-1000, два провода, которого через выпрямитель подводятся к головке блока. Выпрямитель снабжен приборами для контроля величины электрического тока и напряжения. От выпрямителя отходят два провода: один закреплен на головке блока, а другой на медном электроде. Электрод фиксируется в эбонитовой пластине, которая закрепляется на стойках, завернутых в отверстия крепежных шпилек головки блока
Определение инерционных сил и удельных нагрузок, возникающих на фасках клапанных пар дизелей ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-240Б
Нагрузка на клапан и седло в момент их контакта складывается из усилия клапанных пружин и инерционных сил деталей комплекта клапана.
Так как усилия клапанных пружин для данных двигателей известны, определим величину инерционных сил деталей клапанного механизма и комплекта клапана.
Инерционные силы деталей клапанного механизма зависят от частоты вращения распределительного вала, массы деталей газораспределения, профиля кулачков распределительного вала [54].
Кулачки распределительного вала для впускного и выпускного клапана одинаковые. Образуются они дугами окружностей трех радиусов - радиуса образующей кулачка R (см. рис. 1.11), участок АСВ, радиуса набегающей и сбегающей части кулачка р \ (радиус кривизны 1-го участка) и радиуса вершины кулачка рг (радиус кривизны П-го участка).
Для определения величины инерционных сил деталей клапанного механизма и комплекта клапана необходимо знать следующие параметры, (см. рис. 1.11), [24, 40] Радиус образования кулачка R = 0,0175M. Радиус кривизны 1-го учаска рх = 0,078 м. Радиус кривизны И-го учаска р2 = 0,00784 м. Высота кулачка h = 0,0078м. Продолжительность движения клапана 2а0 = 128 . Передаточное число карамысла клапана 1 : 1,79. Определяем подъем толкателя в зависимости от угла поворота распределительного вала на пером участке по формуле: Si=(Pi-R)-(l-cosa), [16] (з.із) где ОС - угол поворота кулачка распределительного вала при скальжении по первому учаску, (см. рис. 1.11); Si - перемещение толкателя, при скольжении по первому участку. Определяем подъем клапана в зависимости от угла поворота кулачка распределительного вала на первом участке по формуле: SIK =i (А - Д) (1 - cos а), (3.14) где і - передаточное число коромысла клапана; SIK - перемещение клапана в зависимости от угла поворота кулачка распределительного вала на первом участке [м]. Определяем подъем толкателя в зависимости от угла поворота кулачка распределительного вала на втором участке: S2=h- COS/? + (р2 - R) (1 - COS ) , (3.15) где р - угол поворота кулачка на втором участке [], S2 - перемещение толкателя при скольжении кулачка по второму участку [м]. Входящий в выражение (3.15) угол /3 определяется для любого угла поворота кулачка распределительного вала как разность: Р = aQ - а а0 =64 Определяем подъем клапана на втором участке: S2K =i-(h-cos/3+(p2-R)-Q-sfi)), (3.16) где S2K - перемещение клапана в зависимости от угла поворота распределительного вала на втором участке [м]. Значения подъема толкателя и клапана в зависимости от угла поворота распределительного вала приведены в табл. 3.3. 64; 0 - 7,8 - 13,96 Определяем скорость и ускорение толкателя в зависимости от угла поворота распределительного вала на первом участке: Vx =о)-(р1 -К)-since, (3.17) где СО - угловая скорость распределительного вала, [с"1]; Vi - скорость толкателя на первом участке, [м/с]. где п - частота вращения распределительного вала (в расчетах принимаем номинальную частоту вращения п=1050 мин"1). І{=С02 -(pl-R)-COSa, [52] (3.19) l\ - ускорение толкателя на первом участке, [м/сек2]. Определяем скорость и ускорение клапана на первом участке. VlK=i (D- (рг - R) Sma , [52] (3.20) Vllc - скорость клапана на 1-ом участке. ІІК=І-й)2-fa -R)-COSa , (3.21) 1\к - ускорение клапана на первом участке, [м/с ]. Определяем скорость и ускорение толкателя на 11-ом участке: V2=G -(R + h-p2)-Smj3, (3.22) V2 - скорость толкателя на П-ом участке. /2 = СО2 (R + h-p2)-COSР (3.23) 2- ускорение толкателя на втором участке, [м/с ].
