Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса. цели и задачи исследования 7
1.1 Определение нагруженности МГР на основе математического моделирования 7
1.2 Влияние износа деталей МГР на его работоспособность и показатели ДВС 14
1.3 Методы расчёта изнашивания сопряжений клапанного механизма 22
1.4 Основные цели и задачи исследования 33
2. Определение нагруженности механизма газораспределения на основе совместного исследования динамики мгр и рабочих процессов ДВС 34
2.1 Постановка задачи 34
2.2 Моделирование динамики клапанного механизма при учёте влияния на неё силы от давления газов 35
2.3 Результаты расчета 45
2.4 Выводы 52
3. Повышение долговечности пары кулачок-толкатель механизма газораспределения 53
3.1 Расчёт трибологических характеристик пары трения кулачок-толкатель с учётом изнашивания профиля кулачка 53
3.1.1 Методика расчёта 53
3.1.2 Структура и алгоритм программного комплекса 64
3.2 Примеры расчетов и результаты , 69
3.2.1 Расчет изнашивания впускного кулачка ВАЗ 69
3.2.2 Расчет изнашивания выпускного кулачка ВАЗ
с учетом действия силы от давления газов 90
3.3 Выявление возможностей улучшения трибологических характеристик сопряжения путём профилирования кулачка 93
3.4 Результаты и выводы 95
4. Экспериментальное исследование МГР 96
4.1 Задачи и методика и проведения эксперимента Л 96
4.2 Описание экспериментальной установки 99
4.3 Измерение линейного износа профиля кулачка 103
4.4 Сопоставление результатов расчета с экспериментальными данными. Оценка воспроизводимости и адекватности эксперимента 105
4.5 Результаты и выводы 109
Основные результаты и выводы
Список использованной литературы
- Определение нагруженности МГР на основе математического моделирования
- Методы расчёта изнашивания сопряжений клапанного механизма
- Моделирование динамики клапанного механизма при учёте влияния на неё силы от давления газов
- Расчёт трибологических характеристик пары трения кулачок-толкатель с учётом изнашивания профиля кулачка
Введение к работе
Высокие темпы развития современной промышленности и технологий позволяет расширить пределы форсирования ДВС. В настоящее время данное направление совершенствования двигателестроения является наиболее перспективным среди отечественных и зарубежных производителей. Однако форсирование ДВС приводит к росту нагрузок на основные детали и сопряжения двигателя, в частности, на сопряжение кулачок-толкатель клапанного механизма газораспределения (МГР). Изнашивание рабочей поверхности кулачка вызывает ухудшение динамики механизма, искажение фаз газораспределения, и, как следствие, возникновение разрывов в кинематической цепи, а также ухудшение протекания процессов газообмена. Это в свою очередь приводит к потере мощности двигателя, повышению расхода топлива и содержания вредных компонентов в выхлопных газах. Так, согласно статистическим данным, около 44% двигателей КАМАЗ, поступающих в ремонт, имеют сниженные технико-экономические показатели вследствие повреждений МГР. При этом средняя величина максимального износа кулачков превышает 1 мм.
Трение и изнашивание сопряжения кулачок-толкатель являются сложными и малоизученными процессами. Наряду со свойствами материалов и технологичностью изготовления деталей, они в значительной степени определяются нагруженностью механизма и гидродинамическими условиями смазки сопряжения. В связи с тем, что работа двигателей внутреннего сгорания сопряжена с неустановившимися режимами скоростей и нагрузок, значительными перепадами температур и различными условиями смазки, проблема создания методов расчёта износа и долговечности МГР с учётом
5 основных факторов, оказывающих влияние на процесс изнашивания, является актуальной задачей.
В большинстве работ по данной тематике предлагаются различные методы для расчёта процесса изнашивания профиля кулачка. Но среди них сложно выделить способы расчёта, учитывающие все факторы, оказывающие существенное влияние на процесс изнашивания. Причём все эти методы не дают возможности рассчитать изнашивание с заданным по времени шагом, что, по крайней мере, является неудобным для использования.
