Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор выполненных исследований по гидравлике внешних систем смазки и элементов подсистемы фильтрации масла 9
2. Внешняя система смазки 28
2.1. Классификация внешних систем смазки дизелей .28
2.2. Альтернативные варианты схем внешней системы смазки дизеля І6ЧН 26/26 32
2.3. Коэффициент передачи системы 35
2.4. Методика гидравлического расчета на ЭВМ внешней системы смазки дизеля 43
2.5. Расчетный анализ вариантов схем внешней системы смазки дизеля І6ЧН 26/26 50
2.6. Экспериментальное исследование внешней системы смазки 67
2.6.1. Испытания одноконтурной схемы 68
2.6.2. Испытания двухконтурной схемы ?
3. Фильтры грубой очистки масла 80
3.1. Классификация фильтров грубой очистки масла .80
3.2. Гидродинамика фильтрующего пакета 82
3.2.1. Гидродинамика чистого пакета 88
3.2.1.1. Для фильтрующих дисков с линейной характеристикой 88
3.2.1.2. Для фильтрующих дисков с квадратичной характеристикой 9І
3.2.1.3. Для фильтрующих дисков по ОСТ 24.062.05-72 93
3.2.2. Гидродинамика загрязненного пакета 9?
3.2.2.1. Для фильтрующих дисков с линейной характеристикой 9?
3.2.2.2. Для фильтрующих дисков с квадратичной характеристикой 99
3.2.2.3. Дня фильтрующих дисков по ОСТ 24.062.05-72 101
3.3. Экспериментальная проверка теоретических зависимостей для пакета с фильтроэлементами 155-014
ОСТ 24.062.05-72 103
3.4. Испытания фильтра Ш-32 .109
3.5. Влияние среднего расхода масла через фильтроэлемент на срок работы фильтра до очистки 115
3.6. Выбор конструктивных параметров модуля трубчатой конструкции .125
4. Фильтры тонкой очистки масла 128
4.1. Классификация фильтров тонкой очистки масла .128
4.2. Пористый поверхностный фильтр тонкой очистки масла 130
4.2.1. Гидродинамика фильтроэлемента "Нарва 6-4" 131
4.2.2. Гидравлические испытания фильтроэлементов "Нарва 6-4" 133
4.2.3. Испытания фильтро элементов "Нарва 6-4" при различной скорости фильтрации масла
4.2.4. Распределение удельного загрязнения фильтрующей шторы по высоте фильтроэлемента 151
4.3. Особенности работы пористого и центробежного маслоочистителей в системе смазки тепловозного дизеля 156
4.4. Центробежный фильтр тонкой очистки масла .158
4.4.1. Гидродинамика внутрироторного потока
4.4.2. Динамика частиц загрязнений в роторе центробежного фильтра 167
4.4.3. Динамика реактивного привода центробежного фильтра 01
4.4.4. Экспериментальное исследование центробежного фильтра .179
4.4.4.1. Испытания на лабораторном стенде 171)
4.4.4.2. Сравнительные испытания фильтров на дизеле 167
Выводы 191
Литература
- Классификация внешних систем смазки дизелей
- Расчетный анализ вариантов схем внешней системы смазки дизеля І6ЧН 26/26
- Для фильтрующих дисков с линейной характеристикой
- Классификация фильтров тонкой очистки масла
Введение к работе
Обеспечение высоких темпов развития энергетики и сырьевой базы Средней Азии, Сибири и Дальнего Востока, предусмотренных основными направлениями экономического и социального развития СССР на I98I-I985 годы и на период до 1990 года, требует дальнейшего роста и совершенствования железнодорожных перевозок. В связи с этим директивными документами КПСС перед отечественным дизелестро-ением поставлена ответственная задача по созданию и организации производства дизелей с повышенной цилиндровой мощностью.
Для успешного решения этой важной народно-хозяйственной задачи требуется проведение теоретических и экспериментальных исследований по ряду важнейших направлений, среди которых на одном из главных мест стоит проблема повышения надежности и увеличения моторесурса тепловозных дизелей. Необходимость решения этой проблемы диктуется увеличивающимся грузооборотом железных дорог, обеспечение которого невозможно без создания для магистральных тепловозов двигателей большой мощности при одновременном повышении их эксплуатационной надежности и долговечности.
