Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Состояние вопроса и постановка задачи 16
1.1. Разновидности приводов клапанов газораспределения ДВС 16
1.2. Перспективность применения гидравлического привода выпускных клапанов на малооборотных дизелях 29
1.3. Методы расчета гидравлических приводов клапанов газораспределения 32
1.4. Выводы по главе и постановка задачи 40
Глава 2. Методика гидродинамического расчета гидравли ческого привода выпускного клапана судового малооборот ного дизеля типа ДКИЇ производства ПО БМЗ 43
2.1. Расчетная схема, основные принятые допуще ния, уравнение движения масла в трубопроводе и расчет скорости движения масла 43
2.2. Уравнения и расчет процессов в насосе 52
2.3. Расчет процессов в гидроцилиндре 60
2.4. Особенности гидродинамического расчета гидравлического привода выпускного клапана без учета гидравлического сопротивления трубопровода 69
2.5. Сравнение результатов расчета с экспериментальными данными 74
2.6. Выводы по главе 81
Глава 3. Экспериментальное определение характеристик моторных масел и коэффициента расхода гидроаппарата дроссельного управления гидропривода выпускного клапана 83
3.1. Моторные масла, применяемые в системах смазывания судовых дизелей, и условия их эксплуатации в гидроприводе выпускных клапанов 83
3.2. Экспериментальная установка и измерительная аппаратура для определения характеристик масел 86
3.3. Плотность и вязкость масел 91
3.4. Скорость распространения волн давления и коэффициенты сжимаемости масел 101
3.5. Экспериментальная установка, измерительная аппаратура и методика определения коэффициента расхода гидроаппарата дроссельного управления гидропривода 108
3.6. Математическая обработка результатов эксперимента по определению коэффициента расхода 117
3.7. Выводы по главе 127
Глава 4. Исследование влияния различных факторов на ра боту гидравлического привода выпускного клапана дизеля ДКРН 80/160-4 133
4.1. Исследование целесообразности учета гидравлического сопротивления трубопровода и рекомендации по выбору исходных данных для расчетов гидропривода 133
4.2. Исследование влияния характеристик масел на показатели работы гидропривода выпускного клапана 139
4.3. Исследование влияния гидроаппарата дроссельного управления и его конструктивных размеров на параметры работы гидропривода 145
4.4. Исследование влияния конструктивных размеров гидросистемы на параметры ее работы 153
4.5. Выводы по главе 158
Основные выводы и результаты 162
Список литературы 165
Приложения 180
- Перспективность применения гидравлического привода выпускных клапанов на малооборотных дизелях
- Уравнения и расчет процессов в насосе
- Экспериментальная установка и измерительная аппаратура для определения характеристик масел
- Исследование влияния характеристик масел на показатели работы гидропривода выпускного клапана
Введение к работе
ХХУІ съезд КПСС /I/ поставил перед отечественным дизе-лестроением ряд задач по дальнейшему совершенствованию двигателей на период с 1981 по 1985 гг. и в качестве главной -задачу достижения технического уровня лучших отечественных и зарубежных образцов. В частности, в области повышения технического уровня серийной продукции на 11-ю пятилетку установлены конкретные задания /19/, выполнение которых должно обеспечить:
повышение ресурсов дизелей в среднем в 1,3 раза;
снижение трудоемкости технического обслуживания и ремонта на 10-15%;
повышение топливной экономичности на основных эксплуатационных режимах на 2-3%;
снижение удельной металлоемкости на 17,3%.
Применение гидравлического привода выпускного клапана на судовых малооборотных дизелях (МОД), выпускаемых Производственным объединением "Брянский машиностроительный завод им.В.И.Ленина" (ПО БМЗ) по лицензии фирмы "Бурмейстер и Вайн", является одним из многочисленных мероприятий, которые должны сделать выполнение поставленных заданий реальностью. Гидравлический привод по сравнению с механическим имеет ряд бесспорных преимуществ, и прежде всего, это: уменьшение износа деталей выпускного клапана, повышение периода между ревизиями.
В мировой практике мощные малооборотные дизели используются в основном в качестве главных энергетических установок на судах. В последнее время из-за повышения цен на топ-
даже, ливо оказывается целесообразным эксплуатировать судв^такие
как контейнеровозы, на пониженных скоростях /62/. Это означает, что двигатель такого судна работает большую часть времени на частичных режимах. В этих условиях возможность регулирования фаз газораспределения, которую дает гидравлический привод клапанов газораспределения, является очень важным фактором, позволяющим оптимизировать процессы выпуска и продувки на всех режимах работы дизеля, а следовательно, и снизить удельный расход топлива.
