Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса и задачи исследования 8
1.1. Анализ основных направлений улучшения эксплуатационных показателей ДВС 8
1.2. Анализ влияния параметров смазочных систем на эксплуатационные показатели ДВС 23
1.3. Выводы и постановка задач исследования 35
ГЛАВА 2. Математическое моделирование параметров смазочной системы ДВС 37
2.1. Математическая модель влияния теплового режима смазочной системы на топливную
экономичность ДВС 37
2.2. Математическая модель процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе ДВС 45
2.3. Выводы 51
ГЛАВА 3. Методика экспериментальных исследований 52
3.1. Общие положения. Характеристика объекта исследований 52
3.2. Методика экспериментальных исследований по оценке влияния теплового режима смазочной системы на топливную экономичность дизеля Д-240 54
3.3. Методика экспериментальных исследований по моделированию процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе дизеля Д-240 61
3.4. Экспериментальная установка и измерительные приборы 62
3.5. Методика обработки результатов экспериментальных исследований 68
3.6. Выводы 72
ГЛАВА 4. Результаты экспериментальных исследований 73
4.1. Результаты экспериментальных исследований по оценке влияния теплового режима смазочной системы на эксплуатационные показатели дизеля Д-240 73
4.2. Результаты экспериментальных исследований по оценке процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе дизеля Д-240 82
4.3. Выводы 91
ГЛАВА 5. Практическая реализация результатов исследований и их экономическая эффективность 93
5.1. Практическая реализация результатов исследований 93
5.2 Экономическая эффективность внедрения терморегулируемой смазочной системы 98
5.3. Выводы 108
Общие выводы 109
Список использованных источников
- Анализ влияния параметров смазочных систем на эксплуатационные показатели ДВС
- Математическая модель процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе ДВС
- Методика экспериментальных исследований по оценке влияния теплового режима смазочной системы на топливную экономичность дизеля Д-240
- Результаты экспериментальных исследований по оценке процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе дизеля Д-240
Введение к работе
Важнейшим направлением развития автотракторных двигателей внутреннего сгорания является улучшение их эксплуатационных показателей [5,6,35,53,74,88]. В соответствии с концепциями развития автомобильной промышленности и сельскохозяйственных тракторов и тракторного парка России на период до 2010 г. [60], наиболее приоритетными направлениями повышения эксплуатационных показателей двигателей являются улучшение топливной экономичности и экологичности, повьішеїше эксплуатационной надежности и снижение трудоемкости технического обслуживания и ремонта.
Двигатели являются энергетической основой функционирования транспортных средств. В современных ДВС около 12-13% химической энергии топлива расходуется на преодоление механических потерь [6,53,58,74,88]. В балансе МП доля сил трения достигает величины 66-74% в зависимости от типа и нагрузочно-скоростного режима работы двигателя [1,6,53,58,88]. Тепловой режим работы моторного масла, являющегося рабочим телом смазочных систем, оказывает значительное влияние на величину сил треиия и износ деталей в условиях эксплуатации [1,6,28,29,35,37,56,74,99]. Следовательно, снижение потерь трения оптимизацией теплового режима смазочных систем является перспективным направлением улучшения эксплуатационных показателей ДВС.
Диссертация выполнена в на кафедре «Автомобили и автомобильное хозяйство» ГОУВПО «Пензенский государственный университет архитектуры и строительства» в период 2002-2006 гг. Автор выражает благодарность д.т.н., профессору Санкт-Петербургского государственного аграрного университета Николаенко А.В. и сотрудникам ВНИИ НП: к.т.н. Резникову В.Д., к.т.н. Ме-щерину Е.М., к.т.н. Китанину А.В. за консультации и оказанную помощь при подготовке диссертации.
Цель исследования - улучшение эксплуатационных показателей автотракторных двигателей оптимизацией теплового режима смазочных систем. Объект исследования. Дизельный двигатель Д-240. На защиту выносятся:
математическая модель влияния теплового режима смазочной системы ДВС на удельный эффективный расход топлива;
математическая модель процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе ДВС;
оптимальные значения теплового режима смазочной системы для улучшения топливной экономичности ДВС;
терморегулируемая смазочная система (патент РФ №2269070), обеспечивающая улучшение показателей топливной экономичности ДВС.