В связи с изложенным, настоящая работа посвящена исследованию и нагруженности и изнашивания МГР, а также разработке методов их расчёта. Важным аспектом при определении нагруженности МГР является вопрос учёта влияния силы от давления газов на нагруженность привода клапана. В связи с этим предлагается метод уточненного определения динамической нагруженности МГР с учетом действия силы от давления газов на тарелку выпускного клапана на основе совместного расчета динамики МГР и рабочих процессов в цилиндре ДВС и сопряжённых с ним объёмах. На основе более точного определения сил, действующих в клапанном приводе, предлагается метод расчета трибологических характеристик кулачковой пары в условиях нарастающего износа профиля кулачка с учётом изменения свойств материала и конфигурации профиля кулачка по мере изнашивания. Он позволяет исследовать процесс изнашивания сопряжения кулачок-толкатель для различных схем привода клапана автомобильных и тракторных двигателей в процессе эксплуатации на различных режимах работы, а также выявить предельные нормы износа кулачка, ограничивающие работоспособность МГР. Данные положения составляют научную новизну работы.
Практическая ценность диссертационного исследования состоит в
реализации разработанных методов расчёта в виде алгоритма и
автоматизированного комплекса компьютерных программ,
позволяющего оценивать нагруженность МГР, рассчитывать его
изнашивание (с учётом или без учёта влияния силы от давления газов на движение выпускного клапана), а также выбирать параметры и характеристики МГР, обеспечивающие повышение его долговечности.
Для подтверждения выводов, сделанных на основе математического моделирования, разработана и создана специальная установка для экспериментального исследования МГР, результаты которого подтвердили расчётные данные.
Диссертационная работа выполнена при финансовой поддержке гранта Т02 - 06.7 - 2703 Министерства образования РФ.
Определение нагруженности МГР на основе математического моделирования
Механизм газораспределения (МГР) является одним из наиболее нагруженных узлов двигателя внутреннего сгорания (ДВС). Наличие цепи деформируемых звеньев, расположенных между кулачком и клапаном, а также переменный характер их нагружения способствуют возникновению в механизме колебательных процессов. В связи с этим реальное движение клапана и деталей его привода может существенно отличаться от задаваемого кулачком. Определение действительных законов движения деталей и усилий, действующих в МГР, составляет задачу его динамического исследования. Неудовлетворительные динамические качества привода проявляются в виде повышенных нагрузок, разрывов кинематической цепи, неуправляемого движения клапана и сильных ударов при восстановлении контактов, что приводит к ненадёжной работе системы.
Экспериментальное исследование динамики клапанного привода предполагает, как правило, измерение действующих сил, фиксацию разрывов в звеньях кинематической цепи, определение законов перемещения, скорости и ускорения клапана, параметров его посадки и отскока [45, 66]. Эти показатели служат критериями оценки динамических качеств механизма. На основе их анализа оценивается влияние на динамику тех или иных конструктивных или эксплуатационных факторов.
Однако такой путь является весьма трудоёмким и дорогостоящим. Поэтому в настоящее время значительное внимание уделяется расчётным методам исследования динамики на основе математического моделирования [34, 51, 59, 84]. В этом случае экспериментальные исследования проводятся в значительно меньшем объёме с целью калибровки математических моделей и проверки предлагаемых конструкторских решений. Математическое моде лирование динамики позволяет легко оценить влияние на динамику различных конструктивных и эксплуатационных факторов, снизить трудоёмкость и повысить качество работ по проектированию и доводке клапанного механизма.
В математической модели динамики МГР должны быть отражены такие его существенные особенности, как наличие упругих деформирующихся передаточных звеньев и односторонность связей. К числу упругих звеньев следует отнести клапанные пружины, осуществляющие силовое замыкание механизма. В большинстве случаев также нельзя пренебрегать упругостью таких деталей, как штанга, коромысло и его опора. Односторонность связей приводит к нарушению и восстановлению контактов в звеньях, неизбежному при выборке тепловых зазоров, в начале движения клапана и после его посадки на седло. Кроме того, разрыв кинематической цепи может произойти и во время движения клапана. Из сказанного следует, что структура системы газораспределения не является постоянной.
МГР может быть представлен в первом приближении тремя сосредоточенными массами и четырьмя безынерционными пружинами (рис. 1.1, а) [51]. Пусть с, ск, сш, св - жёсткости соответственно клапанной пружины, коромысла вместе с опорой, штанги и распределительного вала. Масса т,1 состоит из массы клапана и жёстко связанных с ним деталей, а также приведённой к клапану массы пружины. Масса т2 включает часть массы коромысла и часть массы штанги. Масса га3 состоит из части массы штанги, массы толкателя и приведённой к кулачку массы распределительного вала.
