Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1 Управление движением поршней - мощный резерв улучшения топливной экономичности автомобильных ДВС 13
1.1 Регулирование степени сжатия 19
1.1.1 Критический обзор способов регулирования степени сжатия (двигатель SAAB; двигатели типа ВКАРО и ПАРСС; двигатели ALVAR, FEV, Go-Engine, МСЕ-5 траверсные двигатель НАМИ. IFA, Mayflower) 23
1.2 Регулирование рабочего объема 65
1.2.1 Отключение цилиндров 66
1.2.2 Модульная силовая установка (МСУ) 75
1.2.3 Управление геометрией силового механизма (двигатель с регулируемым ходом поршней) 83
1.2.3.1 Плоские силовые механизмы (двигатель Pouliot) 84
1.2.3.2 Объемные силовые механизмы (двигатели Scalzo, АР-5.2) 91
1.3 Совместное регулирование рабочего объема и степени сжатия 95
ГЛАВА 2 Расчетные исследования эффективности регулирования рабочего объема и степени сжатия 97
2.1 Расчет эффективности регулирования рабочего объема 97
2.1.1 Исходные данные. 99
2.1.2 Расчет нагрузочной характеристики 103
2.1.2.1 Способы регулирования рабочего объема 103
2.1.2.2 Принятые допущения. 105
2.1.2.3 Процедура расчета 109
2.1.3 Расчет характеристики холостого хода 119
2.1.4 Топливный баланс автомобиля 120
2.2 Расчет эффективности совместного регулирования рабочего объема и степени сжатия123
2.2.1 Регулирование степени сжатия 123
2.2.2 Опорные экспериментальные исследования 127
2.3 Сопоставление расчетных и экспериментальных данных 134
О влиянии регулирования рабочего объема на токсичность отработавших газов 135
ГЛАВА 3 Конструкция аксиальных двигателей нами с равномерной прецессией качающейся шайбы 138
3.1 Краткий обзор конструкции аксиальных двигателей НАМИ 141
3.2 Особенности конструкции оригинальных узлов аксиальных двигателей НАМИ 157
3.2.1 Силовой механизм. Варианты выполнения 157
3.2.2 Особенности конструкции силового механизма двигателя с управляемым движением поршней163
3.2.3 Поршневая группа и сферические подшипники скольжения 166
3.2.4 Маховик 170
3.3 О тактности и числе цилиндров 171
ГЛАВА 4. Кинематический и динамический расчет силового механизма аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы 172
4.1 Кинематика аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы 172
4.1.1 Определение основных кинематических зависимостей 174
4.1.2 Особенности кинематического расчета аксиального двигателя с управляемым движением поршней 178
4.1.2.1 Расчет бензинового двигателя с регулируемым рабочим объемом 182
4.1.2.2 Расчет дизельного двигателя с регулируемой степенью сжатия 185
4.2 Основы динамического расчета аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы 187
4.2.1 Методика расчета нагрузок, действующих на звенья силового механизма 187
4.2.1.1 Исходные данные и постановка задачи 187
4.2.1.2 Разложение сил в новой системе координат. Формулы перехода 190
4.2.1.3 Определение суммарных сил, действующих на звенья силового 195 механизма
4.2.2 Некоторые результаты динамического расчета 200
Уравновешивание аксиальных двигателей
ГЛАВА 5 Оптимизация компоновки аксиальных двигателей
5.1 Определение основных геометрических параметров двигателя на стадии эскизного проектирования
5.2 Особенности конструкции и расчета газораспределительного механизма
5.2.1 Общая компоновка
5.2.2 Кинематический синтез механизма привода клапана CLASS ГЛАВА 6 Результаты экспериментальных исследований аксиальных двигателей 235 CLASS
6.1 Испытания двигателей БД-1, БД-2. 235
6.1.1 Испытания узла крепления шатуна в поршне на разрушение 237
6.1.2 Испытания алюминиевых сплавов для сферических и цилиндрических пар трения 239
6.1.2.1 Выбор покрытий, разработка технологий нанесения 239
6.1.2.2 Подбор пар трения и результаты испытаний 241
6.1.3 Испытания и доводка масляного насоса 244
6.2 Экспериментальные исследования двигателя А-7 250
6.2.1 Прочностные испытания деталей двигателя 250
6.2.1.1 Испытания на усталость качающейся шайбы 251
6.2.1.2 Определение прочностных характеристик материала шатуна 254
6.2.2 Прочностные испытания маховика двигателя А-7 255
6.2.3 Стендовые испытания двигателя А-7 257
6.3 Экспериментальные исследования двигателя А-7.2 264
6.3.1 Исследования структуры механических потерь двигателя А-7.2 264
6.3.2 Анализ весовых характеристик деталей двигателя А-7.2 270