Один из путей повышения надежности транспортных ДВС- это совершенствование системы смазки, которая во многом определяет работоспособность тепловозного дизеля.
Учитывая сложность и многообразие всех вопросов, связанных с особенностями работы масляных систем, следует признать методологически обоснованным условное разделение системы смазки на внешнюю и внутреннюю. При этом к внешней системе относятся емкости для размещения масла, масляные насосы для его подачи в двигатель, маслоохладитель, фильтры, контрольно-измерительные приборы и масляные коммуникации. К внутренней - каналы для подвода масла к трущимся парам, на охлаждение поршней, к деталям механиз- ма газораспределения и турбокомпрессора, а также сами непосредственные потребители смазки.
Выделение внешней системы смазки в самостоятельный объект исследования обусловлено определенной автономностью возлагаемых на неё функций, а также тем, что она в первую очередь по сравнению с внутренней системой подвержена воздействию неблагоприятных эксплуатационных факторов. К последним относятся использование дизеля на масле с низким содержанием моющей присадки, загрязнение системы при её обслуживании, нарушение сроков обслуживания фильтров, отклонение настроечных параметров системы от нормы и др. Эти факторы отрицательно сказываются на маслоснабжении двигателя, т.к. приводят к уменьшению расхода масла через внутреннюю систему смазки, снижению работоспособности подшипниковых узлов, выводу из строя коленчатого вала и других деталей дизеля.
Опыт эксплуатации новых тепловозов 2ТЭП6 с дизелями І6ЧН 26/26 на железных дорогах Урала, Казахстана, Сибири и Забайкалья показал объективный характер неблагоприятных эксплуатационных факторов. Это потребовало проведения работ, направленных на поиски конструкции внешней системы смазки, которая обеспечивала бы надежную эксплуатацию двигателя вне зависимости от качества применяемого масла и качества обслуживания дизелей.
Способность системы смазки противостоять неблагоприятным внешним воздействиям определяется на только выбором её элементов, но и тем, насколько рациональной является структура (топология) системы. Существующие методы расчета и выбора конструктивных параметров таких элементов, как насосы, маслоохладители, клапаны и трубопроводы, на сегодня достаточно хорошо разработаны. Однако этого нельзя сказать о применяемых способах и методиках выбора на стадии проектирования схем внешних систем смазки и параметров фильтров. Как в нашей стране, так и за рубежом, отсутствуют достаточно универсальные методы расчета систем, применимые к анализу схем с любой топологией и с любыми гидравлическими характеристиками элементов. Отсутствуют также и методы выбора параметров фильтров, учитывающие их наиболее общие конструктивные особенности.
В связи с этим целью данного исследования явилась разработка универсального метода гидравлического расчета внешних систем смазки, а также методов расчета некоторых конструктивных параметров фильтров, и их использование при доводке тепловозного дизеля І6ЧН 26/26.
Работа выполнялась в соответствии с планом ОКиНИР Коломенского тепловозостроительного завода им. В.В.Куйбышева по теме 460201.78.81.1.008 "Научно-исследовательские и опытно-конструкторские работы по доводке систем смазки тепловозных двигателей и их узлов".
Выполненные исследования позволили получить теоретические и экспериментальные результаты, которые в ранее опубликованных работах по теории ДВС не встречались. В соответствии с содержанием работы к защите представлены: метод гидравлического расчета потокораспределения во внешней системе смазки произвольной структуры; предложенное понятие коэффициента передачи гидравлической системы по давлению; метод выбора конструктивных параметров фильтров грубой и тонкой очистки масла, а также центробежного маслоочистителя, с учетом особенностей их гидродинамики.
В диссертации использованы материалы научно-исследовательских работ, выполненных в период с 1980 по 1982 годы по договору со Всесоюзным научно-исследовательским тепловозным институтом и Омским институтом инженеров железнодорожного транспорта.
Автор глубоко признателен главному конструктору Коломенского тепловозостроительного завода, доктору технических наук Е.А.Никитину и заместителю главного конструктора В.М.Ширяеву за организационную помощь при проведении данной исследовательской работы и живой интерес к ней.