Основным изготовителем малооборотных дизелей в СССР является ГО БМЗ, причем дизели, выпускаемые объединением, снабжены гидравлическим приводом выпускного клапана. Современный зарубежный рынок малооборотных дизелей монополизирован двумя ведущими фирмами - "МАН - Бурмейстер и Вайн" и "Зульцер", по лицензиям которых в мире выпускается около 90 процентов МОД по мощности /74/. Ввиду того, что в январе 1982 года фирма "Зульцер" на новой серии супердлинноходных малооборотных дизелей RTA отказалась от своей традиционной, десятилетиями совершенствовавшейся, контурной продувки и перешла на прямоточно-клапанную схему с гидравлическим приводом выпускного клапана /90,126,127/, можно сказать, что в нашей стране и за рубежом основным типом судовых МОД стал малооборотный дизель с прямоточно-клапанной продувкой с гидравлическим приводом выпускного клапана. Такое положение будет сохраняться и в ближайшем будущем.
Освоение выпуска дизелей типа ДКРН четвертой и последующих модификаций на ПО БМЗ сделало актуальной задачу разработки методики, создания программы расчета на ЭЦВМ и всестороннего исследования гидравлического привода выпускного клапана, которое до сих пор проведено не было. Известно, что расчет-
ные исследования на ЭЦВМ в значительной мере сокращают объем экспериментальных работ, упрощают и главное удешевляют проведение исследовательских изысканий.
Вопросам математического моделирования гидропривода посвящены сравнительно немногочисленные исследования, содержание которых отражено в работах В.Н.Васильева, М.Г.Маханько, А.Г.Рыбальченко, Ю.Я.Фомина и др. /16,52,53,65,78,27,28,51, 84,95/. В основном эти методики разработаны применительно к гидравлическим приводам клапанов газораспределения высоко-оборотных и среднеоборотных дизелей, причем сами конструкции приводов не являются серийными и не нашли еще внедрения в дизелях.
Наиболее совершенные методики основаны на уравнениях, описывающих неустановившееся изотермическое движение одномерного потока жидкости в трубопроводе, которые сводятся к телеграфному уравнению. Решение телеграфного уравнения, как правило, принимается в виде затухающих волн, хотя решение его разностным методом более точно. При современном уровне развития вычислительной техники не следует отдавать предпочтение более простым методикам в ущерб точности расчета. С целью же упростить методику расчета необходимо провести исследование целесообразности учета гидравлического сопротивления трубопровода. Тогда в случаях, когда гидравлическим сопротивлением можно пренебречь, расчетная схема значительно упростится ввиду того, что телеграфное уравнение преобразуется в волновое, что сократит объем вычислений. Кроме того, в разработанных ранее методиках в граничных условиях не учитывается возможное нарушение сплошности потока в полостях насоса и гидроцилиндра вследствие интенсивных волновых процессов, происходящих в гидросистеме, а коэффициент расхода
через гидроаппарат дроссельного управления принят постоянным.
Существенным отличием гидропривода выпускного клапана мощных судовых дизелей, в том числе и дизелей ПО БМЗ, от предлагаемых к установке на высокооборотных и среднеоборотных дизелях является тип жидкости, используемой в приводе. Здесь применяется моторное масло, а не топливо. В отечественной и зарубежной литературе отсутствуют сведения о таких характеристиках масел, как скорость распространения волн давления и коэффициент сжимаемости, которые необходимы для проведения расчетов.
В свете вышеизложенного целью настоящей работы является:
разработка уточненной методики, алгоритма и программы гидродинамического расчета гидропривода выпускного клапана малооборотного дизеля с учетом нарушения сплошности потока в полостях насоса и гидроцилиндра, изменяющегося коэффициента расхода гидроаппарата дроссельного управления гидропривода и зависимости характеристик масла от его давления и температуры;
исследование объемного гидропривода выпускного клапана с дроссельным управлением, нашедшего широкое применение в судовых малооборотных дизелях.
Методы исследования
Исследование гидравлического привода выпускного клапана проведено с помощью метода математического моделирования на ЭЦВМ. Решение дифференциальных уравнений, описывающих движение жидкости в трубопроводе, а также граничные условия, производилось численным методом, а именно: методом конечных разностей. Причем решение телеграфного уравнения осуществлялось
методом характеристик, а решение волнового уравнения - в форме Даламбера.
Программа расчета гидропривода выпускного клапана реализована на алгоритмическом языке ФОРТРАН применительно к ЭЦВМ типа ЕС.