6.4 Экспериментальные исследования двигателя АР-5.2 273
Основные результаты и выводы 281
Заключение
Список использованной литературы
- Критический обзор способов регулирования степени сжатия (двигатель SAAB; двигатели типа ВКАРО и ПАРСС; двигатели ALVAR, FEV, Go-Engine, МСЕ-5 траверсные двигатель НАМИ. IFA, Mayflower)
- Расчет эффективности регулирования рабочего объема
- Особенности конструкции оригинальных узлов аксиальных двигателей НАМИ
- Кинематика аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы
Введение к работе
Проблема снижения расхода топлива и выброса вредных веществ остается одной из самых актуальных для автомобильной промышленности. Постоянное ужесточение норм на токсичность и требований к экономичности автомобилей стимулирует поиск новых решений и критический анализ старых, но не нашедших в свое время практического воплощения технических идей. К таковым относится идея управления ходом поршня для реализации регулирования рабочего объема и/или степени сжатия. На взгляд автора эта идея является крупнейшим и практически не освоенным на сегодняшний день резервом повышения КПД двигателя. До сих пор, за исключением весьма Офаниченных экспериментальных и теоретических работ, эта область остается без должного внимания со стороны и науки, и промышленности, хотя аргументация в пользу и регулирования рабочего объема, и регулирования степени сжатия давно была достаточно убедительной и никем не подвергалась сомнению. Тем не менее, немногочисленные работы в этом направлении до сего времени не выходят за рамки научных исследований и испытаний экспериментальных образцов.
Одной из задач данной работы является анализ причин такого положения и поиск наиболее перспективных путей в решении проблемы создания двигателей с регулируемым рабочим объемом и степенью сжатия. Автор сознательно не разъединяет, а точнее, объединяет эти понятия - регулирование рабочего объема и регулирование степени сжатия, поскольку те технические решения, изучению которых посвящена эта работа, в значительной своей части предполагают внедрение в саму основу двигателя, в силовой механизм, и позволяют одновременно воздействовать как на рабочий объем, так и на степень сжатия. И то, и другое направления взаимосвязаны не только конструктивно, но и по тому эффекту, который мы имеем при их реализации: влияние на механический и индикаторный КПД и, как следствие, на топливную экономичность.
Таким образом, целью настоящей работы является исследование потенциальных возможностей повышения топливной экономичности двигателей с регулируемыми рабочим объемом и степенью сжатия и создание научных основ их разработки. Большинство из рассматриваемых в настоящей работе технических решений затрагивают базовый узел традиционного двигателя - кривошипно-шатунного механизм. И это не желание создать нечто необычное, экстравагантное, а вынужденная необходимость, имеющая бесспорное теоретическое обоснование. Заимствованный от паровых машин и заложенный в конструкцию традиционного двигателя «простой» кривошипно-шатунный механизм оказался в своей простоте настолько удачным, что за сотни лет его монополию в поршневых машинах не смогли нарушить ни один из других типов силовых механизмов. Практически все выпускаемые промышленностью двигатели - рядные, оппозитные, V-образные, W-образные, звездообразные и т.д. - являются вариациями на тему обычного плоского кривошипно-шатунного механизма. Но этот же механизм оказался слишком «простым», чтобы решить проблему управления движением поршней без его кардинального изменения.
Логика эволюции двигателей такова, что принципиально новые, т.е. отличные от классической рядной или V-образной компоновки, конструкции появляются и осваиваются в промышленности только тогда, когда получаемые за ее счет преимущества жизненно необходимы для решения стратегической технической задачи. Так было, например, со звездообразными двигателями, которые, несмотря на сложность и большую стоимость, все-таки были внедрены в промышленность, поскольку давали авиации принципиально новые возможности. Так было и с двигателями со встречно-движущимися поршнями, поскольку массогабаритные преимущества таких двигателей оказались принципиально важными для создания эффективной специальной техники.