Разделив жёсткости и массы, расположенные на стороне толкателя, на квадрат передаточного отношения коромысла, получим приведённую расчётную схему (рис. 1.1, б): На основе выбранной расчётной схемы могут быть составлены и решены с помощью ЭВМ дифференциальные уравнения движения сосредоточенных масс, моделирующих детали МГР.
Ввиду того, что при работе механизма могут возникать заметные колебания лишь с низшей собственной частотой, широко используется модель» расчётная схема которой приведена на рис. 1.1, в. При этом величины приведённой жёсткости С и приведённой массы М, участвующей в колебаниях, определяются из условия сохранения кинетической и потенциальной энергии свободных колебаний систем, изображённых на рис. 1.1, а и б [51].
Масса m в колебаниях не участвует, а закон её движения задаётся эквивалентным (приведённым к клапану) профилем кулачка. При этом могут быть смоделированы отрыв массы m от кулачка и разрывы кинематической цепи в упругих звеньях, так как последние являются односторонними. В упрощённом варианте схемы масса m может отсутствовать. Кроме того, в модель также входят не показанные на рисунке диссипативные элементы. Силы трения приняты пропорциональными скоростям перемещения масс и скоростям деформации упругих звеньев.
Многочисленные расчётные и экспериментальные исследования подтверждают пригодность в ряде случаев рассматриваемой расчётной схемы для моделирования колебательных процессов в клапанном механизме [35, 51,83]. Если необходимо моделировать колебания витков клапанных пружин, расчётная схема на рис. 1.1, в может быть усложнена представлением пружины звеном с непрерывно распределёнными массой и упругостью. При этом колебания витков моделируются продольными колебаниями эквивалентного прямолинейного стержня [51].
Методы расчёта изнашивания сопряжений клапанного механизма
Как известно, работа двигателей внутреннего сгорания сопряжена с неустановившимися режимами скоростей и нагрузок, значительными перепадами температур и разнообразными условиями смазки, поэтому проблема создания методов расчёта износа и долговечности его далека от решения. Это является следствием невыявленности закономерностей изнашивания ряда сопряжённых поверхностей трения и отсутствия достоверных данных о предельных нормах износа основных деталей.
Широко применяемые в современных ДВС быстроходные кулачковые механизмы с монолитными толкателями характеризуются сильно выраженным динамическим нагружением трущихся поверхностей. Движение толкателя не должно приводить к пиковым значениям сил его инерции. Замыкание кулачковой пары осуществляется с помощью пружин, которые имеют большую жёсткость и создают значительные усилия и контактные напряжения.
Существует несколько основных показателей, характеризующих процесс изнашивания. Одним из наиболее распространённых является интенсивность изнашивания.
Для определения долговечности деталей, работающих при граничном трении, была предложена универсальная формула [54] To-Am /JhKi, (1.3) где Ks = Кь К2, К3 и т.д. — факторы материала, твёрдости, температуры, чистоты поверхности, точности сопряжений, качества смазки и фактор, зависящий от условий эксплуатации. Здесь Jh - интенсивность изнашивания, выражаемая где A - коэффициент пропорциональности; Ama% - предельный износ; Руд-удельное давление на трущихся поверхностях; STP - величина пути трения; m, п — показатели степени, определяемые экспериментально.
Однако приведённый способ расчёта интенсивности изнашивания является далеко не единственным. В работе [80] зависимость (1.4) преобразуется к несколько иному виду. Автор представляет интенсивность изнашивания как функцию обобщённой координаты кулачка (угол поворота распределительного вала). Это даёт возможность производить расчёт текущих значений интенсивности изнашивания в любой точке профиля кулачка, а также исследовать динамические циклы контактных напряжений в сопряжении кулачка с тарелкой толкателя в МГР с учётом всех особенностей геометрии выпуклого кулачка.
Разработанные ранее расчётные уравнения для определения износа являются довольно простыми и не учитывают многих важных факторов, таких, как влияние смазки (граничная и эластогидродинамическая); теплофи-зического состояния пары, адсорбционных и диффузионных явлений и тлі.
Дроздов Ю.Н. в своей работе дал более подробную трактовку интенсивности изнашивания [38].