Определение характеристик моторных масел и коэффициента расхода аппарата дроссельного управления выполнено экспериментально на специально созданном стенде. Математическая обработка результатов экспериментов производилась с помощью метода наименьших квадратов. Оценка погрешностей определения экспериментальных величин была осуществлена с привлечением основных методов теории погрешностей.
При исследовании зависимости коэффициента расхода гидроаппарата дроссельного управления была использована теория размерностей ( 3t - теорема).
Научная новизна данной работы заключается в следующем.
Разработана уточненная методика гидродинамического расчета гидропривода выпускного клапана судового дизеля, учитывающая начальные и граничные условия, зависимость характеристик масла от давления и температуры, разрыв сплошности потока жидкости в полостях насоса и гидроцилиндра, а также функциональную связь коэффициента расхода гидроаппарата дроссельного управления с его изменяющимся проходным сечением.
Проведено экспериментальное исследование характеристик моторных масел. Получены эмпирические зависимости скорости распространения волн давления и коэффициента сжимаемости от температуры и давления масла.
Экспериментально получена зависимость коэффициента расхода аппарата дроссельного управления гидропривода выпускно-
го клапана дизелей производства ІЮ БМіі от проходного сечения окон во втулке насоса при различных положениях регулировочного винта.
Впервые с помощью математической модели исследован гидравлический привод выпускного клапана судового малооборотного дизеля. Выявлены конструктивные факторы, определяющие эксплуатационные параметры работы гидропривода. Раскрыты возможности увеличения диапазона регулирования продолжительностью фазы выпуска и снижения максимального давления масла в системе.
Практическая ценность
Проведенные на математической модели исследования гидропривода выпускного клапана судового малооборотного дизеля выявили влияние конструктивных факторов гидросистемы, аппарата ее управления и физических свойств рабочей жидкости на основные характеристики работы выпускного клапана и позволили дать практические рекомендации по улучшению работы привода в целом. Внедрение этих рекомендаций даст возможность повысить надежность гидропривода выпускного клапана.
Полученные зависимости характеристик товарного масла от температуры и давления могут быть использованы не только при расчетах гидропривода, но и для расчетов других узлов дизеля, связанных с маслом, например, для расчета гидравлического удара в системе охлаждения поршней /24/.
Методика и программа гидродинамического расчета на ЭЦВМ гидропривода выпускного клапана внедрены на ПО БМЗ и используются при доводочных испытаниях дизелей ДКРН четвертой и последующих модификаций. Экономический эффект от внедрения составляет 33 тыс.руб. Кроме того, они внедрены в учебный
процесс Одесского института инженеров морского флота и используются в дипломном проектировании по специальности 0524 "Судовые машины и механизмы".
На защиту выносятся следующие результаты работы :
уточненная методика и алгоритм гидродинамического расчета гидропривода выпускного клапана судового малооборотного дизеля, учитывающие начальные и граничные условия, изменяющиеся характеристики масла, разрыв сплошности потока жидкости в полостях насоса и гидроцилиндра и изменение коэффициента расхода гидроаппарата дроссельного управления в зависимости от проходного сечения окон во втулке насоса при различных положениях регулировочного винта;
результаты исследования характеристик товарных моторных масел;
результаты исследования коэффициента расхода гидроаппарата дроссельного управления гидропривода;
результаты исследования гидропривода выпускного клапана судового малооборотного дизеля.
Перспективность применения гидравлического привода выпускных клапанов на малооборотных дизелях
Замена традиционного механического привода выпускного клапана на гидравлический объемного типа с дроссельным управлением на малооборотных дизелях фирмы "Бурмейстер и Вайн" позволило фирме значительно улучшить конструкцию своих двигателей. По данным фирмы /91/, исключение боковых усилий на шток выпускного клапана значительно уменьшило степень износа направляющих втулок и штока клапана, а поэтому уменьшило эксплуатационные расходы и увеличило межремонтные периоды. На дизелях типа 1-GF межревизионные периоды могут достигнуть 5000 ч /89/. Применение гидравлической системы сделало невозможным прорыв газов по штоку клапана, что повысило чистоту воздуха в машинном отделении и следовательно, несколько повысило к.п.д. турбонагнетателей /88/. Ощутимо сократился вес поступательно движущихся частей привода /87,93/, уменьшились габариты двигателя /125,128/, снизился шум от работы дизеля, упростилось обслуживание /93/.
