CC BY
150
УДК 621.43
А. А. Шуаипов
АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВНУТРЕННИХ ПОТЕРЬ В СУДОВОМ ДВИГАТЕЛЕ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Судовые малоразмерные дизели (СМД) типов Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 широко используются во многих отраслях производственной и непроизводственной деятельности в качестве: главных двигателей малых судов (промысловых, рабочих, спортивных, прогулочных, спасательных); судовых вспомогательных, для привода электрогенераторов и различных комбинированных агрегатов; промышленных, для привода систем жизнеобеспечения и технологических систем (стационарных и передвижных электростанций, сварочных электрогенераторов) и др. Поскольку что эти двигатели являются единственными в РФ, обеспечивающими мощностный ряд в пределах 10-45 кВт, то проблемы, связанные с достижением ими высокого технического уровня (отвечающего мировому) и качества изготовления, соответствующего выполняемым функциям, являются перманентно актуальными, требующими необходимых и достаточных научно-технических и технологических решений.
Всё это предопределяет необходимость исследований, ориентированных на разработку и внедрение в практику проектирования и производства СМД научных принципов обоснования качественных показателей с учетом специфики их эксплуатации.
Объектом исследования являлся судовой вспомогательный дизель 2Ч 9,5/11 номинальной мощностью N ном = 16 л. с. (11,78 кВт) с частотой вращения коленчатого вала п = 1 500 об/мин (25 с-1).
Сила трения поршневых колец
Принимая давление газов за кольцом равным давлению над ним, для правильно работающего кольца можно принять, что значение суммарного радиального давления кольца может быть определено по формуле, согласно [1, 2]:
Ра = Ру + , (1)
2Р
где ру =-— - среднее давление кольца от сил собственной упругости; ру - рг - разность
АА
давлений в пространствах над кольцом и под ним; Рд - диаметральная сила, сжимающая кольца до зазора 0,3-0,5 мм сила, по данным в [3], рд = 21,07Н; Ац = 95 мм , Ак = 2,5 мм - диаметр цилиндра и высота кольца соответственно.
Таким образом, давление сил упругости составит Ру = 0,181 МПа .
По данным, приведенным в [2, 4, 5], для кольца с порядковым номером ], среднее давление газов, действующее в данном межкольцевом пространстве, определится по формуле
Р] = Рср.ц • е-(/-1), (2)
где е - основание натурального логарифма; Рср ц - среднее давление газов за цикл.
Рср.ц =^- X р(ф) . (3)
4р о
При подстановке в формулу (3) значений газовых давлений из индикаторной диаграммы, для шага по углу поворота коленчатого вала (п.к.в.) Да = 15°, получим Рср ц = 0,642 МПа .
Коэффициент к в формуле (2), согласно [2, 4, 5], принимает значения: к = 1 при ] > 4 , к = 1,5 при ] = 3 , к = 2 при ] = 2 .
Тогда, для 3-колечного поршня, по формуле (2) получим:
Р1-2 = 0,6423 • е“1,5(2-1) = 0,1462 МПа,
Р2-3 = 0,6423 • е“1,5(3-1) = 0,0326 МПа.
Расчетные давления колец, по формуле (1), будут:
- для первого компрессионного кольца рА1 = 0,4354 МПа ;
- для второго компрессионного кольца рА2 = 0,2378 МПа ;
- для третьего компрессионного кольца Ра3 = 0,199 МПа ;
- для маслосъемного кольца рм = Ру = 0,181 МПа.
Сила трения поршневого кольца, Н, может быть определена по формуле, приведенной в [1]:
R =113 • F • 3
■1'тр.К 'к д
рЛ , (4)
где FK - площадь поверхности прилегания кольца, м2; Ст - скорость движения кольца, м/с; П - коэффициент динамической вязкости масла, Пас; р - радиус закругления или размер фаски на кромке кольца, м.