Эта же логика показывает, что при освоении новых конструкций двигателей (или силовых установок), включая и вышеупомянутые, основным критерием по-прежнему является тандем параметров - топливная экономичность и удельная масса (кг/кВт). Стоимость силовой установки, хотя и является важнейшим показателем, стоит на втором, и даже на третьем после токсичности, месте. (Примером тому являются комбинированные энергетические установки, КЭУ). Причем, если решается задача улучшения массогабаритных характеристик в ущерб топливной экономичности, как, например, это было в двигателе Ванкеля, или наоборот, улучшения экономичности за счет ухудшения удельной массы, как это имеет место в двигателе Стирлинга {или тех же КЭУ на современном уровне их развития), - двигатель в лучшем случае займет свое место только лишь в решении каких-то частных, специальных задач, он не будет иметь перспектив массового производства. Поэтому, приступая к рассмотрению какой-либо новой конструкции двигателя, необходимо определить, какую стратегическую задачу решают авторы, достоверно ли оценен эффект от внедрения новой конструкции, стоит ли он того, чтобы идти на кардинальные изменения технологии производства, действительно ли эта задача не может быть решена в рамках обычной схемы, не нарушается ли при этом баланс между топливной экономичностью и массогабаритными показателями.
В настоящей работы изложены результаты исследования различных способов регулирования рабочего объема и степени сжатия и обоснован выбор наиболее перспективных направлений для реализации двигателя с управляемым движением поршней. Причем, здесь практически не рассматриваются известные или «классические» решения такие, как, например, ПАРСС (Поршень с Автоматическим Регулированием Степени Сжатия, это направление, строго говоря, можно также отнести к понятию «двигатель с управляемым движением поршней») или ВКАРО (управляемый вытеснитель в головке цилиндров). Они достаточно хорошо изучены. Акцент сделан на анализ относительно новых технических решений, появившихся за последние 20-30 лет и затрагивающих конструкцию силового механизма. Рассмотрены как «плоские», так и «объемные», в частности аксиальные механизмы.
Аксиальный двигатель (двигатель с компоновкой цилиндров вокруг продольной оси) рассматривается автором как одно из возможных средств достижения поставленной в настоящей работе цели. Аксиальная компоновка заслуживает внимание потому, что здесь есть (по меньшей мере, теоретическая) возможность сохранения компромисса между массогабаритными и экономическими показателями. Именно поэтому на протяжении всей истории развития двигателей аксиальная схема привлекала и привлекает к себе внимание. Ежегодно 5...10 заявок или публикаций появляются в специальной литературе. Нужно сказать, что большинство из них принципиально отличаются друг от друга в самом главном - силовом механизме. Это многообразие схем говорит о том, что до сих пор не определены единые критерии конструирования аксиальных двигателей, что в свою очередь, по мнению автора, является следствием отсутствия полноценной теоретической базы. Восполнить этот недостаток - одна из задач данной работы. Понимание особенностей кинематики «нетрадиционных» двигателей, специфики действия и передачи сил - необходимое условие для появления удачной конструкции силового механизма. В мировой практике двигателестроения появление "живой" конструкции нового двигателя - явление крайне редкое. Поэтому на наш взгляд изложение некоторых результатов работ с такими двигателями, созданными как в НАМИ, так и за рубежом, необходимо и для того, чтобы в будущем избежать сделанных ошибок, и для того, чтобы использовать апробированные удачные решения.
Автор отдает себе отчет в том, что многие идеи, изложенные в данной работе, особенно то, что касается собственно конструкции двигателя и его основных узлов, требуют обсуждения и уточнения. В работе практически не затрагиваются проблемы технологии изготовления двигателя, компоновки как единого силового агрегата, вопросы эксплуатационного обслуживания и т. д., что неизбежно должно привести к значительной коррекции существующих конструкций. Тем не менее, автор считает, что эти вопросы относятся к категории, хоть и не простых, но обычных инженерных задач и могут быть решены на стадии работ с опытными образцами последующих серии.
В последние годы разработан и реализован в виде опытных образцов ряд двигателей с силовыми схемами, обеспечивающими регулирование как Vh, так и совместное регулирование Vh и с. В публикациях, касающихся этих схем, практически не содержатся сведения о результатах расчетных исследований и обосновании выбора принятой концепции силового механизма. Поэтому научный анализ новых кинематических схем, определение преимуществ или недостатков того или иного технического решения с целью возможного использования этого решения или аргументированного отказа от него - одна из важнейших научных задач настоящей работы.
В данной работе сознательно опущен полноценный критический обзор многочисленных конструкций нетрадиционных двигателей. Это стало возможным, благодаря опубликованию докторской диссертации А.И. Яманина [57] и многотомного учебного пособия профессоров Кутенева В.Ф. и Яманин А.И. "Расчет и проектирование аксиально-поршневых двигателей" [27], а также работы «Проблемы создания двигателей с переменными степенью сжатия и рабочим объемом» [24], в которых подробно освещены вопросы истории создания этих двигателей, приведена классификация различных схем силовых механизмов и дан критический анализ наиболее характерных конструкций. Поэтому здесь использованы в основном лишь новые материалы, появившиеся за последние годы и которые имеют отношение к основной линии данной работы -регулированию рабочего объема и степени сжатия на базе нетрадиционных схем силовых механизмов.
