Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор существующих методов снижения механических потерь в двс автотракторного типа 7
1.1. Режимы трения и распределение механических потерь в поршневом ДВС...:'. 7
1.2. Принципы и способы снижения механических потерь в ДВС 11
1.3. Профилирование образующей поршня как способ снижения механических потерь в ЦПГ 12
1.4. Технологические способы снижения граничной составляющей силы трения поршня 20
1.5. Влияние свойств моторного масла и смазываемых материалов на механические потери в ЦПГ 23
1.6. Выводы, постановка цели и задач исследования 25
2. Теоретические основы методов профилирования и модификации боковой образующей юбки поршня 28
2.1. Постановка задачи 28
2.2. Разработка принципа минимизации силы граничного трения юбки поршня 29
2.3. Обоснование подходов к снижению интенсивности соударений при движении поршня в пределах зазора с цилиндром 32
2.4. Анализ гидродинамической несущей способности юбки поршня в продольном и поперечном сечениях 35
2.5. Выводы 57
3. Расчетное исследование влияния параметров профиля и поверхности юбки поршня на механические потери 59
3.1. Описание расчетной модели и программы 59
3.2. Цель, задачи и объекты численного эксперимента 67
3.3. Анализ результатов расчета 68
3.3.1. Влияние параметров профиля 68
3.3.2. Влияние антифрикционного покрытия поверхности юбки поршня 78
3.3.3. Влияние упрочнения поверхности юбки 81
3.3.4. Выбор и формирование рационального профиля 84
3.4. Выводы 87
4. Экспериментальная проверка эффективности опытных конструкций 89
4.1. Цель и задачи экспериментов 89
4.2. Объекты исследования и средства испытаний 89
4.3. Концепция и выбор методик проведения испытаний 95
4.4. Результаты экспериментов на различных средствах испытаний 95
4.4.1. Машина трения 95
4.4.2. Поршневой ЛВС 97
4.5. Выводы 111
Общие выводы 113
Список литературы
- Принципы и способы снижения механических потерь в ДВС
- Разработка принципа минимизации силы граничного трения юбки поршня
- Влияние антифрикционного покрытия поверхности юбки поршня
- Концепция и выбор методик проведения испытаний
Введение к работе
Несмотря на значительный прогресс двигателестроения, вызвавший в последние 10-15 лет существенное повышение технического уровня конструкций, механические потери до сих пор занимают значительную долю в тепловом балансе двигателя. Даже сегодня механический КПД у большинства серийно выпускаемых отечественных ДВС автотракторного типа (без наддува) редко превышает значение 0,75 на номинальном режиме работы. То есть до 25% располагаемой мощности этих двигателей теряется безвозвратно на преодоление трения и других типов сопротивления движению и перемещению твердых тел и вязкой среды.
В доле этих потерь от 40 до 60% приходится на механические потери в цилиндро-поршневой группе (ЦПГ) двигателя. Таким образом, сосредоточение усилий на снижении трения в сопряжении «поршень-цилиндр» и получение здесь положительного результата может дать наибольший эффект.
Анализ выполненных конструкций показывает, что поршни современных ДВС (особенно лучших мировых производителей) представляют собой весьма сложные наукоемкие изделия, в которых реализуются самые передовые достижения техники и технологии. В частности, это относится к профилю и технологическому сопровождению трущейся поверхности поршней. В то же время, методы профилирования и технология (включая составы покрытий) остаются предметом коммерческой тайны или know-how производителей. Известные на сегодня методы профилирования боковых поверхностей поршня направлены, в основном, на обеспечение самоустановки поршня при его движении в цилиндре и поэтому мало связаны с решением задачи снижения механических потерь. Вопрос обоснованного выбора метода модификации (обработки, нанесения покрытия, лазерного переплава и т.п.), практически не рассмотрен в теории и практике конструирования поршней.
Цель данного исследования состоит в разработке научных основ и практическом применении соответствующих этим основам методов профилирования и модификации поверхности трения юбки поршня для снижения механических потерь двигателя.