Температуру масляного слоя в зазоре можно оценить по результатам термометрирования зеркала цилиндра. Согласно данным в [4], средняя температура зеркала цилиндра в зоне работы поршневых колец составляет 175 °С, а в зоне работы юбки поршня - 170 °С.
Так как вязкость масла при температуре Т > 150-160 °С практически мало изменяется, асимптотически приближаясь к значению п = 5 [6], то для обеих указанных зон представляется
_з
правильным принять h = 6 10 Па • с - const. Приняв в качестве скорости движения кольца среднюю скорость С = Ст = 5,5 м/с, согласно чертежу кольца р = 0,3 ■ 10-3 м, FK = пйцИц = 7,46 -10-4 м2 [3].
Подставив принятые значения в формулу (4), получим:
Ятр.к1 = 23,2 Н ; Ятр.к2 = 1,55Н ; Ятр.кЗ = 1,38 Н ; ^тр.к.м = 1,29 Н .
Суммарная сила трения всех колец поршня:
Ятр.к = 2 Ктр кi , ^тр.к = 65,4 Н .
Сила трения юбки поршня
Сила трения юбки поршня обусловлена главным образом сопротивлением масляной плёнки сдвигу и может быть определена по формуле, приведённой в [1, 4]:
*тр.ю = (] <3, (5)
Р 715
где Иср =-^ N (а) - среднее значение боковой силы поршня, полученной из динамическо-
720 а=0
го расчета двигателя на заданном режиме, при значении угла п.к.в. Да = 15; - площадь по-
верхности юбки поршня, участвующая в трении; ^ю определяется путём геометрических расчётов, на основании рабочего чертежа поршня, с учётом поверхностей юбки, не участвующих в трения (полости под масляные холодильники, отверстия под поршневой палец, занижения, учитывающие неравномерности деформаций). Окончательно Fю = 0,017 м2.
Среднее значение толщины масляного слоя в рабочем двигателе между юбкой поршня и цилиндром, по данным [4], 50 = 0,038 • 10-3 м.
Тогда сила трения юбки поршня, определённая по формуле (5), составит: Ятр ю = 108,5 Н.
Сила трения поршня определяется по формуле
о = о I о о = 173 9 н
/Л-тр.п лтр.к ' лтр.ю ? /лтр.п 11 Н •
Мощность трения деталей поршневой группы 2-цилиндрового двигателя, кВт, может быть определена по формуле [4, 7, 8]:
^р.ЦПГ = 0,7362^ 5п Кпп/22500, (6)
где г - число цилиндров; 5 - ход поршня; Кп.п = 1,04 - коэффициент, учитывающий потери в поршневых пальцах [2, 8]. Подставив данные в формулу (6), получим N цПг = 1,955 кВт.
Потери мощности на трение в подшипниках коленчатого вала
По результатам [4] установлено, что потери мощности на трение в подшипниках коленчатого вала Жрр к в = 0,7925 кВт.
Насосные потери
Среднее давление насосных потерь, МПа, согласно данным [7], может быть определено по формуле
рн.п = М-впрА - М-выпрг , (7)
Р
Г
где Мвп = 0,9; Мвып = 1,08 - коэффициент расхода воздуха и газов для умеренной быстроходной машины соответственно (п = 1 500 об/мин);
^ = 0,94 - 0,96;
Рг
ра = 0,095 МПа; рг = 0,115 МПа - давление в конце впуска и выпуска соответственно (из индикаторной рабочего процесса). Тогда, по формуле (7), получим рнп = 0,031 МПа .
Мощность насосных потерь, кВт, определится по формуле [4, 7]:
N = 0,736ря.пп^ , (8)
н 900
Р • D2 _3 3
где Vs =— -------5 = 0,779 10 м - рабочий объём цилиндра,
= 0,593 кВт.