Так как профиль кулачка симметричный, то на его участке СВ, (см. рис. 1.11.), движение толкателя будет происходить по тем же зависимостям, что и на участке АС, но только в обратной последовательности. Определяем скорость и ускорение клапана на втором участке: V2K =i-cQ-(R + h-p2):sm/3, [52] (3.24) V2K - скорость клапана на втором участке, [м/с]. Ьк = (R+h-p2)-sinj3, [52] (3.25) 2 к - ускорение клапана на П-ом участке [м/с ].
Из формул (3.19) и (3.25) видно, что максимальное значение ускорения будет при а = 0 (в начале подъема клапана и в конце посадки клапана, точки А и В, а минимальное при /? = 0, т.е. при максимальном подъеме клапана): w=а1 (А - R) imin= 2 (R + h-pi) Инерционные силы возвратно-движущихся частей равны: [109] при скольжении толкателя по первому участку профиля кулачка Fa=m-co2 (/?! - R) cos а, (з.2б) где m - масса возвратно-движущихся частей механизма приведенная к оси толкателя, [кг]; Iіц- сила инерции возвратно-движущихся частей при скольжении толкателя по первому участку, [Н]. При скольжении толкателя по второму участку профиля кулачка: Fn =т-со2 -(R + h-p2) COSj3, (3.27) Fi2 - сила инерции возвратно-движущихся частей при скольжении толкателя по второму участку [Н]. Точки перехода с первого участка на второй находятся по формуле: R + h- р2 . ,л ОЛ ч sina -sin SO-ao) (3.28) Р1-Р2 Для двигателя ЯМЗ-238НБ и ЯМЗ-240Б кулачки распределительного вала одинаковые, [7]. Точки перехода с первого участка на второй составляет 1292 . Определяем массу возвратно-движущихся частей механизма, приведенную к оси толкателя для дизелей ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-240Б, А-41, А-01М.
Влияние частоты контакта фасок клапанных пар на их износ
Удельное давление на фаски клапанных пар: кривая 1. Pi = 3,82 МПа; кривая 2. г = 3,51 МПа; кривая 3. Р3 = 3,235 МПа; кривая 4. Р4 = 3,04 МПа. Частота вращение распределительного вала П = 1050 мин" . Температура t = 20С. Материал: чугун СЧ-25, твердость 195 НВ. седла и клапанов. На рисунке 4.6 представлен нарастающий износ рабочих фасок седла и клапана в мм. Из рисунка 4.6 видно, что износ седел клапанов после 60 часов работы на 57 % больше износа рабочих фасок клапана.
Как видно из рисунков 4.5 и 4.6 износ рабочих фасок клапанных пар зависит от удельного давления. Причем с повышением удельного давления износ фасок увеличивается, вследствие повышения толщины сдвигающихся слоев (Рис 4.7). Это подтверждают теоретические расчеты (3.43 стр. 74), с повышением удельного давления, деформации поверхностных слоев фасок увеличиваются.
При повышении удельного давления с 3,235 МПа до 3,51 МПа износ седел клапанов увеличивается на 28%, а с 3,51 МПа до 3,82 МПа на 34% (Рис. 4.5, 4.6). Таким образом, необходимо отметить:
Результаты исследований показали, что износ фасок происходит следующим образом, под действием нормальных сил F0 происходит пластическая деформация и упрочнения поверхностных слоев, а под действием касательных сил FT происходит сдвиг поверхностных слоев. Это подтверждается и теоретическими исследованиями; - Величина деформаций и сдвига поверхностных слоев зависит от удельной нагрузки на фаски клапанных пар. При повышении удельного давления с 3,04 МПа до 3,235 МПа износ фасок увеличивается на 26 %, с 3,235 МПа до 3,51 МПа износ увеличивается на 28 %, а с 3, 51 МПа до 3, 82 МПа на 34 %. - Результаты эксперимента показали, что износ рабочих фасок седел клапанов, измеренный в мм. на 57 % больше износа фасок клапанов.