Для достижения указанной цели ставятся и решаются следующие задачи:
Разработать теоретическую базу метода профилирования юбки поршня с пониженным уровнем потерь на трение для ДВС автотракторного типа.
Теоретически обосновать целесообразность применения, а также тип и способ модификации трущейся поверхности поршня.
Выполнить проверочные расчеты механических потерь предлагаемых вариантов профиля и покрытия юбки поршня.
Применить метод профилирования и модификации юбки поршня на примере реальной конструкции.
Разработать методику достоверной и информативной проверки эффективности предложенных рекомендаций по снижению механических потерь.
Применить методику проверки в ходе лабораторных, аналоговых и стендовых моторных испытаний серийных и опытных конструкций поршней.
Положениями, содержащими научную новизну и выносимыми на защиту, являются:
теоретические основы метода профилирования и модификации трущейся поверхности юбки поршня;
расчетные результаты проверки эффективности предложенных методов;
методики экспериментальной оценки антифрикционных свойств и механических потерь при испытаниях поршней.
Работа выполнена на кафедре "Поршневые двигатели" Московского государственного технического университета им. Н.Э. Баумана.
Разработанные в результате выполненного исследования методы профилирования, модификации и проверки эффективности поверхностей трения поршня используются при создании и доводке опытных конструкций в ряде профильных производственных организаций Российской Федерации, а также применяются в учебном процессе МГТУ им. Н.Э. Баумана.
Принципы и способы снижения механических потерь в ДВС
Обращаясь к профилированию как методологии выбора оптимальной (с той или иной точки зрения) макро- и микроформы поверхности детали, следует отметить, что на ранней стадии развития принципов конструирования поршней в качестве основных критериев рассматривались прочность и надежность конструкции, простота форм и технологии изготовления.
Требования антифрикционности и противоизносности чаще всего вообще отсутствовали, а если и имелись, то носили лишь рекомендательный характер, т.к. не были подкреплены конкретными числовыми соотношениями. Кроме того, сами рекомендации конструирования подчас вступали в противоречие с другими критериями служебных свойств.
Например, в работе [67] о конструировании и профилировании поршней говорилось следующее: -форма поршня и его основные размеры определяются в первую очередь условиями отвода воспринимаемого тепла; -при конструировании необходимо стремиться к тому, чтобы поршень имел простую цилиндрическую, по возможности симметричную форму; -для уменьшения трения следует увеличить зазор, однако, это обусловливает увеличение расхода масла, стуки и износ поршня вследствие перемещения в мертвых точках.
Предлагаемые формы боковой поверхности поршней в осевом направлении - коническая, коническо-цилиндрическая и ступенчато-коническая, при этом профилирование ограничивалось заданием соотношений характерных диаметров.
Однако, уже с середины 60-х годов прошлого века публикуются работы, содержащие элементы трибологического подхода к профилированию поршней [68-74 и др.]. Толчком к появлению теоретических разработок послужили результаты экспериментальных измерений толщины слоя масла в зазоре «поршень-цилиндр», окончательно доказавшие существование гидродинамического режима смазки и трения на большей части (исключая зоны мертвых точек) пути движения поршня в течение рабочего цикла ДВС.
Это обстоятельство открыло возможность применения аппарата классической теории гидродинамической смазки для расчета и оптимизации основных параметров режима: гидродинамической несущей способности профиля, минимальной толщины слоя смазочного материала, силы гидродинамического трения.
Очень важно отметить, что известные на сегодня принципы профилирования поршней ДВС, существенно отличаются по признаку выбора основного целевого критерия. В качестве таковых используются: -удельная работа сил трения; -угол опрокидывания (самоустанавливаемость) поршня; -гидродинамическая несущая способность профиля юбки; -толщина слоя смазочного материала и др.
Как показано в исследовании [65], сегодня известны и применяются аналитические, расчетные и экспериментальные методы профилирования, а также их различные сочетания.
Крупным вкладом в теорию профилирования поршней наиболее распространенного в настоящее время бочкообразно-овального типа явилась работа, выполненная коллективом авторов под руководством проф. Б.Я. Гинцбурга [75].