Эффективность регулирования Vh и с различна для разных типов (бензиновый, дизельный) и для разных режимов работы (полная нагрузка, холостой ход) двигателя. Возможность достоверного расчета прогнозируемого эффекта от применения регулирования Vh и Е по характеристикам базового стандартного двигателя - актуальная научная задача.
Одним из перспективных направлений для достижения поставленной цели является упомянутый выше аксиальный двигатель — с расположением цилиндров вокруг и параллельно оси коленчатого вала. Реализация такого двигателя невозможна без решения задачи разработки методов расчета (кинематики и динамики) силового механизма аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы, расчета соотношений размеров звеньев силового механизма для взаимосвязанного регулирования Vh и ,
Все вышесказанное обуславливает круг расчетно-аналитических, конструкторско-технологических и экспериментально-исследовательских задач решаемых, в рамках настоящей диссертации:
- критический анализ существующих технических решений по регулированию Vh и є и обоснование выбора конструктивной схемы двигателя для практической реализации регулирования Vh и Е;
- аналитическое и экспериментальное исследование потенциала регулирования Vh и Е сточки зрения улучшения экономических и экологических показателей;
- разработка конструкции двигателя и его систем (управления Vh и , газораспределения, смазки, подшипниковых узлов и т. д.);
- кинематический, динамический расчеты, расчет уравновешивания, оптимизация конфигурации двигателя;
- отработка технологии изготовления оригинальных деталей двигателя и экспериментальная проверка работоспособности отдельных узлов и двигателя в целом. В задачи работы также входит экспериментальное исследование работоспособности аксиального двигателя (и его отдельных узлов) с принятой концепцией силового механизма.
Критический обзор способов регулирования степени сжатия (двигатель SAAB; двигатели типа ВКАРО и ПАРСС; двигатели ALVAR, FEV, Go-Engine, МСЕ-5 траверсные двигатель НАМИ. IFA, Mayflower)
Принципиально регулирование степени сжатия может осуществляться за счет: 1 - изменения положения головки цилиндров относительно блока, (схема 1 на рис. 1.9); 2 - управления частью объема камеры сгорания с помощью дополнительного поршня-вытеснителя (системы типа ВКАРО, схема 2 рис. 1.9); 3 - изменение высоты поршня (с помощью гидропривода, системы ПАРСС, схема 3 рис. 1.9); 4 - применения иной, отличной от КШМ, кинематической схемы силового механизма (схемы 4-8, рис. 1.9). 5 - установки эксцентрика в верхней или нижней головке шатуна; 6- установки коленчатого вала в эксцентриковых шейках.
Двигатель SAAB. Первый способ (подвижные корпусные детали) до недавнего времени можно было бы отнести к самым «экзотическим», если бы не сообщения с Женевского Автосалона 2000-го года о презентации нового двигателя SAAB с регулируемой степенью сжатия и последующие публикации об особенностях конструкции и системы управления этого двигателя [100, 101, 142]. Двигатель SAAB примечателен тем, что он является первым реализованным на практике двигателем с подвижной корпусной деталью (если не считать специальные исследовательские одноцилиндровые установки), прошедшим испытания не только в стендовых, но и лабораторно-дорожных условиях. В этом двигателе головка цилиндров и собственно цилиндры выполнены за одно целое. Регулирование степени сжатия осуществляется путем поворота головки цилиндров относительно оси 1 посредством эксцентрикового вала 2 и дополнительных шатунов 3. При этом ось цилиндров отклоняется от вертикальной оси на 4 (рис. 1.10). Поворот головки производится с помощью специальной системы рычагов с гидравлическим приводом. Относительно данного двигателя в прессе состоялась достаточно широкая дискуссия, в ходе которой ряд авторов, отмечая оригинальность технического решения, высказывали обоснованные сомнения в возможности управления степенью сжатия с требуемой скоростью из-за чрезмерно большой массы перемещаемых звеньев. Критические замечания также были высказаны в отношении возможности обеспечения надежности и долговечности силового механизма. По-видимому, эти замечания справедливы. За четыре года, истекшие после презентации на Женевском автосалоне 2000, фирма SAAB так и не опубликовала новых данных по результатам доводочных и эксплуатационных испытаний.