Научная новизна работы:
математическая модель влияния теплового режима смазочной системы на удельный эффективный расход топлива;
математическая модель процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе ДВС;
количественные зависимости, описывающие процесс динамического температурного регулирования в смазочной системе ДВС;
терморегулируемая смазочная система (патент РФ №2269070), обеспечивающая улучшение показателей топливной экономичности ДВС.
Методы исследований и достоверность результатов. Теоретические исследования выполнены на основе теории рабочих процессов ДВС, теплообмена, положений термо- и гидродинамики. Выбор режимов экспериментальных исследований проводился по методикам на основе теории математического планирования эксперимента. Обработка результатов эксперимента осуществлялась методами математической статистики.
Достоверность результатов исследований подтверждается адекватностью результатов математического моделирования и натурного эксперимеи-
7 та, использованием высокоточных приборов и оборудования, актами внедрения.
Практическая значимость работы заключается в обосновании оптимальных тепловых режимов смазочных систем для улучшения показателей топливной экономичности ДВС и разработка принципиально новой конструкции масляных радиаторов.
Реализация результатов исследования. Результаты исследований и терморегулируемая смазочная система (патент РФ №2269070) внедрены в производственный процесс СПК "Гигант-1" Пензенской области.
Результаты исследований внедрены в учебный процесс кафедры "Автомобили и автомобильное хозяйство" ГОУВПО "Пензенского государственного университета архитектуры и строительства" при изучении дисциплин "Двигатели вігутреннего сгорания" и "Техническая эксплуатация автомоби-леи .
Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались на Научно-техническом семинаре стран СНГ "Улучшение эксплуатационных показателей двигателей, тракторов и автомобилей" (г. Санкт-Петербург, 2003-2004 гг.); 10-й Международной научно-технической конференции "Современные тенденции развития транспортного машиностроения" (г. Пенза, 2005 г).
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, общих выводов, библиографического списка и приложений. Работа изложена на 121 странице машинописного текста, включает 45 рисунков и 20 таблиц, список литературы содержит 128 наименований.
Анализ влияния параметров смазочных систем на эксплуатационные показатели ДВС
Как показывает анализ многочисленных источников [35,36,37,84,89,104,105,107], параметры конструкции смазочных систем, конструкция отдельных узлов и агрегатов оказывают значительное влияние на механические показатели двигателя.
Основными функциями смазочной системы являются [6,28,37,58,74]: 1) снижение мощности механических потерь на трение и уменьшение износа трущихся сопряжений; 2) отвод теплоты, выделяющейся при процессах трения и частично от сгорания топлива в цилиндрах; 3) защита смазываемых деталей от процессов коррозии; 4) обеспечение герметичности пар трения в деталях цилиндро поршневой группы, предотвращение проникновения газов в картер через поршневые компрессионные кольца; 5) удаление продуктов износа и частиц нагара из зон трения и осаждение их в масляном фильтре. По способу подачи моторного масла к парам трения смазочные системы подразделяются на следующие группы [84,104,107]:
1, Системы, которые обеспечивают подвод ко всем парам трения мотор ного масла под давлением, создаваемым масляным насосом. Из-за сложности конструкции данный тип не получил широкого распространения.
2. Системы, обеспечивающие смазывание пар трения методом разбрыз гивания моторного масла. При вращении коленчатого вала ММ вытекает из зазоров подшипников коленчатого вала и разбрызгивается на поверхность де талей цилиндро-поршневой группы. Наряду с таким достоинством, как про стота конструкции и отсутствие масляного насоса, подобным смазочным сис темам присуще ряд недостатков; - при высоких контактных давлениях между трущимися поверхностями моторное масло поступает к ним в недостаточном количестве; - на качество смазки оказывает влияние уровень ММ в картере, который зависит от расхода на угар, негерметичности соединений и ряда других факторов; - ухудшается очистка моторного масла, следствием этого является ускорение процессов физико-химического старения и увеличение износа пар трения.