Классификация внешних систем смазки дизелей
В табл.1 показаны некоторые варианты схем внешних систем смазки автотракторных и тепловозных дизелей, а на рис,1 - их классификация по иерархическому принципу. Первый уровень отражает наиболее общие признаки, а второй - раскрывает особенности различных подсистем.
Применение нескольких контуров циркуляции (нескольких насосов для прокачки масла при работе дизеля) размыкает систему смазки. Это повышает её надежность тем, что частично или полностью исключается взаимное влияние некоторых подсистем. Практика показала [114, 123, 124] , что подобный "принцип наименьшего взаимодействия" является основой надежного функционирования сложных систем, как технических, так и организационных и биологических. Согласно этому принципу каждая подсистема (например, в живом организме) функционирует так, чтобы ее взаимодействие со всей системой и с окружающей средой было возможно меньшим, оставаясь в рамках интересов всей системы [114].
Локальное рассмотрение отдельных подсистем с сохранением связей, свойственных системе как целому, позволяет отметить следующие тенденции.
Для подсистемы фильтрации применение масел четвертого поколения делает излишним включение полнопоточного ФГОМ перед полнопоточным ФТОМ [137] . В целях защиты дизеля от случайных загрязнений системы и при работе ФТОМ с открытым байпасным клапаном целесообразна установка ФГОМ на входе масла в дизель [10, 137]. Замена ФТОМ с бумажными элементами на самоочищающийся фильтр (СОФ) оставляет необходимость байпасного клапана в СШ и не исключает ФГОМ на входе в двигатель.
Функция по регенерации масла от высокодисперсных абразивных частиц возлагается на частично-поточную центрифугу [2,3,26-29, III, 112, 136]. Основной критерий для выбора точки подключения реактивной центрифуги (ФЦОМ) - наибольшее давление питания.
Для подсистемы регулирования температуры масла характерно применение жидкостно-масляного охладителя вместо воздушного радиатора [34] .
Использование терморегулятора перепуска масла (внутренняя САРТ) оправдано, если управление вентилятором не автоматизировано. Применение отрицательной обратной связи по температуре масла для управления частотой вращения вентилятора (внешняя САРТ) позволяет исключить указанный терморегулятор. Это, совместно с установкой маслоохладителя в отдельном контуре с малым давлением, отвечает принципу наименьшего взаимодействия и повышает надежность системы.
Как самостоятельную, можно выделить подсистему регулирования давления в системе смазки (САРД).
В разомкнутой САРД давление масла ограничивает клапан на выходе из масляного насоса (иногда совместно с клапаном, включенным после маслоохладителя). Более прогрессивно применение управляемого клапана, открывающегося под действием давления на входе в дизель, с перепуском излишнего масла в картер из точки, расположенной между маслоохладителем и ФТОМ (СОФ). Такая схема реализует САРД с отрицательной обратной связью по давлению перед дизелем. Ее преимущества: увеличение срока службыФТОМ; улучшение регулирования температуры масла; стабилизация давления перед двигателем независимо от степени его износа, температуры смазки и степени загрязнения фильтров. Вспомогательные подсистемы достаточно полно проанализированы в работах [31, 34]. Данная классификация допускает свое дальнейшее развитие. Действительно, первые два уровня иерархии позволяют решать наиболее общие вопросы по внешним системам смазки, касающиеся их топологии. Анализ схем на этих уровнях дает возможность выявить наиболее перспективные варианты общей компоновки системы или наметить пути её совершенствования. Более низкие уровни иерархии должны предусматривать детализацию признаков элементов, входящих в подсистемы.
Альтернативные варианты схем внешней системы смазки дизеля І6ЧН 26/26 В таблице 2 показаны варианты схем, отражающие эволюцию внешней системы смазки тепловозного дизеля І6ЧН 26/26. Эти схемы подлежат дальнейшему количественному анализу с точки зрения надежности маслоснабжения дизеля. Охарактеризуем их.
Первые три схемы являются штатными и прошли эксплуатационную проверку на различных исполнениях дизеля І6ЧН 26/26 в процессе его создания.
Схема № I применялась на этапе, когда промышленностью ещё не был освоен выпуск бумажных фильтроэлементов тонкой очистки. Обратный клапан на входе в насос служит для исключения потерь масла из системы при остановке дизеля и для заполнения насоса со всасывающим патрубком во время предпусковой маслопрокачки (насос дизеля расположен выше уровня масла в картере). Обратный клапан после маслопрокачивающего электронасоса исключает потери масла через этот насос при работе дизеля.