Увеличение цилиндровой мощности дизеля вызывает необходимость увеличить размеры выпускного клапана и поэтому нагрузка на привод такого клапана возрастает. Гидропривод выпускного клапана может воспринимать практически любые нагрузки при этом металлоемкость его не увеличивается /93/. Применение гидропривода позволило оптимизировать регулирование процессов, происходящих в цилиндрах /60/. При оптимальном регулировании периода открытия выпускного клапана на дизеле ПО БМЗ 9ДКРН 80/160-4 на номинальном режиме разброс значений давления конца сжатия по цилиндрам уменьшен с 0,6 до 0,2 МПа, при этом снизились средняя температура выпускных газов после цилиндров и удельный расход топлива /50/. Равномерное концентричное распределение контактного усилия удара при посадке клапана способствует повышению надежности работы клапанного механизма /44/.
К недостаткам гидравлического привода клапанов газораспределения следует отнести некоторое усложнение конструкции, более низкий к.п.д., чем у механического привода, нестабильность фаз газораспределения, вызванную волновыми процессами в гидросистеме, сжимаемостью рабочей жидкости и неидентичностью гидравлических сопротивлений в трубопроводах. Но эти недостатки практически не сказываются на работе гидропривода клапанов малооборотных дизелей большой мощности /44/, да и для дизелей повышенной оборотности не является серьезным препятствием, о чем свидетельствует применение гидропривода на дизелях Д2ІА /10/ и 44 8,5/11 /45,66/. Кроме того, все эти недостатки перекрываются возможностью легкого регулирования фаз газораспределения на работающем двигателе, а значит возможностью их оптимизации на любом режиме и снижением расхода топлива.
Бесспорным преимуществом среди гидравлических приводов клапанов газораспределения обладает аккумуляторный тип гидропривода с электромагнитным управлением.На двигателях с таким приводом клапанов и электромагнитными форсунками распределительный вал становится ненужным, кроме того, появляется возможность программного задания закона движения клапана в зависимости от режима эксплуатации дизеля, повышается степень автоматизации силовой установки. Тем не менее на малооборот ных дизелях применение этого типа гидропривода затруднено, что объясняется необходимостью поддерживать относительно большое давление в аккумуляторе рабочей жидкости при больших ее расходах на перемещение клапана. Другими словами, необходим насос большой производительности и высокого давления, привод которого будет потреблять значительную мощность двигателя. Гидроприводы аккумуляторного типа наиболее эффективно можно использовать на двигателях повышенной и высокой оборотности. Для малооборотных дизелей более подходящим является насосный тип гидравлического привода. Причем, из двух способов управления: объемного и дроссельного предпочтение следует отдать второму, как наиболее простому по конструктивному решению. А в совокупности с использованием электромагнитного гидроаппарата дроссельного управления достоинства насосного привода будут приближены к достоинствам аккумуляторного.
Применение электромагнитного и пневмопривода на дизелях большой мощности невозможно, так как связано с трудностями проектирования и компоновки электромагнитов, большой сжимаемостью воздуха, сложностью обеспечения необходимого хода диафрагмы пневмопривода, а также необходимостью установки дополнительных агрегатов (компрессоров) и большими затратами энергии.
Таким образом, проведенный обзор и анализ конструкций приводов клапанов газораспределения дизелей показал, что для выпускного клапана судовых малооборотных дизелей с прямоточ-но-клапанной продувкой наиболее рациональным является гидравлический привод ооъемного типа с дроссельным управлением. Разработка различных конструкций гидравлического привода клапанов газораспределения вызвала необходимость создания его математической модели с целью аналитического исследования процессов, происходящих в гидроприводе. Известно, что исследования, проведенные на математической модели, обходятся дешевле и значительно сокращают объем экспериментальных работ. Развитие электронно-вычислительной техники позволяет с большой степенью точности решать подобные задачи с привлечением сложного математического аппарата.
Начиная с 1970 года разработке методики расчета гидравлического привода посвящен целый ряд работ Б.Я.Максимчука, Н.Д.Гриценко, М.Г.Маханько, В.Н.Васильева, Ю.Я.Фомина, А.Г. Рыбальченко и др. /51,27,28,53,16,52,78,65,84,95/. В связи с тем, что процессы, происходящие в гидроприводе клапанов газораспределения, во многом похожи на процессы в системе топ-ливоподачи дизелей, в расчетах используются те же приемы,что и при расчетах процессов топливоподачи в дизелях. Как правило, предлагаемые схемы .расчета привязываются к конкретным конструкциям гидропривода, которые в свою очередь нередко значительно отличаются друг от друга. Это различие приводит к необходимости учитывать в граничных условиях дополнительные конструктивные особенности.