3. Системы, обеспечивающие принудительную смазку под давлением таких пар трения, как подшипники коленчатого и распределительного вала, вала газотурбинного нагнетателя при наличии системы наддува, деталей газораспределительного механизма, зубчатых передач и ряда других узлов.
Существуют конструкции, в которых под давлением смазываются поршневые пальцы и направляющие толкателей клапанов. К другим парам трения моторное масло подается разбрызгиванием и самотеком. Смазочные системы данной конструкции называются комбинированными и применяются во всех современных ДВС.
К особенностям конструкции смазочной системы следует отнести особенности конструкции узлов, агрегатов, способов функционирования, например конструкция масляного картера, масляного насоса, способ подачи моторного масла к подшипникам коленчатого вала.
Тип масляного картера зависит от двух основных факторов: условий работы ДВС и номинальной частоты вращения коленчатого вала. Применяются следующие схемы масляных картеров: мокрый, полусухой и сухой. Наибольшее распространение получили схемы с масляным картером мокрого типа. Мокрый масляный картер также выполняет функцию охлаждения моторного масла [84,104,107].
Масляные насосы конструктивно подразделяются на одно- и двухсекционные, и по функциональному назначению - нагнетающие и откачивающие [84,104,107]. В двухсекционных применение дополнительной секции обусловлено необходимостью прокачки моторного масла через масляный радиатор и масляный фильтр центробежного типа, либо только для прокачки через MP.
В случае применения принудительного охлаждения поршней дополнительная секция предназначена для подачи под давлением моторного масла к форсункам охлаждения поршней [84,104,107].
В двигателях с сухим и полусухим типом масляного картера дополнительная секция масляного насоса предназначена для обеспечения работы нагнетающей секции насоса без попадания в него воздуха, что может наблюдаться при движении транспортного средства на дорогах со значительными продольными и поперечными углами наклонами.
Подвод моторного масла к подшипникам коленчатого вала осуществляется следующими способами: параллельным, последовательным или комбинированным [39,40,84], последний является наиболее распространенным.
При комбинированном способе подвод моторного масла к шатунным подшипникам осуществляется либо через кольцевую маслраспределительную канавку во вкладышах коренных подшипниках и канал с отверстием в коренной шейке KB, либо через канавку в верхнем вкладыше подшипника и сквозное отверстие в коренной шейке, соедииешгое с отверстием подвода моторного масла к шатунному подшипнику [40].
Поступление ММ к шатунным подшипникам осуществляется в настоящее время двумя способами: 1) через одно отверстие, расположенное в менее нагруженной зоне шатунной шейки; 2) через сквозное отверстие под углом 90-270 относительно верхней мертвой точки поршня в менее нагруженные участки шатунного подшипника [40].
Математическая модель процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе ДВС
Анализ влияния параметров смазочных систем на эксплуатационные показатели двигателей (раздел 1.2) показал, что в современных смазочных системах применяется статическое температурное регулирование на определенную температуру, определяемую конструкцией масляного радиатора смазочной системы, что является их основным недостатком.
Для динамического регулирования температуры моторного масла необходимо определить функциональную зависимость между топливно-экономическими показателями работы двигателя, температурой ММ и параметрами конструкции масляного радиатора.
Количество теплоты QM, ВТ, отводимое от моторного масла в масляном радиаторе, представим на основе теории теплообмена по формуле [6,17,74,82]: = C_L)-G-L A QM=CM{t GP {t 4 1 (Z20) где CM (tM) - изобарная массовая теплоемкость моторного масла, которую можно представить в виде функции температуры моторного масла в картере, Дж/(кг-С); Gp - массовая подача шестеренчатого масляного насоса, кг/с, находится по формуле [58,74]: Ъя-z-m2 -Ъ-кти -pM{tM) Gp = бо (Z21) где z — число зубьев шестерен масляного насоса; т - модуль зацепления зубьев шестерен МН; Ъ - длина зуба шестерни масляного насоса, мм; к- коэффициент, учитывающий подачу моторного масла в масляный радиатор, от общей производительности масляного насоса; пн - частота вращения вала масляного насоса, мин 1, находится по формуле: п =и-« , (2.22) где и - передаточное отношение привода масляпого насоса от коленчатого вала; Рм (Ім) - плотность ММ, которую можно представить в виде функции рабочей температуры моторного масла в картере двигателя, кг/м3; hih Ім2 - соответственно температура моторного масла на входе в масляный радиатор и выходе из него,С.