Расчетный анализ вариантов схем внешней системы смазки дизеля І6ЧН 26/26
При расчете вариантов систем (таблица Jfc 2) предполагаем, что гидравлические характеристики элементов, входящих в систему смазки, одинаковы для всех схем. Аналитические выражения этих характеристик представлены в таблице 3.
Схемы анализируем при наиболее напряженном режиме работы системы: ФТОМ полностью загрязнен и подача масла осуществляется через его байпасный клапан. При этом рассматривается влияние постепенного загрязнения ФГОМ.
Количественно загрязнение ФГОМ характеризуется отношением площади фильтрующей поверхности, покрытой отложениями R , к площади всей поверхности фильтрации: где (5 - степень загрязнения фильтра. Гидравлическая характеристика ФГОМ при изменении (5 и расхода масла описывается зависимостью (102) (см.третью главу).
Начало открытия (настройка) предохранительного клапана насоса в схемах № 1 4 составляет 0,85 МПа, а в схеме Jfe 5 - 1,2 МПа.
Работу схем оцениваем по величине коэффициента передачи системы, а в случае схемы № 4 - по величине коэффициента передачи второго контура.
На рис.5а показано, как меняется расчетный коэффициент передачи системы при изменении степени загрязнения ФГОМ в различных схемах.
Как следует из приведенных данных, наибольший коэффициент передачи обеспечивает двухконтурная схема в зоне допустимых значений степени загрязнения ФГОМ, а наименьший коэффициент передачи соответствует схеме № 2.
Очевидно, что время достижения фильтром грубой очистки предельно допустимого значения О в схемах № 3 и 4 будет наибольшим, т.к. ФГОМ в этих схемах защищен фильтром тонкой очистки масла.
Схема $ I хоть и лучше по коэффициенту к в сравнении со схемами № 2 и 3, но тем не менее уступает двухконтурной схеме В 4. Кроме того, ФГОМ в схеме В I будет загрязняться при ухудшении качества масла так же активно, как и в схеме № 2, а отсутствие полнопоточного фильтра тонкой очистки не обеспечит "мгновенной" защиты дизеля от частиц опасных размеров при работе дизеля на легированном масле.
Схема IS 5 на рис. 5 представлена постоянным значением коэффициента передачи. Этот случай соответствует интенсивной работе механизма самоочистки фильтра, восстанавливающего поверхность фильтрации, в результате чего коэффициент передачи системы поддерживается на постоянном уровне.
При отказе механизма самоочистки произойдет загрязнение СОФ до уровня , когда подача масла мимо него будет обеспечиваться байпасным клапаном. С этого момента начнется загрязнение ФГОМ и схема .№ 5 будет работать аналогично схеме В 3.
На рис. 56 показана зависимость давления на входе в дизель, отнесенного к этому же давлению в случае двухконтурной схемы, для различных вариантов системы при 99 -ом загрязнении ФГОМ. Из этого рисунка видно, что схемы № 4 и 5 обеспечивают практически одинаковое давление на входе в двигатель, если СОФ работоспособен. При отказе механизма самоочистки схема В 5, как и схема № 3, обеспечит лишь 66$ давления на входе в дизель относительно давления в случае двухконтурной схемы.
На рис.6 показаны расчетные зависимости давления перед дизелем от давления за насосом при различной степени загрязнения фильтров (значки - экспериментальные точки; см. следующий раздел)
В схеме № 3 чистым ФТОМ и ФГОМ соответствует луч 3, а прямая Зг соответствует случаю полного загрязнения ФТОМ и частичного загрязнения ФГОМ. По мере загрязнения ФТОМ наклон прямой 3 уменьшается и она занимает положения, соответствующие пунктирным прямым За, 36 и Зв. С увеличением давления р (с изменением оборотов коленчатого вала) давление р изменяется по соответ-ствующей пунктирной прямой, пока не дойдет до прямой Зг .С этого момента происходит открытие байпасного клапана ФТОМ и излом пунктирной прямой, наклон которой теперь будет совпадать с наклоном прямой Зг . Чем больше загрязнен ФТОМ, тем раньше произойдет изменение наклона пунктирной прямой. Такой излом пунктирных прямых наглядно показывает положительное влияние байпасного клапана ФТОМ, который стабилизирует перепад давления на фильтре, начиная с некоторого расхода масла в системе. Поэтому прямая Зг является границей, до которой пунктирные лучи За, 36 и Зв сохраняют свой наклон.