Все существующие методы расчета гидравлического привода клапанов газораспределения могут быть разделены на две группы: статические и гидродинамические. К первой группе методов относится упрощенная методика расчета, предложенная Ю.Я.Фоминым /78/. Она разработана применительно к насосному гидроприводу выпускных клапанов с дроссельным управлением. Секундный объем, описываемый поршнем гидроцилиндра, с учетом сжимаемости масла в гидросистеме и учетом протечек масла через гидроаппарат дроссельного управления приравнивается к секундной объемной подаче насоса, т.е. не учитывается волновой характер движения жидкости в трубопроводе, а также его гидравлическое сопротивление. На основании предположения об установившемся движении масла принимается, что в данный момент времени давление масла одинаково во всех точках системы. Основными уравнениями этого метода являются уравнение сплошности потока масла и уравнение движения клапана газораспределения.
К статической группе методов относится и методика расчета гидропривода с аккумуляторной емкостью, разработанная Н.Д.Гриценко и В.М.Никитиным /28/. Строго говоря, ее нельзя в полной мере считать методикой расчета всего гидропривода в целом, так как управляющее давление задается в виде функции времени. Таким образом расчет проводится только для исполнительной части механизма гидропривода. Волновой характер движения жидкости в трубопроводах не учитывается. Кроме того, не учитывается давление на клапан газов со стороны дизеля, что в случае гидропривода выпускного клапана приведет к значительной погрешности расчета. К положительным моментам данной методики следует отнести то, что авторы учитывают вероятный разрыв сплошности столба жидкости в случае отсоединения надплунжерного пространства от всех магистралей и зависимость коэффициента расхода каналов {UL от числа Рейнольд-са Re . При этом зависимость коэффициента /и определена по формуле А.Д.Альтшуля /6/. Однако следует заметить, что
Уравнения и расчет процессов в насосе
Процессы в насосе описываются уравнением сплошности потока масла для полости нагнетания При расчете движения масла в трубопроводе с учетом гидравлического сопротивления, т.е. по телеграфному уравнению, скорость &ое 1 в0 входном сечении трубопровода (сечение 0-0 см.рис.2.1) в конце расчетного интервала времени Дт((С = = в+1) определяем уравнением связи где Ы/е+/ - скорость потока в первом расчетном сечении трубопровода при t + i , м/с; Рт и Рн Давление масла в начале и конце интервала Д? , Па. После интегрирования уравнения (2.4) разностным методом, учета уравнения (2.5) и преобразований, получаем oCH - средний коэффициент сжимаемости масла, Па" ; dk - диаметр регулировочного канала, м; а - скорость потока во входном сечении трубопровода О, к в начале расчетного участка Дт (т-6) , м/с; V - средний объем полости нагнетания, м3; Унтах - максимальный объем полости нагнетания, м3; dK& - эквивалентный диаметр неперекрытого проходного сечения окон втулки насоса, м; cL a - эквивалентный диаметр проходного сечения регулиро-вочного канала под регулировочным винтом, м. Индекс "I" при рн , /г , (Up относится к их значениям в начале расчетного интервала Лт . Формулы для определения и со и Iй-Р получены экспериментально (см.главу 3).
Наличие предохранительного клапана при расчете учитывается ограничением давления в насосе, которое должно быть равно давлению срабатывания предохранительного клапана. Предохранительный клапан гидропривода выпускного клапана дизеля ДКРН 80/160-4 отрегулирован на давление 29,4 10 Па. Поэтому, если рн больше 29,4 10 Па, то в расчете принимаем рн = = 29,4 10 Па, так как "избыток" масла вытекает через предохранительный клапан. После закрытия окон втулки насоса поршнем (Up = 0, а поэтому из формулы (2.6) получим Для удобства программирования вводим функцию
При ходе поршня насоса вниз и при колебаниях масла в трубопроводе возможен разрыв сплошности потока. В этом случае рн-рп І где рп - давление насыщенных паров, а объем вакуумной каверны определяем по формуле где V и . , - объем вакуумной каверны в начале интервала Лт , м3. Решение системы уравнений, описывающих процессы в насосе, можно проверить по уравнению сплошности потока, т.е. по уравнению (2.4). Тогда невязка баланса равна а погрешность расчета составит Блок-схема расчета на ЭЦШ процесса в насосе показана на рис.2.3, вычисления ведутся в следующей последовательности.Определение перемещения /і поршня насоса по табличным данным с помощью подпрограммы линейной интерполяции INTER » аналогичной подпрограмме X0DT /80/. Этаже подпрограмма используется при выборе значений давления газов в цилиндре дизеля р и давления газов в выпускном канале ц гидро р при решении уравнений, описывающих процессы в щилиндре гидропривода. 2.2.2. Определение коэффициента расхода (Ц аппарата дроссельного управления гидропривода, среднего коэффициен та сжимаемости оСнс , среднего объема Ун полости на гнетания насоса, коэффициентов с8 , б и Е ,
Если регулировочный канал полностью перекрыт регулировочным винтом ( kp = о, где kp - высота открытия регулировочного канала, м; см. рис.2.4), то (Up = 0. В противном случае при постоянном положении регулировочного винта коэффициент расхода /ир будет зависеть от степени перекрытия окна втулки насоса кромкой I поршня (рис.2.4) и будет равен где (Up masc - максимальный коэффициент расхода системы при данной высоте kp ; k0 - ход поршня насоса до начала закрытия окон,м; dQ - диаметр окон втулки насоса, м. Эквивалентный диаметр проходного сечения по определению /69/ равен где І - площадь живого сечения, м ; $ - смоченный периметр, м. Заменив в этой формуле / и S их выражениями и выполнив преобразования, получимдля окна втулки насоса; p - для регулировочного канала.