Потери на привод агрегатов и вспомогательных механизмов
Потери на привод масляного, водяного и топливного насосов и вспомогательного механизма приняты на базе результатов испытаний указанных агрегатов на безмоторных стендах, проведённых на заводе-изготовителе:
- потери мощности на привод масляного насоса = 0,1472 кВт;
- потери мощности на привод водяного насоса внутреннего контура охлаждения = 0,1472 кВт;
- потери мощности на привод топливного насоса N. н = 0,265 кВт;
- потери мощности на привод механизма газораспределения Ыжг = 0,1215 кВт;
- потери мощности на привод водяного насоса забортной воды Л^.нз = 0,1472 кВт. Суммарная мощность, затрачиваемая на привод агрегатов и вспомогательных механизмов
Nвсп.м = 0,828 кВт •
Общая мощность механических потерь серийного дизеля и его механический КПД:
N = N тттгг + N + N + N
1Уш ^’тр.ЦШ ^тр.к.в 1 ^н.^ 1У всп.м-
Nm = 4,1686 кВт,
Ne
Лт =-------------“
N + N
где Ые = 11,775 кВт , тогда цт = 0,7385 .
Таким образом, потери мощности на трение в ДВС составляют
^тр.ЦПГ + ^рк.в1пп0/ 1,955 + 0,7925 1ПП0х сс „1 о/
—-------------—100 % =------------------100 % = 65,91 %; потери мощности на преодоление сил
Шт 4,1686
^тр цпг 1 955
трения в ЦПГ ——-----------------------------------------------------------------------100 % = —-100 % = 46,9 % от общих механических потерь в ДВС.
Nт 4,686
Анализ факторов, влияющих на силы трения в ЦПГ, и возможности их варьирования
Проанализировав литературные данные по различным методикам для определения потерь на трение в ЦШГ поршневых ДВС, мы отдали предпочтение методикам, предложенным К. Энглишем [2] и Б. Э. Шабшаевичем [1] (базой для разработки обеих методик является комплекс работ К. Энглиша). Имеется ряд других методик для определения потерь мощности на трение в ЦШГ, например работы Р. М. Петриченко [5, 9] и других авторов. Метод подхода к расчету механических потерь в ЦШГ, на наш взгляд, наиболее приемлем в инженерной практике для проведения ориентировочных, а затем и уточненных расчетов именно в [2].
Формулы, определяющие значения сил трения поршня и его колец [1, 4], для удобства анализа целесообразно представить в следующем виде:
Дтр.ю = 2,145 •
2/3
•Ст • NСр //3
Дтр.к =1,13 •
і
„1/3
•Ст • Р А I1
Л
2 1/3 1/3
2/3
•л
(9)
(10)
где Кю - площадь поверхности юбки поршня, участвующая в трении; So - средняя толщина масляного слоя между юбкой поршня и цилиндром; Ст - средняя скорость движения поршня; N -среднее значение нормальной силы поршня; Л - коэффициент динамической вязкости масла в рабочем состоянии двигателя; Кк - площадь поверхности прилегания кольца; р - радиус закругления или размер фаски на кромке кольца; Р А - суммарное радиальное давление кольца.
Каждая из формул содержит одну константу и три сомножителя. Первый сомножитель, характеризующий размеры элементов поршня и колец, может изменяться, и здесь можно искать резервы снижения потерь мощности на трение.
Второй сомножитель целиком определяется режимом работы двигателя: т. к. анализу обычно подвергаются показатели двигателя в его работе на номинальном режиме, то варьировать этим сомножителем не представляется возможным.
Последний сомножитель зависит от температурного состояния трущихся деталей, которое, в свою очередь, зависит от режима работы двигателя и примененной схемы системы охлаждения. Именно поэтому необходимо обозначить предел форсирования дизеля по среднему эффективному давлению, при котором применяемая схема охлаждения способна обеспечить приемлемый уровень значений температуры цилиндра и поршня.