Главной целью профилирования по Гинцбургу являлось устранение так называемого рамочного контактирования, вызывавшего натир и задир трущихся поверхностей юбок поршней, имевших в исходном состоянии цилиндрическую и коническую формы боковой поверхности. Цель достигалась за счет вовлечения в контакт с цилиндром возможно большей площади юбки в зоне передачи боковой силы при одновременном устранении контактирования юбки с цилиндром в зоне бобышек поршня.
В плоскости качания шатуна боковая образующая юбки в нагретом состоянии задавалась гладкой выпуклой кривой («бочкой»), определяемой максимальной стрелой прогиба утах, параметром расположения максимума выпуклости к, зависящим от перепада температур между юбкой поршня и цилиндром в верхней т} и нижней х2 зонах юбки, а также от величин зазоров Ні и Н2 в указанных зонах:
Разработка принципа минимизации силы граничного трения юбки поршня
Как указывалось в гл.2 данной работы, в течение определенного времени рабочего цикла поршень испытывает граничное трение при движении в цилиндре. Надежные экспериментально полученные границы действия этого режима пока не установлены. По имеющимся, полученным в последнее время, расчетным данным, доля граничного режима трения поршня на номинальном режиме работы двигателя автотракторного типа достигает 7% [128]. Хотя это немного по сравнению с долями смешанного и гидродинамического режимов, но, в отличие от последних, в граничном режиме значение соответствующей силы трения существенно выше. Поэтому вклад граничного режима в форми рование уровня механических потерь может быть соизмерим с вкладом гидродинамического и смешанного режимов.
Указанное обстоятельство требует самого пристального внимания к граничному режиму трения поршня ДВС в виде разработки и реализации новых принципов минимизации силы граничного трения.
Согласно молекулярно-механической теории граничного трения [58] сила трения в этом режиме обусловлена двумя составляющими - адгезионной Fa и деформационной Fd: F = Fa + Fd.
Для раскрытия содержания этих составляющих можно ввести в рассмотрение известное понятие фактической площади контакта (ФПК) твердых тел Аф и допустить существование деформационной канавки площадью Ак\ Fa = тАф; Fd = аАк; где г, а — тангенциальное и нормальное напряжения материала, соответственно. Тогда полная сила граничного трения может быть выражена зависимостью: F=rAt+aAK. (2.1)
В работе [129] теоретически и на экспериментальных примерах было показано, что в большинстве практических приложений из двух слагаемых в формуле (2.1) более значащим следует считать первое, т.е. произведение тангенциального или срезывающего напряжения материала г на ФПК Аф.
Таким образом, если пренебречь в зависимости (2.1) деформационным членом, характеризующим пропахивание, то для уменьшения силы граничного трения следует стремиться к одновременному снижению значений тангенциального (срезывающего) напряжения материала и ФПК трущихся тел: МтІП; 1 (2.2) Аф тш.\
Систему (2.2) можно принять в качестве выражения общего принципа минимизации граничного трения юбки поршня о цилиндр. Рассмотрим далее вопрос осуществления этого принципа на примере встречающихся на практике случаев сочетания свойств материалов пары трения.
Случай 1: Твердый металл движется по мягкому металлу (рис.2.1, а). В этом случае контактирования металл опорной поверхности мягок, поэтому имеет низкое сопротивление срезу, т.е. малое значение т, но при этом, в силу упомянутой мягкости металла опоры, значение ФПК А,р получается большим. При таких условиях одновременное удовлетворение требованиям системы (2.2) и, значит, минимизация силы граничного трения, не достигается. Исключением из этого, очевидно, является лишь случай, когда в качестве материала контртела используется пластинчатая, анизотропная структура, способная сопротивляться нормальной нагрузке, но легко подвергающаяся срезу под действием тангенциальных сил (тальк, слюда, графит, алмаз и др.). Добиться подобной структуры в металлах весьма затруднительно, т.к. их физические свойства как поликристаллов особой анизотропией не отличаются.
Случай 2: Твердый металл движется по твердому металлу (рис.2.1, б). Для этого случая характерным будет незначительность взаимного проникновения тел при контактировании и, как следствие, малая ФПК. Однако, ввиду того, что оба тела твердые, значение напряжения среза г будет очень велико. Таким образом, условие (2.2) снова не будет выполнено.