В случае механического разрушения поверхностей контакта автор предлагает рассматривать интенсивность изнашивания (Jh) как произведение нескольких комплексов, каждый из которых учитывает отдельный фактор.
Первый из них характеризует напряжённое состояние контакта и безразмерную площадь фактического касания и записывается в виде:Па р / НВ где р - нормальное напряжение сжатия; НВ - твёрдость материала. Ком плекс ПМ = h/x (h - толщина смазочного слоя; % - характерный размер (диаметр режущей абразивной частицы)) определяет относительную толщину смазочного слоя. Третий комплекс Пу =i p/a0 ( і — коэффициент, зависящий от коэффициента трения f и напряжённого состояния в контакте; т0-предел усталости материала) характеризует усталостную прочность трущихся поверхностей. Безразмерный комплекс Пш =Rmax/rb1 Vl (Rmax - наибольшая высота неровностей профиля; г —приведённый радиус неровностей; bi и Vi - параметры опорной кривой) определяет влияние шероховатости.
Результаты испытаний автомобильных кулачковых механизмов, проведённых в работе [85] показали, существующие критерии износа обладают малой информативностью. Кроме того, результаты расчёта этих критериев недостаточно согласуются с экспериментальными данными. По мнению авторов, причиной этому является трудность определения в конкретной ситуации доминирующего механизма изнашивания, т.к. износ обычно происходит в результате действия совокупности различных процессов, которые могут включать абразивные, коррозионные, усталостные и микроадгезионные явления.
Моделирование динамики клапанного механизма при учёте влияния на неё силы от давления газов
Оценка нагруженности клапанного механизма ДВС представляет собой очень сложную задачу, т.к. он работает при постоянно меняющихся режимах скоростей и нагрузок. Наличие упругих звеньев в цепи привода клапана, деформирующихся при передаче движения клапану, а также переменный характер их нагружения способствуют искажению закона движения толкателя, что неизменно ведет к ухудшению показателей работы двигателя. Следовательно, изучение факторов, влияющих на динамические качества привода клапана, требует более глубокого рассмотрения.
Исследование динамики можно проводить как путем экспериментальных исследований, так и теоретических. По причине сложности в техническом отношении, а также дороговизны экспериментальных исследований, в последнее время все большее распространение получают методы математического моделирования динамики МГР. Последние предоставляют массу возможностей для варьирования конструктивных и технологических показателей при проектировании и доводке МГР.
К числу факторов, оказывающих значительное влияние на динамические характеристики, можно отнести многие, однако важной проблемой является изучение влияния рабочих процессов на динамику привода. Сюда можно отнести случай влияния силы от давления газов на тарелку выпускного клапана при его открытии. Сила от давления газов существенно увеличивает нагруженность привода выпускного клапана. Это приводит к искажению закона движения толкателя, что, несомненно, сказывается на динамике механизма в целом, а также протекании рабочих процессов в двигателе.
В связи с этим, в данном исследовании изучено влияние силы от давления газов в цилиндре двигателя на динамические характеристики и нагруженность МГР при подъёме выпускного клапана.
Математическое моделирование динамики МГР применяется с целью выбора и оптимизации его параметров и характеристик в процессе проектирования и доводки двигателя.
При моделировании клапанного привода необходимо учитывать следующие особенности, характерные для той или иной его схемы: - начальные усилия и зазоры в связях; - рассеяние энергии при колебаниях; - наличие односторонних связей и возможность разрыва кинематической цепи; - ударные взаимодействия деталей при восстановлении контактов в звеньях; - переменность некоторых параметров (передаточных чисел, жесткостей, силы давления газов на тарелку клапана); - гидродинамические явления при вытеснении смазки из зазоров.
Все эти особенности отражены в обобщенной математической модели динамики МГР, разработанной на кафедре "Автотракторные двигатели" ВолгГТУ. Данная модель позволяет в автоматизированном режиме строить расчётные схемы требуемой структуры и сложности. Предусмотрено также моделирование в обобщённом виде гидродинамики смазки в зазорах, гидрокомпенсаторов, а также расчёт интегральных показателей для оценки адекватности модели и динамики МГР.