В предлагаемой форме записи видно, что:
— сила трения кольца пропорциональна нормальной силе в степени 2/3 и произведению скорости движения на вязкость масла в степени 1/3, т. е. здесь превалирующее значение имеют потери, связанные с трением двух поверхностей, разделённых тонким, порядка нескольких микрометров, слоем смазки. Потери же, связанные с преодолением сопротивления слоя смазки сдвигу и зависящие от скорости и вязкости, имеют второстепенное значение;
— сила трения поршня, наоборот, пропорциональна нормальной силе в степени 1/3 и произведению скорости на вязкость в степени 2/3, что говорит о превалирующем значении сопротивления слоя смазки, толщина которого достигает нескольких десятков микрон, сдвигу и второстепенном влиянии чистого трения;
— что касается влияния поверхности трения, то сила трения кольца пропорциональна поверхности прилегания кольца, т. к. кольцо под действием сил упругости и давления газов прижато к зеркалу цилиндра по всему периметру почти равномерно. Сила трения поршня пропорциональна поверхности юбки в степени 2/3, т. к. поршень постоянно прижат к зеркалу цилиндра только одной стороной.
Следует считать, что при движении поршня величина ^ есть заполненный маслом зазор между поршнем и цилиндром, и чем он больше, тем меньше значение сил трения юбки поршня Лтрю в соединении «поршень-цилиндр». Именно поэтому конструкторско-технологические
мероприятия по увеличению этого зазора приводят к уменьшению сил трения, т. е. уменьшению потерь мощности на трение.
Анализ способов уменьшения потерь мощности на преодоление сил трения
Очевидно, совсем «убрать» трение из двигателя невозможно. Более того, даже значительное снижение его величины - достаточно большая проблема.
К мероприятиям по уменьшению потерь мощности на трение можно отнести, например, смещение оси пальца на поршне от оси цилиндра в сторону, противоположную движению нижней головки шатуна. В этом случае появляется компенсирующий разворачивающий момент: сила давления газов действует на плечо, равное смещению оси пальца, и стремится развернуть поршень в направлении противоположном «перекладке», уменьшая тем самым давление юбки на стенку цилиндра. Это способ можно использовать на проектировочном этапе.
Однако ситуацию осложняют силы инерции: поворот шатуна на шатунной шейке при опоре на палец приводит к появлению на поршне дополнительной боковой силы. Кроме того, торможение поршня вблизи мертвых точек также вызывает дополнительную нагрузку на палец (и, соответственно, на юбку). Причем все эти нагрузки повышаются с ростом частоты вращения.
Дальнейшие действия конструкторов понятны: если снизить массу вращающихся и поступательно движущихся деталей, можно уменьшить силы инерции и связанную с ними силу давления юбки на стенку цилиндра. Это особенно важно для современных высокооборотных двигателей, и именно это обстоятельство заставило в конечном счете перейти от традиционных в 70-е гг. XX в. тяжелых и высоких поршней и шатунов к легким ажурным конструкциям конца 90-х - волна всеобщего укорочения юбок поршней, уменьшения длины и диаметра пальцев, длины и сечений стержня шатунов прокатилась от Японии через Европу в Америку. Конечно, для воплощения этих идей потребовалось улучшить и материалы, и технологию производства [10].
Возможность снижения потерь на трение заложена и в поршневых кольцах. Опыт показывает, что переход на тонкие поршневые кольца малой высоты позволяет у высокооборотных двигателей снизить не только трение, но и такие параметры, как прорыв газов и расход масла.
В настоящее время многие корпорации и фирмы выпускают так называемые присадки к маслам. Их назначение - ремонт и восстановление (ревитализация) в процессе эксплуатации, создание на поверхностях металлокерамического покрытия. Присадки в значительной степени способствовали уменьшению потерь мощности на трение.