Случай 3: Твердый металл движется по твердому металлу, контактируя через тонкую подложку (пленку, покрытие) из мягкого металла (рис.2.1, в). Если добиться, что в этих условиях мягкая подложка остается неповрежденной, ее сопротивление срезу т будет примерно на уровне такового у мягкого металла, т.е. незначительным. В то же время величина Аф также будет невелика, поскольку нагрузку в обоих направлениях по нормали к плоскости контакта в данном случае надежно сдерживает малодеформируемая основа твердого металла. Следовательно, условие (2.2) может быть выполнено, и сила граничного трения минимизирована.
Влияние антифрикционного покрытия поверхности юбки поршня
Достаточно высокое значение максимальной силы граничного трения у серийного бочкообразного профиля (195Н - см. рис.3.6) и комбинированного профиля (430Н - см. рис.3.9) указало на необходимость подавления этого фактора. Как было получено в гл.2 данной работы, наиболее эффективным способом достижения указанного результата является улучшение антифрикционных свойств трущейся поверхности, а именно: применение соответствующих покрытий юбки поршня в зоне передачи боковой силы.
Проведенное и представленное в гл.4 настоящей работы экспериментальное исследование на машине трения трибологических свойств наиболее распространенного покрытия для поршня - Molycote D10 — позволило установить высокую эффективность и численные значения коэффициента трения этого материала при нанесении его на образец из поршневого алюминиевого сплава Ал25.
Учет действия покрытия в ходе выполнения расчетов осуществлялся соответствующей корректировкой значения коэффициента граничного трения поршня во входных данных расчетной программы. Так, исходя из результатов эксперимента на машине трения, коэффициент трения при наличии покрытия на поршне был изменен в сторону уменьшения сО, 13 до 0,11.
Сопоставление результатов расчета, приведенных на рис.3.6 и рис.3.12, указывает на то, что применение покрытия (снижение коэффициента граничного трения) значимо повлияло на характер протекания как силы трения без внесения изменений в распределение режимов трения за рабочий цикл. Так, максимальное значение граничной составляющей силы трения уменьшилось со 195 до 144Н (на 26%). Такое изменение привело к снижению итоговой мощности механических потерь в ЦІ 11 с 1,371 до 1,131кВт или на 18%.
Как можно видеть из сопоставления данных на рис. 3.9 и рис. 3.13, максимальное значение составляющей граничного трения при использовании покрытия уменьшилось с 430 до 145Н (на 66%), при этом, естественно, сократи лась и доля граничного трения (с 6 до 4%), возросла с 19 до 39% важная доля смешанного трения при соответствующем (с 75 до 57%) уменьшении доли гидродинамического трения. Итогом такого перераспределения режимов явилось отмеченное расчетом снижение мощности механических потерь в ЦПГ с 1,253 до 1,062кВт(на15%).
Аналогичные расчеты, выполненные для опытного бочкообразного и двухопорного профилей, формировавших незначительную максимальную силу граничного трения (55 и 95Н соответственно - см. рис.3.7 и рис.3.11) показали, что применение покрытия для них неэффективно по причине малой доли граничного трения (3-4%) на фоне доминирования смешанного и гидродинамического режимов (49 и 89% соответственно).
Данные в табл.3 свидетельствуют о примерно одинаковом по эффективности снижения механических потерь действии антифрикционного покрытия на юбке серийного бочкообразного и комбинированного профилей, а именно: от 15 до 18% за счет снижения максимальной силы граничного трения.
Как было показано в гл.2 данной работы, эффективность антифрикционного покрытия может быть повышена при нанесении его на твердую, мало-деформируемую поверхность. В этом случае при контактировании трущихся поверхностей снижается так называемая фактическая площадь контакта, что приводит к уменьшению адгезионной составляющей граничной силы трения.