Луч Зг берет свое начало на горизонтальной оси из точки, соответствующей настройке байпасного клапана ФТОМ. Это понятно, т.к. для прохода жидкости в систему при полностью загрязненном ФТОМ необходимо за насосом создать давление, превышающее настройку указанного клапана. В связи с этим прямая Зг позволяет в эксплуатации диагностировать настройку байпасного клапана ФТОМ.
Для фильтрующих дисков с линейной характеристикой
Из этого рисунка следует, что с увеличением комплекса а (например, за счет увеличения количества дисков в пакете при постоянных значениях остальных параметров) происходит уменьшение влияния сопротивления фильтрующей поверхности по сравнению с динамическими потерями внутри канала. В результате перепад давления на пакете уменьшается, приближаясь к значению др .
Если воспользоваться выражением (32), то из (43) получим скорость жидкости на выходе из диска с координатой : cos2(coyEu-l)
Будем характеризовать неравномерность распределения по высоте пакета расхода жидкости через диски отношением - р . Тогда с учетом (.44) получим У()-кЫ_ і . (45) v(i) Eu cosa(5 creccos./ЖІ) V Eu
Эта зависимость изображена на рис.206, откуда следует, что с увеличением 0 усиливается неравномерность загрузки фильтро-элементов: более активно работают диски, расположенные ближе к выходу жидкости из пакета. При малых же значениях со4 , когда сопротивление фильтрующей поверхности является диминирующим по сравнению с динамическими потерями в канале, распределение жидкости по высоте пакета становится более равномерным.
Эффект неравномерной загрузки фильтро элементов объясняется следующим. Поскольку скорость жидкости в канале по мере ее движения к выходу увеличивается, то это сопровождается ростом кинетической энергии среды, на что затрачивается работа сил давления. Поэтому в сторону заглушённого конца пакета давление в канале увеличивается. В результате диски оказываются под меньшим пере падом давления, что уменьшает и расход масла через них.
Для практического использования выражение (44) можно удовлетворительно аппроксимировать более простой зависимостью из которой следует, что перепад давления на пакете определяется как ft- Pi = 7ПГ + Ш- 017+Ар Погрешность такой аппроксимации при о —»-0 стремится к нулю, а при (% 1 составляет 15-20$. Тем не менее представляется возможным использовать формулу (46) во всем диапазоне изменения (x d : завышая несколько перепад давления на пакете, эта формула позволяет выбирать его параметры с некоторым запасом.
Для фильтрующих дисков с квадратичной характеристикой Решение краевой задачи (40) - (42) при ol= 0 приведено в Приложении 2. При этом получено 1(6Ь/Ь-І 8ІІ(«УЄ). (47) Поскольку при = I Q(I) = I по определению, то из (47) находим Eu«ctKaC« f (48) а неравномерность распределения расхода жидкости по высоте пакета определится как у(Ш _ С h ((!)() (49) v(» с (ay
Как следует из рис.21, где показаны зависимости (48) и (49), гидравлическое сопротивление пакета при постоянных Qt, Р и f можно уменьшить, увеличивая его длину, т.е. количество дисков.
Но такое уменьшение возможно до тех пор, пока определяющими не станут динамические потери давления внутри канала. В результате, как и в случае линейной модели, минимальный перепад давления на пакете ограничивается величиной др .
Одновременно с уменьшением сопротивления пакета усиливается неравномерность загрузки фильтроэлементов. Физически это объясняется теми же причинами, что и в случае линейной модели. 3.2.1.3. Для фильтрующих дисков по ОСТ 24.062.05-72 Применяемые в дизелестроении сетчатые дисковые филътроэле-менты унифицированы, а их конструктивные параметры определены ОСТом 24.062.05-72. Для этих элементов, как показали испытания [60], oL и {Ъ отличны от нуля.