Корпорация «ХАДО» (г. Харьков, Украина, образована в 1991 г.) выпускает ревитали-зант ХЛОО - специфический материал, который, образно говоря, «связывает» выделяющуюся под нагрузкой энергию трения и использует ее для созидания. Попадая на пары трения, ХЛОО запускает процесс ревитализации, в результате которого на поверхностях пар трения образуется слой металлокерамики, выращенный на кристаллической решетке поверхностного слоя металла. Таким образом, обычная пара трения «металл - металл» замещается практически неизнашиваемой парой «металлокерамика - металлокерамика». Формирование нового покрытия происходит наиболее активно именно в местах наибольшего износа механизма, и в течение непродолжительного периода эксплуатации геометрия деталей полностью восстанавливается [11].
Кондиционер металла «Ройл Голд» разработан американской компанией «Ньювэйс». Принцип действия кондиционера таков, что при активном взаимодействии трущихся поверхностей и при повышенной рабочей температуре происходит расщепление активных элементов кондиционера на ионы и внедрение их в кристаллическую решетку поверхностного слоя трущихся поверхностей. Это приводит к созданию зеркально гладких и очень прочных поверхностей, обеспечивающих беспрепятственное скольжение. Ингибитор коррозии, также входящий в состав кондиционера, создает на поверхностях покрытие, которое препятствует износу и коррозии. Использование в смазке кондиционера металла «Ройл Г олд» позволит сделать поверхности зеркально-гладкими и износостойкими, существенно снизив коэффициент трения, и остановить быстрый износ. Результаты испытаний, проведенных в Московском государственном техническом университете (Московском автомеханическом институте - МАМИ) на двигателе ВАЗ-21011, показали снижение механических потерь после обработки двигателя кондиционером металла «Ройл Голд» на 18-20 %. Мощность двигателя и его крутящего момента увеличилась на 8-8,5 %. Экономия топлива при использовании кондиционера может достигать 10 %.
Еще один относительно новый способ снижения трения - нанесение на юбку поршня специального антифрикционного покрытия (чаще используют графит, реже - дисульфид молибдена). Такое покрытие хорошо работает в режиме так называемого полужидкостного трения, когда происходит соприкосновение поверхностей по вершинам микронеровностей [10].
При движении поршня с большой скоростью снижению трения способствует и другое решение - специальный гидродинамический микропрофиль юбки в виде микрорезьбы с шагом
0,2-0,5 мм, глубиной впадин 0,005-0,01 мм и углом профиля 165-170. Именно так удается добиться «всплытия» юбки на масляной пленке [10].
К настоящему времени накоплен значительный теоретический и практический опыт конструкционного, технологического и эксплуатационного снижения сил трения в деталях ЦПГ и других соединений в ДВС. Одним из эффективных путей решения этой задачи является оптимизация микрогеометрии сопрягаемых деталей. В этом плане большие возможности открывает регуляризация микрорельефов, созданных на поверхностях трения. Регулярные микрорельефы, созданные на поверхностях деталей вибрационным накатыванием, обладают высокой степенью однородности качественных и количественных показателей микрогеометрии и стабильностью технологического обеспечения. Как показали исследования [12, 14 и др.], вибронакатывание гильз цилиндров, поршней, поршневых пальцев, коленчатых валов и других деталей позволяет устранить или значительно снизить такие вредные явления эксплуатации, как задиры, натиры, схватывание, чрезмерный износ. В [15] приводятся примеры применения вибронакатывания, эффективные в борьбе с рассматриваемыми явлениями. Конструкции гильз, поршней, поршневых колец, коленчатых валов, клапанов и некоторых других деталей, обработанных вибронакатыванием, защищены авторскими свидетельствами-патентами.
Существуют и другие способы уменьшения потерь мощности на трение в ЦПГ: применение плосковершинного хонингования [16, 17], овально-бочкообразного профиля поршня
[18, 19], имплантация на зеркале цилиндра антифрикционного приработочного покрытия.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Шабшаевич Б. Э. Расчет силы трения в цилиндропоршневой группе тракторного дизеля // Тракторы и сельхозмашины. - 1973. - № 12.
2. Энглиш К. Поршневые кольца. Т. 1. Теория, изготовление, конструкция и расчет. - М.: Машгиз, 1962. - 385 с.