В формуле (2.20) с учетом зависимостей (2.21), (2.22) выделим величину В, являющейся постоянной масляного насоса: 2 7r-z-m -Ь-к-и в-—во— 2-23 Выражение (2.21) преобразуем через (2.22), (2.23) к виду: G = В-р Ц )-п . (2.24) р м м е
Выразим температуру моторного масла tM2 в выражении (2.20) через формулу (2.24): t -= , . (2.25) м2 лЛ cM{tMy-p tMy.B e Выразим количество теплоты QM, отводимое от моторного масла в масляном радиаторе, через зависимость: Q =F -к -At, (2.26) где FMp- площадь охлаждающей поверхности масляного радиатора, м2; км - коэффициент теплопередачи от моторногот масла к воздуху, Вт/(м2-С), находиться по формуле: а\ Хтеп а2 где а]- коэффициент теплоотдачи от моторного масла к стенкам трубок, Вт/(м2-С); 5 - толщина стенки трубки масляного радиатора, м; Хшп- коэффициент теплопроводности материала трубки масляного радиатора, Вт/(м2 С); 0 - коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к охлаждающей среде, Вт/(м2-С); /lt=15-20 - средний температурный напор в масляном радиаторе для дизельных двигателей [75], С.
Коэффициент теплопередачи км является функцией следующих параметров: скорости движения потока моторного масла в каналах масляного радиатора, что определяется коэффициентом а/, и интенсивности теплоотдачи от MP к охлаждающей среде, что определяется коэффициентом а2.
Известно [17,22,23,58], что величина коэффициента теплоотдачи ctj определяется скоростью потока масла. В современных двигателях, как установлено рядом исследований [35,37,39,106], величина скорости потока масла ограничена значением 2-3 м/с для сохранения ламинарного режима движения масла. Превышение данной скорости сопровождается установлением турбулентного режима движения масла, что сопровождается интенсивным вспениванием. Попадание воздуха в смазочную систему приводит прежде всего к кавитационным явлениям, что является недопустимым явлением.
Для ламинарного режима движения масла со скоростью потока 2-3 м/с величина коэффициента а.\ принимает значение 200-300 Вт/(м2-С) [17,58]для гладких трубок.
Величина коэффициента теплоотдачи от стенки трубки к охлаждающей среде а2 зависит от таких факторов, как: температура, теплоемкость и скорость движения охлаждающей среды, наличия загрязнений на охлаждающей поверхности масляного радиатора и ряда других факторов. Согласно опытным данным [17,22,23,58], величина а2 для воздушно-масляных радиаторов равна -J-, следовательно принимаем значения 100-150 Вт/(м2-С) [17,58].
Коэффициент теплопроводности материала трубки масляного радиатора ктеп равен 80-125 Вт/(м2,0С) [17,58] для латуни и алюминиевых сплавов и 10 20 Вт/(м2 С) для нержавеющей стали [17,58].
Из вышеизложенного следует вывод о незначительном изменении величины коэффициента теплопередачи от моторного масла к охлаждающей среде км при изменении значений а}, а2, Лтеп. Для практических целей принимается определенное значение данного коэффициента для принятых постоянных коэффициентов ее/, «2 - men-Площадь охлаждающей поверхности масляного радиатора определим по формуле:
Методика экспериментальных исследований по оценке влияния теплового режима смазочной системы на топливную экономичность дизеля Д-240
Для исследования влияния теплового режима СС на тошшвно-экономические показатели работы дизеля Д-240 проводились стендовые испытания в 2 этапа.
Этап 1. Оценка влияния теплового режима смазочной системы на часовой и удельный эффективный расход топлива. Для этого на режимах испытаний, указанных в табл.3.3, изменялась температура моторного масла на выходе из масляного радиатора перед подачей в главную масляную магистраль, в интервале от 50 до 100 С с интервалом в 10 С.