Расчетная модель программы Piston-DHT допускает имитацию упрочнения поверхности юбки путем отключения блока деформации последней под действием боковой силы, что равносильно расчету поршня как абсолютно твердого тела. После проведения такого отключения проверочный расчет был выполнен для серийного бочкообразного профиля с антифрикционным покрытием и опытного комбинированного с антифрикционным покрытием. Результаты расчета подтвердили приведенную выше предпосылку о положительном влиянии упрочнения на снижение граничной силы трения (рис.3.14, рис.3.15).
Концепция и выбор методик проведения испытаний
В качестве концепции методик испытаний в данной работе было принято достижение максимальной чувствительности методов измерения механических потерь, т.к. из имеющегося опыта аналогичных исследований других авторов следовало, что эффект снижения трения от профилирования и/или применения антифрикционного покрытия, значимо выявляемый расчетными методами, теряется при использовании известных экспериментальных способов ввиду их низкой чувствительности к малым (в пределах 10%) изменениям механических потерь [134].
Исходя из рекомендаций вышеуказанной работы, для антифрикционных испытаний материалов на машине был принят хорошо апробированный метод сопоставления диаграмм Штрибека (зависимостей коэффициента трения смазываемой пары образцов от нагрузки), а для моторных сравнительных испытаний типовые методы (внешней скоростной характеристики, прокрутки, холостого хода) и опытный метод снятия температурных полей трения цилиндра в режиме прокрутки двигателя без сжатия, сгорания и охлаждения.
Теоретическое обоснование, подробное описание, анализ погрешностей и примеры применения указанных методов можно найти в работах [124-127, 134].
Сравнительные испытания поршневых материалов и антифрикционного покрытия были проведены с использованием минерального моторного масла Shell Helix SAE 10W-40 API SF/CC. Результаты испытаний (рис.4.6) обнаружили прогнозировавшееся ранее (гл.2) и проявившееся в расчетах (гл.З) снижение трения при наличии антифрикционного покрытия на одном из образцов пары.
Причем, как следует из рис.4.6, снижение коэффициента трения было получено во всем диапазоне нагрузок машины трения. С учетом инструментальной относительной погрешности метода измерения коэффициента трения (±3%) даже минимальная разница, составившая 7%, получилась значащей, т.к. превышала доверительный интервал ошибки (6%).
Автоматически рассчитанные в ходе обработки результатов эксперимента средние коэффициенты трения по характерным режимам трения (см. табл.10) были, как отмечалось ниже в гл.З, использованы при выполнении сравнительных расчетов трибологической эффективности антифрикционного покрытия юбки поршня по программе PISTON-DHT. В среднем снижение коэффициента трения при использовании антифрикционного покрытия Molycote D10 составило от 6 до 15%.
Испытания на машине трения указали на целесообразность проведения моторных сравнительных экспериментов поршней с обычной и модифицированной поверхностями юбок.
Крутящий момент Мк и момент сопротивления Мс на валу двигателя измерялись весовым устройством балансирной машины, диапазон измерений момента составлял от 0 до 5кг-м при цене деления 0,01кг-м (размерность соответствует оригинальной калибровке шкалы). Для оценки достоверности показаний динамометра была выполнена калибровка весового устройства. Она показала, что вариация показаний весового устройства практически отсутствует, а нелинейность показаний в интервалах между контрольными точками не превосходит величину ±0,005кг-м, т.е. пренебрежимо мала. Частота вращения коленчатого вала двигателя пе измерялась цифровым электронным тахометром, получающим электрические импульсы от индуктивного датчика, обращенного к зубчатому венцу маховика и входящего в измерительный комплекс моторного стенда.
Температура контрольных точек цилиндра (на расстоянии 1мм от внутренней поверхности) и моторного масла (на конце масломерного щупа, погруженного в масляный картер) определялась термопарами типа Х-К с помощью автоматического самопишущего потенциометра ЭПП-09, диапазон измерений которого составлял 0...300С, цена деления 2С. Температура отработавших газов измерялась термопарой типа Х-А, подключенной к потенциометру КВП 1 -504, диапазон измерений которого составлял 0...800С, цена деления 5С. Точка установки термопары находились на расстоянии 100мм от плоскости крепления выпускного трубопровода к головке цилиндра двигателя.