Выражение (2.II) несколько громоздкое, поэтому целесообразнее вычислять с/ Л по эмпирической формуле которая получена в результате математической обработки, причем максимальная погрешность вычисления по этой формуле не превышает 2.
Экспериментальная установка и измерительная аппаратура для определения характеристик масел
Для определения скорости распространения волн давления в масле, истинного ос и среднего с Ср коэффициентов сжимаемости была использована экспериментальная установка единичной подачи, которая применялась многими исследователями /9,32, 76 и др./ для подобных и других целей. Отличительной особенностью установок этого типа является их высокая надежность, простота в обращении при достаточной степени точности получаемых результатов. Такие установки хорошо зарекомендовали себя при определении характеристик топлив на основе нефтепродуктов.
Основным принципом действия установки единичной подачи, независимо от ее конструктивных особенностей, является единичная подача исследуемой жидкости плунжерным насосом высокого давления в закрытый трубопровод, т.е. создание импульса давления в трубопроводе. Установка позволяет легко учитывать влияние упругости стенок трубопровода на скорость распространения волн давления и коэффициент сжимаемости.
На рис.3.I приведена принципиальная схема экспериментальной установки. Нагнетательный трубопровод I (выполнен из тру , ., 15п х 4п Г0СТ 9567 75 ) помещен в бак 4, заполненный во-бы В35 ГОСТ 8733-74 дой. Вода нагревается кипятильниками 13, равномерное прогревание бака обеспечивается перемешиванием с помощью электромешалки 2. Циркуляционный насос 10 прокачивает испытуемое масло по системе, что способствует более быстрому и качественному прогреву установки до необходимой температуры. Вся установка имеет термоизоляционное покрытие, что обеспечивает высокую стабильность температуры масла во время опытов. Температура воды контролируется по всей высоте в центре и на периферии бака наборами из трех ртутных термометров 3 с ножками разной длины, а температура масла в установке - термопарами б и ртутным термометром в расширительном бачке II.
Подача масла в трубопровод для создания в нем давления, при котором выполняется опыт, производится насосом 10 при закрытом клапане 12. Начальное давление масла в опыте контролируется манометром 14. единичная подача, необходимая для получения импульса в трубопроводе, производится насосом 9 с помощью падающего груза 7. При падении груза происходит включение осциллографа посредством замыкания контактов 8 цепи дистанци онного управления. Тензометрические датчики 5 фиксируют моменты прохождения импульсов давления.
Для контроля температур использовались ртутные термометры П4І 160 66, П4І 160 163, П4І 160 253 ГОСТ 2823-73, допускаемая погрешность которых составляет +1С /25/, и хромель-копелевые малоинерционные термопары, работающие в комплекте с электронным потенциометром ЭПП-09 с записью на ленточную диаграмму Л-09.963.95. Основная погрешность показаний потенциометра составляет +0,5% области измерений прибора, т.е. +0,5С. Термометры и термопары перед опытами были подвергнуты проверке, разность в их показаниях не превышала 1С.
Начальное давление масла в опытах регистрировалось манометром типа МТИ с верхним пределом измерений избыточного дав-ления, равным 400 кгс/см (39,2 МПа); класс точности прибора -0,6. Допускаемая основная погрешность манометра составила +2,4 кгс/см2 (0,235 МПа). Длина нагнетательного трубопровода экспериментальной установки между тензометрическими датчиками замерялась рулеткой РЗ-Ю ГОСТ 7502-69 второго класса точности, допустимое отклонение длины которой согласно ГОСТу равно +1,0 мм.