Двигатели типа ВКАРО и ПАРСС Двигатели типа ВКАРО (Вихревая Камера с Автоматически Регулируемым Объемом), рис. 1.9, и типа ПАРСС (Поршень с Автоматическим Регулированием Степени Сжатия), рис. 1.11 известны достаточно давно [7, 35,53]. Экспериментальные работы по ним велись разными фирмами в 50-х -80-х годах прошлого века. В 80-х годах были проведены экспериментальные исследования автомобилей с бензиновыми двигателями, оборудованными системами ВКАРО (в частности, фирма Volkswagen [62, 96, 157, 158]), которые подтвердили возможность улучшения эксплуатационной экономичности легкового автомобиля на 15%, но одновременно и выявили ряд недостатков. Отметим фундаментальные работы Wirbeleit F.G [98] и Kraemer М, [81], выполненные в конце 80-х годов на бензиновом и дизельном двигателях с ПАРСС, где было показано положительное влияние регулирования степени сжатия не только на экономичность, но и токсичность (в частности выброс частиц). Wirbeleit, в частности, исследовал проблему синхронности работы ПАРСС в многоцилиндровом двигателе. Путем одновременного индицирования всех восьми цилиндров были измерены величины максимального давления в камерах сгорания и выявлен разброс этих величин, достигающий 10%. (рис. 1.13). Kraemer [81] в частности исследовал возможности снижения выброса частиц в дизеле с непосредственным впрыском за счет изменения степени сжатия и показал, что этот способ регулирования позволяет уменьшить выброс частиц на режимах средних и высоких нагрузок в два-три раза, рис. 1.14 [98, 81].
Расчет эффективности регулирования рабочего объема
Ниже излагается метод расчета, который позволяет определить выигрыш в топливной экономичности при регулировании рабочего объема для конкретного стационарного режима работы двигателя, характеризуемого конкретными значениями мощности Ne и частоты вращения п. Расчет ведется из предположения, что имеется стандартный двигатель с известными характеристиками (нагрузочными, механических потерь и т. д.), который является базовым для создания двигателя с регулируемы рабочим объемом для автомобиля с известной характеристикой сопротивления движению. Рассматриваются два способа регулирования рабочего объема (при уменьшении нагрузки на двигатель): Способ 1 - дискретное изменение рабочего объема (модульный принцип регулирования) на определенную величину с последующим д росселированием Способ 2 - регулирование рабочего объема путем изменения хода поршня до определенной величины с последующим дросселированием.
В ходе расчета для простоты изложения физической сути для обоих способов принято, что рабочий объем изменяется в два раза. Хотя аналогичным образом может быть проведен расчет и при иной глубине регулирования. Приведен пример расчета для одного скоростного режима, соответствующего движению автомобиля со скоростью 50 км/ч на 3-й передаче. Таким же образом могут быть получены результаты и для других характерных режимов городского цикла: п= 1900 мин"1, 15 км/ч на 1-й передаче; п= 2400 мин"1, 32 км/ч на 2-й передаче; п= 1700 мин 1, 35 км/ч на 3-й передаче. По этим данным можно судить об эксплуатационной эффективности регулирования рабочего объема тем или иным способом, поскольку стандартизированный «городской цикл» в целом отражает реальную топливную экономичность при движении в городе.
Таким образом, если имеются экспериментальные данные по базовому двигателю в виде нагрузочных характеристик и базовому автомобилю в виде характеристики сопротивления движению и топливного баланса при выполнении ездового цикла, с помощью нижеприведенного расчета можно определить расход топлива автомобиля с «новым» двигателем на отдельных режимах цикла и по этим данным рассчитать топливный баланс по ездовому циклу автомобиля с «новым» двигателем. Основной задачей здесь является расчет расхода топлива «нового» двигателя на выбранном скоростном режиме.
Суть расчета состоит в следующем:
1. Ставится задача определения выигрыша в топливной экономичности (AGT разности в расходах топлива) автомобиля с базовым стандартным двигателем и «новым» двигателем с регулируемым ходом поршней при движении на определенной скорости. Т. е. определяется объект исследования (автомобиль, базовый двигатель) и параметры рассчитываемого режима (передача КПП, скорость движения и частота вращения коленчатого вала).
Например, ставится задача определить AGT для режима ездового цикла - движение со скоростью 50 км/ч на 3-й передаче (что соответствует частоте вращения вала двигателя п= 2400 мин"1) для автомобиля малого класса (с известной или рассчитанной характеристикой сопротивления движению) с базовым двигателей рабочим объемом 1,5 л.