Дифференциальные уравнения движения системы, состоящей из N сосредоточенных масс, моделирующих колебания деталей МГР, имеют вид m.x.-P,- + ( -) (i = l,...,N), (2.1) n=l где nij - величина і-й массы; xf - её ускорение; Р{ - внешняя сила, действующая на і-ю массу (например, сила от давления газов в цилиндре); F(- сила внешнего трения; n N - количество связей і-й массы с другими или с неподвижной заделкой; Pin и Fin - силы соответственно от упругой деформации и внутреннего трения в п-й связи, действующие на і-ю массу.
Внешняя сила Т-, определяется как сумма постоянной составляющей (Pi)const, не изменяющейся в течение всего цикла, и переменной составляющей var Pi" (PiJconsf " (Pi)var. (2-2) Сила вязкого трения определится как Г,«Ь,х„ (2.3) где Ц - коэффициент внешнего трения; х( - скорость і-й массы. Для двухсторонней связи, передающей как растягивающие, так и сжимающие усилия,
Расчёт трибологических характеристик пары трения кулачок-толкатель с учётом изнашивания профиля кулачка
В данной работе первым этапом служит расчет характеристик профиля кулачка: гидродинамически эффективная скорость, контактные напряжения, усилие в контакте, скорость скольжения, толщина масляной пленки. Полученные данные используются в последующем расчете параметров, описывающих изнашивание профиля кулачка: коэффициент трения, интенсивность изнашивания, линейный износ. В результате изнашивания изменяются характеристики рабочей поверхности кулачка, которые характеризуют работу механизма.
В расчете используется зависимость, полученная Дроздовым Ю.Н. и Воробьёвым Ю.В., которая позволяет определить интенсивность изнашивания деталей пары кулачок-толкатель газораспределительного механизма: к - коэффициент, учитывающий влияние дополнительных параметров на износ лары; (У - контактное напряжение; НВ - твёрдость материала; f - коэффициент трения скольжения в сопряжении; fca - коэффициент сцепления; Rai,2 - шероховатости поверхностей; hrp — толщина граничной пленки; р - приведённый радиус кривизны контактирующих поверхностей; ji - динамическая вязкость масла при температуре вступающих в контакт поверхностей; Vr - гидродинамически эффективная скорость, определяемая как сумма скоростей Vj и V2 перемещения точки контакта соответственно по кулачку и толкателю; Рпн - нагрузка на единицу длины контакта; Рм - пьезокоэффициент масла; І, - теплопроводность масла; Ре - среднее число Пекле; От - коэффициент, характеризующий зависимость вязкости масла от температуры; VCK —скорость относительного скольжения кулачка и толкателя в точке контакта.
Как видно, формула (3.1) состоит из двух комплексов. Первый учитывает влияние на процесс изнашивания напряжённого состояния поверхностного слоя при действии нормального и касательного усилий, а также прочностных свойств материала и имеет следующий вид: Tma /HB, (3.2) где Tmfl - максимальное касательное напряжение, действующее на поверхности контакта.
Для определения характеристик, входящих в состав формулы (3.1) введём следующие обозначения (рис. 3.1): а - отклонение перпендикуляра к плоской контактной поверхности толкателя от радиус-вектора вершины профиля кулачка; ф - угол поворота кулачка, который возрастает при вращении последнего, причём в случае отсчёта от вершины профиля (как показано на рис. 3.1), он принимает отрицательные значения на стороне подъёма толкателя и положительные на стороне его опускания; Ro - радиус начальной окружности (затылочной части) кулачка; Rrt - радиус контактной поверхности толкателя; RT - радиус качания толкателя; А - расстояние между осями вращения кулачка и качания толкателя; Р - угол между связанным с кулачком фиксированным радиус-вектором (в данном случае соединяющим центр начальной окружности кулачка с его вершиной) и линией, соединяющей точки О и Оь через которые проходят соответственно ось вращения кулачка и ось цилиндрической контактной поверхности рычажного толкателя; , - угол между линиями ОС 2 и OOi, где 02 - ось качания рычага; 8 - угол между линиями ОіОг и ОСЬ; R - текущий радиус-вектор, который определяется из равенства R=Ro+Rrt + s; (3.4) s - перемещение толкателя; со - угловая скорость вращения кулачка.
Углы и 9 положительны, если при вращении кулачка против часовой стрелки поворот от линии Oi02 к ООг и от линии 020 к OtO происходит против часовой стрелки.