В датчиках давления были применены тензорезисторы ПКБ-30-200 одной партии. При осциллографировании использовались следующие приборы: - усилитель 8АНЧ-7М; - осциллограф Н 102 с вибраторами М0В2-ІУ; - отметчик времени П-І04. Отметчик времени на выходе давал частоту 1000 Гц с погрешностью +1%. Плотность масел определялась по ГОСТ 3900-47 с помощью ареометров типа АНТ I ГОСТ 1286-76 с пределами измерения 830/890 и 890/950 кг/м3, цена деления которых и допускаемая погрешность показаний равнялась 0,5 кг/м3. Ареометры этого типа выпускаются со встроенными термометрами со шкалой от -20С до +45С и ценой деления 1С. Кинематическая вязкость масел определялась по ГОСТ 6258-52 с помощью вискозиметра ВУ-2М ГОСТ 1532-54 в условных градусах, которые переводились в сСт с помощью переводной таб-лицы /58/, а затем пересчитывались в м /с. Исследования проводились в следующем порядке. После определения вязкости и плотности масло заливалось в экспериментальную установку единичной подачи. Во время заполнения системы клапан 12 (см.рис.3Л) открыт и масло из расширительного бачка II насосом 10 закачивается в нагнетательный трубопровод I. Так как расширительный бачок не был герметично закрыт, свободный воздух удалялся из системы и в масле оставался только постоянно растворенный в нем воздух. Перед заполнением установки маслом новой марки нагнетательный трубопровод, насосы и расширительный бачок тщательно очищались, замывались и осушались. Запись осциллограмм осуществлялась спустя 10-15 мин после выравнивания всех измеряемых температур. При закрытом клапане 12 насосом 10 в системе устанавливалось заданное начальное давление масла. Падая, груз 7 включал осциллограф, при этом на пленку записывались импульсы давления, регистрируемые датчиками 5, и кривая колебания электронного отметчика времени. Следующий опыт проводился после прокачки масла в системе и проверки температуры масла. Для каждого сорта масла при одинаковых температуре и давлении проводилось три опыта. По окончании экспериментов вновь проверялись вязкость и плотность масла. Для повышения точности определения времени прохождения волны давления между датчиками было сделано следующее: а) усилитель 8АНЧ-7М работал на первом диапазоне усиле ния, что обеспечило резкое отклонение кривой давления при про хождении импульса давления; б) тензорезисторы, вибраторы осциллографа, каналы усили теля были подобраны таким образом, чтобы характеристика запаз дывания регистрации импульсов была одинакова у обоих каналов измерения. При этом можно считать, что погрешность записи ос циллограммы равна нулю, так как нас интересуют не абсолютные, а относительные величины; в) запись осциллограмм выполнялась на негативной кино пленке шириной 35 мм. Скорость движения кинопленки при записи составляла I м/с. После проявления пленок осциллограммы уве личивались, в результате чего расстояние между соседними пика ми кривой отметчика времени было равно 5 мм. Пример осцилло граммы приведен на рис.3.2.
Исследование влияния характеристик масел на показатели работы гидропривода выпускного клапана
Основными характеристиками масла, которые задаются в исходных данных для расчета гидропривода, являются плотность и вязкость. Кроме того, важно знать влияние на работу выпускного клапана таких факторов, как температура масла и давление подкачки.
Плотность моторных масел при 20С, которые используются или могут быть использованы в системе гидропривода клапанов газораспределения судовых дизелей, находится в пределах 890-920 кг/м3. Изменение плотности в этих пределах не влияет на расчетную величину продолжительности открытия выпускного клапана, но оказывает некоторое воздействие на максимальное давление масла в системе гидропривода. На рис.4.2 показано изменение максимального давления масла в насосе рн.таос и гидроцилиндре Рк.тах. в зависимости от плотности масла при 20С pzo . Сплошной линией нанесены кривые, полученные при полностью закрытом регулировочном канале, пунктирной - при полностью открытом. Как видно из рисунка, максимальное давление масла в гидроприводе меняется незначительно, причем при закрытом регулировочном ка 141 нале с ростом р от 890 до 920 кг/м3 оно увеличивается на 2,0%, а при открытом - уменьшается на 1,4%. Учитывая то, что гидропривод выпускного клапана в реальных условиях экс плуатации может работать с разной степенью открытия регули ровочного канала, а также малую степень изменения р„-тах и р в зависимости от плотности масла, можно сделать вывод, что плотность масла не оказывает существенного влияния на работу гидропривода. Для проверки влияния кинематической вязкости были проведены расчеты при условии использования масел M-IOBg ( \ t = = 6,942-КГ5 м2/с при Z = 46С) и МС-20п ( % =19,17 КГ5 м/с при t - 4бС). Расчеты, выполненные по методике на базе телеграфного уравнения, показали, что изменение вязкости масла в указанных пределах практически не влияет на параметры работы выпускного клапана. Давление в системе и подъем клапана не изменились, а продолжительность открытия выпускного клапана при работе на масле МС-20п и при полностью закрытом регулировочном канале увеличилась всего на 1,2%.