При работе дизеля максимальная нагрузка в сопряжении «клапан- седло клапана» возникает в момент их посадки. В этот момент подъем клапана и скорость равна нулю, а ускорение клапана имеет наибольшую величину, которая
определяется по формуле (3.25). Инерционные силы комплекта клапана зависят от его массы, частоты вращения распределительного вала и профиля кулачка. Инерционные силы определяются по формуле 3.31 [52, 16], а результаты расчета в зависимости от частоты вращения распределительного вала представлены в табл. 3.5. Из табл. 3.5 видно, что с повышением частоты вращения распределительного вала значительно увеличиваются инерционные силы и удельные нагрузки комплекта клапана.
Для исследования влияния частоты вращения распределительного вала на износ клапанных пар были проведены экспериментальные исследования на лабораторной установке, по методике представленной в главе 2, см. рис. 2.4.
При исследовании применялись седла клапанов изготовленные из материала СЧ-25. Притирка фасок клапанных пар и их проверка на герметичность осуществлялась по методике описанной в пункте 4.1.
Вращение распределительного вала осуществлялось электродвигателем и регулировалось электротормозной установкой. Частота вращения распределительного вала задавалась Пі=750мин", П2=850мин", пз=950мин", П4=1050мин"1 и фиксировалась электродистанционным тахометром. Усилие пружин при исследованиях составляло 370 Н. Определение износа рабочих фасок клапанных пар производились через каждые 10 часов работы. Замеры износов осуществлялись способом, описанным в главе 4, пункт 4.1.
Результаты исследований представлены в табл. 4.2.
На рисунке 4.8 представлены кривые износа рабочих фасок седла и клапана, измеренные в мм., в зависимости от частоты вращения распределительного вала. Из кривых видно, что износ в первые 20 часов работы на 6,5% больше, чем в последующие часы. Это объясняется тем, что при 20 часах работы происходит приработка поверхностей трения, пластическая деформация поверхностных слоев, образования пленок окислов и сдвиг поверхностных слоев.
На рис. 4.9 представлен нарастающий износ рабочих фасок седла и клапана в мм. Из рис. 4.9 видно, что износ седел клапана происходит интенсивней, чем износ рабочих фасок клапана на 90 %.
Как видно из рис. 4.9 и 4.10 износ рабочих фасок клапанных пар зависит от частоты вращения распределительного вала. Причем с повышением частоты вращения износ фасок увеличивается. При повышении удельного давления с 750 до 850 мин"1 износ фасок седел клапанов увеличивается на 11 %, с повышением частоты вращения с 850 до 950 мин"1 износ увеличивается на 11 %, с 950 до 1100 мин"1 износ увеличивается на 12 %. Объясняется это тем, что с повышением частоты вращения распределительного вала увеличиваются инерционные силы деталей газораспределения, а следовательно и удельное давление. Вместе с тем, повышается частота контакта клапанных пар в единицу времени, что приводит к увеличению скорости износа фасок.
Таким образом, необходимо отметить: - С повышением частоты контакта фасок клапанных пар увеличиваются инерционные силы, которые приводят к увеличению износа поверхностей фасок. - При повышении частоты вращения распределительного вала с 750 до 850 мин"1 износ фасок седел клапанов увеличивается на 11%, с повышением частоты вращения с 850 до 950 мин"1 износ увеличивается на 11 %, с 950 до 1100 мин" износ увеличивается на 12 %.