3. Дизели Ч 8,5/11, Ч 9,5/11. Руководство по эксплуатации 2452018 РЭ на рус. и англ. яз. - М.: Внеш-торгиздат. Изд. № 8026эс. - 273 с.
4. Дорохов А. Ф. Разработка методологии, принципов проектирования и модернизации производства судовых малоразмерных дизелей: дис. ... д-ра техн. наук. - СПб.: ГУВК, 1997. - 361 с.
5. Трение и теплопередача в поршневых кольцах двигателей внутреннего сгорания: Справочное пособие / Р. М. Петриченко, М. Р. Петриченко, А. Б. Канищев, А. Ю. Шабанов; под ред. Р. М. Петриченко. - Л.: Изд-во ЛГУ, 1990. - 248 с.
6. Трение, изнашивание и смазка: Справочник / под ред. И. В. Крагельского, В. В. Алисина. - М.: Машиностроение, 1978. - Кн. 1. - 400 с.
7. Дьяченко Н. Х., Дафиков С. Н. Быстроходные поршневые двигатели внутреннего сгорания / под ред. Н. Х. Дьяченко. - М.; Л.: Машиз, 1962. - 359 с.
8. Риккардо Т. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания. - М.: Иностр. лит., 1960. - 450 с.
9. Петриченко Р. М. Физические основы внутрицилиндровых процессов в ДВС: учеб. пособие. -Л.: Машиностроение, 1983. - 244 с.
10. http://www.autobs.ru_ /Александр Хрулев / Трение в двигателе: откуда оно берется и как с ним бороться. - 2005.
11. http://www.xadovolgograd.narod.ru. Технология ХАДО.
12. Повышение износостойкости гильз цилиндров методом виброобкатывания / Ю. Г. Шнейдер и др. // Тракторы и сельхозмашины. - 1970. - № 7.
13. Шнейдер Ю. Г. Образование регулярных микрорельефов на деталях и их эксплуатационные свойства. - Л.: Машиностроение, 1972. - 240 с.
14. Шнейдер Ю. Г. Технология финишной обработки давлением. Справочник. - СПб.: Политехника, 1998. - 414 с.
15. Шнейдер Ю. Г. Эксплуатационные свойства деталей с регулярным микрорельефом. - Л.: Машиностроение, 1982. - 246 с.
16. Наерман Н. С. Алмазная обработка в технологии автостроения // Синтетические алмазы в промышленности. - Киев: Наук. думка, 1974. - С. 135-139.
17. Фрагин И. Е. Точность и производительность при алмазном хонинговании и сперфинишировании // Синтетические алмазы в промышленности. - Киев: Наук. думка, 1974. - С. 172-177.
18. Повышение геометрической и размерной точности автотракторных поршней при кинематическом методе обработки / И. А. Федоренко и др. // Высокопроизводительные технологические процессы повышения функциональных параметров автомобилей. - М.: НАМИ, 1984. - С. 122-135.
19. Гинцбург Б. Я. Профилирование бочкообразных овальных юбок поршней // Повышение износостойкости деталей ДВС. - М.: Машиностроение, 1972. - С. 61-69.
Статья поступила в редакцию 21.20.2011
ANALYTICAL STUDY OF INTERNAL LOSSES IN THE SHIP'S INTERNAL COMBUSTION ENGINE
A. A. Shuaipov
The analytical calculation of the mechanical losses in the central piston, the calculation of power losses to friction in the bearing crankshaft, pumping losses, losses on the drive units and auxiliary mechanisms are presented. The total power losses due to friction in an internal combustion engine of 2^ 9,5/11 diesel are estimated. The analysis of the factors affecting the frictional force in the central piston group is made. The possible variations of these factors, as well as possible ways of reducing power losses to overcome the friction forces are examined.
Key words: diesel engine, piston rings, power losses, friction force, friction surface, tribological characteristics.