Средняя температура масла в системе гидропривода, при которой ведется расчет, сказывается на многих характеристиках масла и в первую очередь на вязкости, скорости распространения волн давления, коэффициенте сжимаемости и плотности. Так при изменении температуры от 30 до 70С при давлении 6,0 МПа для масла M-IOB2 кинематическая вязкость уменьшается на 84%, скорость распространения волн давления - на 5,5%, плотность - на 3,0%, а средний коэффициент сжимаемости увеличивается на 17,7%. Выше было установлено, что изменение только плотности или вязкости масла не оказывает воздействия на расчет гидропривода выпускного клапана, но изменение всей совокупности характеристик масла должно повлиять на результаты расчета. Для проверки этого предположения были выполнены расчеты, результаты которых представлены на рис.4.3, где Ац / - продолжительность открытия выпускного клапана при высоте открытия регулировочного канала hp = 0 см; /\if - то же, но при hp =0,5 см.
Рост температуры масла приводит к уменьшению продолжительности открытия клапана, причем при полностью открытом регулировочном канале это уменьшение максимально. Одновременно изменяется и давление масла в системе. При hp = 0 давление масла уменьшается, а при hP = 0,5 см (канал полностью открыт) - увеличивается с возрастанием температуры. Объясняется это в основном увеличением коэффициента сжимаемости масла, а также особенностями профиля кулачной шайбы. Так как уменьшение давления масла в системе благоприятно сказывается на работе и надежности всего механизма газораспределения дизеля, то на основании расчетов можно рекомендовать при закрытом регулировочном канале поддерживать температуру масла в пределах 50-70С, а при открытом - 35-50С.
Давление рв подкачки масла в малой степени влияет на характеристики работы гидропривода (рис.4.4). При увеличении рд от 0,2 до 1,0 МПа максимальное давление масла в гидросистеме колеблется в пределах 19,7-20,6 МПа (в зависимости от степени открытия регулировочного канала), а продолжительность открытия выпускного клапана увеличивается на 2 градуса поворота коленчатого вала. Из рис.4.4 следует, что при рв = = 0,6 МПа кривые максимального давления масла рн_та7: в насосе при открытом и закрытом регулировочном канале пересекаются. Значит, независимо от положения регулировочного винта, максимальное давление масла в насосе, а следовательно, и во всей системе гидропривода будет постоянным. С целью снижения контактных напряжений в паре ролик толкателя - кулачная шайба при полностью открытом регулировочном канале давление рв нужно повышать. Однако при этом необходимо учитывать некоторое увеличение продолжительности открытия выпускного клапа-на Л 4 z и увеличение энергозатрат на привод масляного насоса системы смазывания распределительного вала и питания гидропривода выпускного клапана. При увеличении рв до 0,8 МПа (против 0,3 МПа, рекомендованных заводом-изготовителем) при tip - 0,5 см максимальная сила давления ролика толкателя на кулачную шайбу уменьшится на 6000 Н, а продолжительность открытия выпускного клапана увеличится на 2 градуса поворота коленчатого вала.
Основным преимуществом гидравлического привода выпускного клапана перед механическим является возможность управления продолжительностью открытия клапана и простота выполнения этой операции, которая осуществляется с помощью аппарата дроссельного управления. Поэтому исследование влияния гидроаппарата дроссельного управления и его конструктивных размеров на параметры работы гидропривода очень важно для выявления особенностей управления выпускным клапаном дизеля.
На рис.4.5 показаны зависимости максимального давления масла в насосе рн.тах и гидроцилиндре рк.„ах , продолжительности открытия выпускного клапана Ay? , изменения начала подъема выпускного клапана АЦ Н и изменения угла посадки клапана Д( рк от положения регулировочного винта.Увеличение высоты открытия регулировочного канала