Этап 2. Получение математической зависимости для отыскания оптимальных параметров температурного регулирования в смазочной системе осуществлялось выполнением трехфакторного эксперимента [4,20,52,116],
В соответствии с теорией математического планирования эксперимента были выбраны факторы, которые отвечают следующим требованиям:
1) факторы должны быть совместимыми, их взаимное влияние друг на друга не вызывает нарушение условий проведенияэксперимента;
2) факторы должны быть управляемыми, что позволяет устанавливать требуемое значение фактора на заданном уровне и поддерживать его постоянным в течение опыта, либо изменять его по заданной программе; Методика стендовых испытаний по моделированию работы терморегулируемой смазочной системы включала в себя проведение следующих испытаний: 1) снятие скоростных характеристик дизеля Д-240 на режимах, указанных в табл.3.6; 2) снятие аналогичных скоростных характеристик дизеля Д-240 при мо-делироваїїии процесса динамического температурного регулирования в СС путем поддержания оптимальных температур ММ перед подачей в главную масляную магистраль; 3) замер расхода топлива при снятии скоростных характеристик на каждом этапе испытаний не менее 5-й замеров на каждом режиме.
3) факторы должны быть независимыми, что подразумевает возможность их установки и поддержания на заданном уровне независимо от уровней других факторов, отсутствие линейной корреляции между ними;
4) факторы должны оказывать непосредственное влияние на параметр оптимизации, которым является удельный эффективный расход топлива и не являются функцией других перемешгых.
Матрица планирования отвечает свойствам симметричности относительно центра эксперимента, нормировки и ортогональности, которые проверялись по методике, описанной в [4,20,116].
Результаты полного факторного эксперимента описываются уравнением регрессии, которое устанавливает корреляционную связь между частотой вращения коленчатого вала Пе, нагрузкой Рт, тепловым режимом работы смазочной системы tM и удельным эффективным расходом топлива ge в виде уравнения: у ь0+ьґхх+ьґх2+ьґх3+ьп.хґх2 + Ь13 Х] Х3 + Ь23 Х2 Х3 где ЬьЬъЬъЬъМьЬцгЬъъМъЬмМг-коэффициенты регрессии.
В уравнении (3.4) величина коэффициентов Ь ЪгМ соответствует степени влияния факторов на величину удельного эффективного расхода топлива при переходе фактора с нулевого уровня на нижний или верхний уровень, знак коэффициента указывает на увеличение или уменьшение исследуемого параметра. Коэффициенты регрессии Ъц , Ь22 Ь$З , Ь]2, Ъц , b23 дают количественное представление об эффекте взаимодействия факторов. Увеличение коэффициента свидетельствует об увеличении уровня зависимости эффекта одного из факторов от уровня, на котором находиться второй фактор.
Среднее значение величины параметра оптимизации (удельного эффективного расхода топлива) находилось по формуле [4,20,116]: Проверка статистической значимости коэффициентов регрессии уравнения математической модели выполняется из условия [4,20,116]: Abt (3.11) где ДА. - доверительный интервал определения коэффициентов.
При выполнении условия (3.11) гипотеза о статистической значимости коэффициента регрессии принимается. При невыполнении данного условия коэффициент bt принимается равным нулю, гипотеза о статистической значимости неверна.
Для достоверной оценки результатов эксперимента каждый этап стендовых испытаний (табл. 3.3) проводился в течение одного дня, поскольку изменение показателей окружающей среды (температура и влажность воздуха, атмосферное давление) и технического состояния дизеля Д-240 могли привести к искажению результатов эксперимента. Это позволяло поддерживать температуру и давление воздуха на впуске, давление отработавших газов на выпуске и температуру дизельного топлива постоянными величинами.
Температура охлаждающей жидкости на всех режимах стендовых испытаний поддерживалась постоянной в пределах 80±1С.
В ходе испытаний на каждом режиме определялся часовой расход топлива по 5 замеров. На каждом режиме испытаний (табл. 3.3) перед определением часового расхода топлива характеристики дизеля Д-240 стабилизировались в течение 15-20 мин по следующим параметрам: температура охлаждающей жидкости, температура моторного масла на входе в главную масляную магистраль и картере.