Классификация фильтров тонкой очистки масла
Применяемые в двигателестроении фильтры тонкой очистки масла также могут быть классифицированы по иерархическому принципу (рис.34). Первый уровень отражает принцип взаимодействия фильтра, с дисперсной фазой, а последующие уровни - различные конструктивные особенности.
Пористые фильтры представляют собой осевой канал, по боковой поверхности которого располагается фильтрующая штора. Очистка жидкости происходит при её прохождении через поры фильтромате-риала.
В отличии от объемных фильтров, где очистка масла осуществляется при прохождении через толщу шторы, поверхностные фильтры обеспечивают больший ресурс элемента благодаря большей площади поверхности фильтрации. Однако, в связи с появлением самоочищающихся фильтров, наиболее перспективными являются объемные фильтры на основе металлокерамики, допускающие регенерацию шторы обратным потоком жидкости.
В силовых фильтрах очистка масла происходит под воздействием специально создаваемого внешнего силового поля.
В качестве надежных и удобных в обслуживании наибольшее распространение получили центробежные маслоочистители - тарельчатые сепараторы в судовых дизелях и центрифуги с цилиндрическим ротором в дизелях наземного транспорта. Преимущества тарельчатых сепараторов - это высокая эффективность фильтрации и возможность автоматизации процесса очистки. Фильтры с цилиндрическим ротором более компактны и проще конструктивно, а применение в роторе цилиндрических вставок приближает эффективность такой многокамерной центрифуги к эффективности тарельчатого сепаратора Наиболее распространенный привод цилиндрического ротора -реактивный с использованием энергии фугируемой жидкости. В малолитражных дизелях, где объем масла невелик, целесообразно применение гидротурбинного привода как исключающего аэрацию масла.
Электростатические фильтры используются в ДВС редко, т.к. требуют обеспечения надежной электроизоляции и взрывобезопасности, а применение магнитных и гравитационных фильтров не исключает необходимости использования пористых и центробежных маслоочистите-лей.
Поскольку пористые фильтры имеют общий с фильтрами грубой очистки конструктивный признак - наличие осевого центрального канала, - то в данной главе их работа анализируется на основе гидродинамики канала с путевым расходом. Для силовых очистителей в качестве объекта исследования выбран фильтр с цилиндрическим ротором.
В целях сокращения записи для пористого фильтра тонкой очистки масла сохранена традиционно используемая аббревиатура "ФТОМ", для центробежного - "ФЦОМ".
Пористый поверхностный фильтр тонкой очистки масла
Наибольшее распространение в отечественной практике получили поверхностные фильтры из бумаг БФМ (ТУ 81.04.152-78), ДРКБ (ТУ 81.04.78.178-78) и картона КФМ (ТУ 81.04.159-78). Фильтроэлементы из этих материалов имеют цилиндрическую форму с укладкой фильтрующей шторы в виде гофрированной поверхности с поперечником типа "многолучевая звезда".
Бумажные фильтроэлементы для тонкой очистки масла дизелей типа ЧН 26/26 изготовляются по ТУ 208 ЭССР 4-80Е. Элемент состоит из внутренней и наружной обечаек, между которыми размещена фильтрующая штора. Основную осевую нагрузку несет внутренняя перфорированная обечайка (труба), которая изготовлена из сталь о ного листа толщиной (0,7-0,8)»10 м. Наружная обечайка делается из специального картона толщиной (0,5-0,7)-10 м, в котором пробиваются отверстия. Верхняя и нижняя крышки, которые штампу-ются из стального листа толщиной 0,5 10 м, приклеиваются специальным клеем к фильтрующей шторе и обечайкам.
Для оценки гидродинамики фильтроэлемента указанной конструкции применимы результаты, полученные выше. Покажем это.
Гидродинамика фильтро элемента "Нарва 6-4" Обозначим через Г, П, L соответственно площадь поперечного сечения, его периметр и длину внутренней перфорированной трубы. Пусть $0 -площадь одного отверстия, а п - общее количество отверстий на поверхности этой трубы.
Прежде чем рассматривать работу фильтро элемента в целом, проанализируем влияние внутренней обечайки. Для этого оценим перепад давления на трубе в предположении, что фильтрующей шторы нет, а расход масла через обечайку равен номинальному расходу жидкости через фильтроэлемент "Нарва 6-4" при вязкости масла 5.Ю-6 м2/с.