2. По характеристике сопротивления движению автомобиля (используется имеющаяся характеристика для серийного объекта или расчетная для виртуального) определяются значения потребной мощности для установленного по п. 1 скоростного режима. Например, для этого могут быть использованы характеристики, полученные при испытаниях базового объекта на Автополигоне, либо рассчитанные по методике [40-43].
3. Из серии имеющихся нагрузочных характеристик базового двигателя (либо с использованием многопараметровой характеристике базового двигателя) выбирается (или строится) нафузочная характеристика, соответствующая скоростному режиму, определенному по п. 2.
При этом, кроме обычных характеристик GT =f(N«) при n=const, необходимо иметь зависимости давления (разрежения ДР ) на впуске от Ne при n=const, а также характеристику механических потерь pm=f(n) полученную, например, методом прокручивания. Для серийных двигателей эти характеристики известны. В случае их отсутствия эти характеристики необходимо получить стандартными методами моторных испытаний базового двигателя.
4. По нагрузочной характеристике базового двигателя и данным, полученным в ходе выполнения п. 2, с использованием нижеприведенного метода производится расчет координат точек, принадлежащих нафузочной характеристике «нового» двигателя, и строится нафузочная характеристика «нового» двигателя.
5. С нагрузочной характеристики «нового» двигателя считывается значение расхода топлива для значения Ne , соответствующего исследуемому скоростному режиму. Например, считываются значения GT при нафузке Ne, соответствующей определенному в ходе выполнения п. 2 значению потребной мощности.
6. Производится сравнение величин GT базового и «нового» двигателей и определяется величина AGT в абсолютном выражении и в процентах к базовому значению.
7. Таким же образом определяется величина AGy для всех скоростных режимов выбранного ездового цикла. Например, 15 км/ч на 1-й передаче rt= 1900 мин"1; 32 км/ч на 2-й передаче, п= 2400 мин"1; 35 км/ч на 3-й передаче, п= 1700 мин"1.
8. С использованием рассчитанных нагрузочных характеристик строится характеристика холостого хода. Берутся крайние левые точки «новых» нагрузочных характеристик, соответствующих режиму холостого хода для данной частоты вращения.
9. В соответствии в величиной времени движения на выбранном участке ездового цикла определяется абсолютная величина расхода топлива и процент ее изменения по отношению к базовому варианту. Например, вычисляется расход топлива при движении со скоростью 50 км/ч в течение 12 секунд, холостого хода в течение 60 с и т. д.
10. По полученным значениям расхода топлива «нового» двигателя на режимах движения с постоянной скоростью ездового цикла рассчитывается баланс расхода топлива за цикл. При этом принимается, что на режимах ускорения расход топлива у «нового» и базового двигателя остается неизменным. Это условие принято по результатам экспериментальных исследований, которые показали практическое отсутствие выигрыша в топливной экономичности двигателя с регулируемым рабочим объемом по отношению к базовому на режимах разгона автомобиля.
Особенности конструкции оригинальных узлов аксиальных двигателей НАМИ
В этом двигателе практически все детали представляли собой новую конструкторскую и технологическую задачу, решение которой не во всех случаях оказалось удачным. Сочленение качающейся шайбы с коленчатым валом осуществлялось через радиально-упорный сферический подшипник скольжения (поз. 13, 14 рис. 3.5) оригинальной конструкции. В опорах вала (поз. 17, 18), кулачковой шайбы газораспределительного механизма и самом газораспределительном механизме также были использованы подшипники скольжения. Эти решения, как выяснилось в ходе испытаний, оказались ошибочными. В частности, через несколько часов работы упомянутый радиально-упорный подшипник выходил из строя вследствие повышенного износа, рис. 3.6. Замена материалов, нанесение специальных маслоудерживающих канавок на сферической поверхности вкладыша не привели к решению этой проблемы.
Интересно отметить, что во всех других сочленениях, где использовались сферические подшипники - «шатун-поршень», «шатун-шайба», центральная опора», не наблюдалось никаких отклонений от нормальной работы, хотя удельные нагрузки в них были соизмеримы с нагрузками в проблемном подшипнике. Но условия работы сфер в этих подшипниках отличны от условий работы подшипника в паре «шайба-вал». Если в первом случае вкладыши вращаются относительно обоймы в трех плоскостях, то во втором случае - только в плоскости вращения коленчатого вала, т. е. имеет место «однонаправленное» движение. Конструкция этого узла была существенно переработана с заменой подшипника на стандартный роликовый радиально-упорный подшипник, что дало возможность продолжить испытания двигателя не только в режиме прокрутки, но и под нагрузкой.
Было отмечено также высокое тепловыделение в зоне расположения механизма газораспределения, что также потребовало значительного изменения конструкции подшипниковых узлов и коррекции передаточного отношения коромысла клапана.