Результаты экспериментальных исследований по оценке процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе дизеля Д-240
Стендовые испытания по моделированию процесса динамического температурного регулироваїшя в СС дизеля Д-240 проводились с целью оценки эффективности улучшения эксплуатационных показателей дизеля Д-240.
Исследования проводились на режимах, указанных в табл. 3.6.
В ходе исследований измерялась температура моторного масла в картере дизеля Д-240, которая определяла выходную температуру.
При моделировании процесса динамического температурного регулирования в смазочной системе дизеля Д-240 при работе по регуляторной ветви ТНВД наибольшая топливная экономичность наблюдается при частоте вращения коленчатого вала, равной 1400 мин"1. Это объясняется тем, что на данном скоростном режиме температура моторное масло достигает 53-59 С для различных нагрузок. Оптимальная температура для данного скоростного режима составляет 90С.
По мере увеличения частоты вращения коленчатого вала и нагрузки на тормозном стенде рабочая температура моторного масла в картере дизеля Д-240 увеличивается (рис 4.8) и приближается к оптимальной, что влияет на изменение часового расхода топлива, вызывая его уменьшение (рис 4.10).
Проанализируем тепловой режим смазочной системы дизеля Д-240, используя данные о рабочих и рациональных температурах моторного масла на каждом нагрузочно-скоростном режиме экспериментальных исследований (табл. 4.4).
Анализ графика показывает, что правее точек пересечения кривых рабочих и оптимальных температур моторного масла находится область тепловых режимов СС дизеля Д-240, в которой необходимо охлаждать моторное масло до оптимальной температуры, тепловой процесс в смазочную систему становится экзотермическим, с выделением энергии в виде теплоты в окружающую среду.
Из рис. 4.11 следует, что при нагрузке гидротормоза 15,50,85% номинальной кривые рабочей температуры ММ находятся ниже линии оптимальной температуры моторного масла до пересечения графиков температур при достижении частоты вращения коленчатого вала, равной 2000, 2100 и 2150 мин"1 соответственно.
Следовательно, требуется дополнительный нагрев моторного масла до значения оптимальной температуры путем подвода энергии для каждого на-грузочно-скоростного режима работы дизеля Д-240.
Из этого следует вывод, что при данных условиях окружающей среды на данных режимах работы дизеля Д-240 терморегулируемая смазочная система должна работать по эндотермическому циклу с поглощением теплоты.
Анализ графика показывает, что правее точек пересечения кривых рабочих и оптимальных температур моторного масла находится область тепловых режимов смазочной системы дизеля Д-240, в которой необходимо охлаждать моторное масло до оптимальной температуры, тепловой процесс в смазочной системе становится экзотермическим, с вьщелеішем энергии в виде теплоты в окружающую среду.
Математически процесс динамического температурного регулирования в смазочной системе дизеля Д-240 можно представить в виде системы уравне нии.
Для нагрузки тормозного стенда, равной 15% номинальной, система уравнений выглядит следующим образом;
Решением данной системы уравнений является определенный скоростной режим работы дизеля Д-240, при которой значения рабочей и оптимальной температуры моторного масла равны. Графически это выражается точкой пересечения кривых температур (рис. 4.11).
Изменение условий окружающей среды, прежде всего температуры и влажности, влияет на тепловой режим смазочной системы. При повышении температуры окружающей среды происходит дополнительный нагрев моторного масла. Согласно исследованиям [80,81,82], повышение температуры воздуха на 1С приводит к нагреву моторного масла в картере в среднем на 0,33 С. Происходит повышение рабочей температуры моторного масла и смещение оптимальных температур в область более низких значений.
Если принять данные этих исследований, то при температуре воздуха окружающей среды 40С температура моторного масла повышается на 6-7 С по сравнению с условиями проведения эксперимента (глава 3).
Экзотермический процесс охлаждения моторного масла наблюдается при нагрузке 50% номинальной при частоте вращения коленчатого вала 1950 мин" и выше; при нагрузке 85% номинальной - при 1900 мин"1 и выше (рис. 4.12).
Практическое осуществление экзотермического процесса охлаждения моторного масла до значений оптимальных температур возможно различными способами, технически наиболее осуществимым из них является изменение площади охлаждающей поверхности масляного радиатора, происходящее по определенному закону.