Крайне сложным и трудоемким был процесс получения обливок блока цилиндров. Из 15-ти отливок блока удалось довести до испытаний лишь одну, но и в ней в ходе испытаний двигателя под нагрузкой выявились течь в один из впускных каналов. Пропитка блока различными составами давала временный эффект, что сильно сократило возможности экспериментальных работ.
Двигатель БД-1 создавался в условиях недостаточной проработки динамики двигателей аксиального типа и полного отсутствия опыта проектирования таких сложных деталей, как блок цилиндров, сферические подшипники, кулачковая шайба и т. д. Естественным следствием этого явились ошибки, допущенные в конструкции подшипниковых узлов как силового механизма, так и механизма газораспределения. Однако при этом был приобретен ценный опыт по конструированию оригинальных корпусных деталей, механизма газораспределения, а также общей компоновке двигателя. В работе над этим мотором были заложены основы принципов реализации идей регулирования рабочего объема и степени сжатия, воплощенные в двигателях последующих серий.
Испытания двигателя БД-1 в целом можно считать неудачными в силу указанных конструктивных ошибок, тем не менее они доказали принципиальную возможность создания ДВС по аксиальной схеме. Двигатель проработал на стенде в общей сложности около 150 часов. При изменении угла наклона шайбы изменяется и положение верхней и нижней мертвых точек. Для того, чтобы сохранить степень сжатия неизменной необходимо «придвинуть» поршень к головке цилиндров. Поэтому движение поршня гидроцилиндра и изменение угла наклона шайбы должны быть строго согласованы. За счет определенного соотношения размеров звеньев силового механизма может быть обеспечено не только изменение хода поршня (с сохранением постоянного значения степени сжатия), но и регулирование собственно степени сжатия, например, при малом рабочем объеме высокая степень сжатия (14), при большом рабочем объеме - «нормальная» степень сжатия 9, или пониженная - 7 для надувной модификации.
С учетом опыта работы с двигателем БД-1 существенно изменился узел сочленения шайбы и коленчатого вала. Был применен комбинированный сферический подшипник (поз. 39), связанный с валом через цилиндрический вкладыш, а с шайбой - по внешней сферической поверхности.
Двигатель А-7 (1989 г.) практически полностью изготовлен на Заводе опытных конструкций НАМИ. В конструкции этого семицилиндрового бензинового двигателя (рис. 3.8) рабочим объемом 4,65 л, во-первых, был максимально учтен отрицательный опыт работы с первыми моделями и, во-вторых, конструирование наиболее важных силовых элементов велось уже на основе динамического и прочностного расчетов. Создание теории двигателя явилось важнейшим этапом всей работы. Несмотря на отдельные недостатки в конструкции подшипниковых узлов и достаточно длительный период времени, который потребовался для их относительной доводки, этот двигатель впервые продемонстрировал работу на полной нагрузке с показателями не хуже, чем у традиционного аналога (ЗМЗ-53). Общая продолжительность стендовых испытаний составила более 800 часов.
Двигатель А-7 также наглядно продемонстрировал массо-габаритные преимущества аксиальной компоновки (см. рис. 3.9). Один из образцов двигателя А-7 был установлен на автомобиль УАЗ, рис. 3.10.
Кинематика аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы
Для проведения кинематического анализа и определения степени нагруженное силового механизма необходимо знать законы движения наиболее характерных точек механизма (в частности точек приведения масс для динамического расчета). Одной из таких точек является точка В крепления шатуна к качающейся шайбе (см. рис. 4.1.).
Ранее определение законов движения точки В проводилось рядом исследователей [57, 59] и они в целом известны. Тем не менее, автор считает целесообразным изложить этот вопрос и в данной работе. Причиной тому два обстоятельства. Во-первых, понимание нюансов кинематики аксиального двигателя с управляемым движением поршней будет более ясным на базе материала по кинематике обычного, т.е. без регулирования хода поршня, двигателя. Во-вторых, автор считает, что разработанная им методика вывода основных уравнений движения точки В значительно проще, чем, например, изложенная в одной из последних научных работ [57] по аксиальным двигателям, и базируется лишь на некоторых приемах начертательной геометрии и свойствах эллипса. Это весьма важно и удобно для конструкторов, которые достаточно хорошо владеют методами начертательной геометрии. Предлагаемая методика по сути является математическим описанием действий конструктора при графическом построении проекций траектории движения точки В. Умение строить эти проекции совершенно необходимо при проектировании двигателя, В частности, корпусных деталей - блока и задней крышки, с целью предотвращения касания периферийных точек шайбы стенок этих деталей, с одной стороны, и недопущения неоправданно большого зазора между указанными деталями, с другой.
При выводе уравнений движения точки В абстрагируемся от механизма стабилизации шайбы. Для нас неважно, какой это механизм - с зубчатым стабилизатором, с карданным шарниром или иной; единственным требованием, предъявляемым к этому механизму, является требование соблюдения равномерной прецессии.
Представим себе качающуюся шайбу в виде круга радиусом R (ОВ), шарнирно закрепленного на оси косого колена под углом а к горизонтали, причем центр О круга лежит в точке пересечения оси колена с осью Z. Шайба имеет возможность только углового отклонения в трех плоскостях. При вращении вала плоскость круга, т. е. плоскость шайбы, всегда перпендикулярна оси косого колена. Определим, как меняются координаты х , у, z точки В при повороте вала двигателя на угол (р.
Спроецируем шайбу на плоскость XY. Проекция круга на эту плоскость будет эллипс. На рис. 4.2 линией Н изображена эта проекция для начального положения ф=0. При вращении вала проекции шайбы на все три плоскости будут представлять собой эллипсы, причем в плоскостях XZ и YZ они будут "деформироваться" в зависимости от р, превращаясь в прямые при Ф=0, 180 и т. д. - в плоскости YZ, и ф=90, 270 и т.д. - в плоскости XZ. Но в плоскости XY форма эллипса будет неизменна, происходит лишь вращение осей эллипса с сохранением их модулей. Это обстоятельство позволяет использовать следующий прием. Повернем вал на угол ф. При этом, исходя из условия равномерной прецессии, шайба также должна повернуться на угол ф, и воображаемая точка контакта плоскости круга с вертикальной плоскостью М (см. рис. 4.1.) переместится из точки В0 точку N\ Зная направление осей ON" и ОР, можно построить проекцию шайбы при повороте вала на угол ф (пунктирная линия, эллипс F). Теперь нужно определить, какой дуге эллипса F соответствует
Решив эту систему, получим искомые уравнения. Однако задачу можно еще упростить, если использовать то свойство эллипса, что прямые, проведенные из точки В параллельно осям эллипса, пересекают окружности U и Q в точках L и М , лежащих на одной прямой сточкой О.
Уравнение прямой B M W, проходящей через точку В параллельно оси ОР, будет: у = -xtg + Rcosa . Решая это уравнение совместно с уравнением прямой LT (см. выше), получим: х = -—(1 - cosa)sin 2(р 2 V (4.1) y = R(sin + costrcos (p) {A2\ Подставляя полученные значения x и у в уравнение прямой ОВ, определим координату z: z = Rsinacos p. (4.3)
Произведя двойное дифференцирование формул (4.1) - (4.3) и учитывая, что p=o)t, получим значения ускорения точки В в трех направлениях: jx =2R(y2(l-cosa)sin2 ? jy -2Ru (l-cosa)cos2# jz=-Rffl2smarcos# а = лпПОс 1 (4.4) На рис. 4.3 приведена траектория движения точки В в плоскости XZ, а на рис. 4.4 - графики, соответственно, перемещения, скорости и ускорения z =fW) vz=/(?) Sz=f( p)
Здесь же отметим одну особенность кинематики аксиального двигателя. Если ось цилиндра расположить параллельно оси Z так, чтобы она проходила через центр О окружности Е (см. рис. 4.2) или, что то же самое - через середину отрезка CD (рис. 4.1), то угол отклонения шатуна вверх и вниз относительно оси цилиндра будет одинаковым, а длина шатуна не будет влиять на закон движения поршня, т.е. точки А. Иными словами закон движения точки А будет таким же, как и для точки В. В этом случае координата уд расположения оси цилиндров будет: yA=iR(l + cosflf) (4.5)
В работах [А, 28, 41] показано, что при любом расположении оси цилиндров внутри отрезка CD (рис. 4.1) ошибка при использовании уравнений движения точки В для описания движения точки А не превышает 0.3%, поэтому в дальнейшем будем считать эти точки кинематически идентичными.
Из уравнений (4.1) - (4.2) видно, что точка В в плоскости XY совершает движение по окружности радиусом r = -R(l-cosa) с удвоенной частотой, причем направление этого движения совпадает с направлением вращения вала. Это же говорит и о том, что в аксиальном двигателе есть источник сил инерции второго порядка. Ниже будет показано, что в случае равномерной прецессии шайбы силы и моменты от сил инерции второго порядка от всех цилиндров взаимно уничтожаются.
