Исследование потерь энергии на привод распределительного вала в автомобильных ДВС с применением динамических моделей Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Nabiullina Gulnaz Ilgizovna,, assistant, gulnaz-nabiullina @bk. ru, Russia, Naberezhnye Chelny, Naberezhnye Chelny institute Kazan (Volga) federal university,

Saubanov Ruzil Rashitovich, docent, [email protected], Russia, Naberezhnye Chelny Naberezhnye Chelny institute Kazan (Volga) federal university

УДК 629.43

ИССЛЕДОВАНИЕ ПОТЕРЬ ЭНЕРГИИ НА ПРИВОД РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО ВАЛА В АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВС С ПРИМЕНЕНИЕМ ДИНАМИЧЕСКИХ МОДЕЛЕЙ

И.Е. Агуреев, В.Н. Калинин

Определены механические потери мощности двигателя внутреннего сгорания (ДВС) на привод механизма газораспределения. Для определения была использована нелинейная динамическая модель ДВС на основе двигателя типа ЗМЗ-406.2.

Ключевые слова: двигатель внутреннего сгорания, механизм газораспределения, динамическая модель ДВС.

В последние годы, в связи с развитием вычислительной техники и значительными успехами в области моделирования ДВС, вопросам построения модели двигателя как динамической системы уделяется все больше внимания. В то же время, охватить единой детальной моделью такую сложную динамическую систему как ДВС затруднительно вследствие высоких затрат вычислительных ресурсов и проблем унификации и согласования математического описания взаимосвязанных процессов различной физической природы, определяющих функционирование ДВС. Это особенно важно для неустановившихся режимов работы, являющихся основными и характеризующихся исключительно сложной взаимосвязью всех звеньев динамической системы.

В процессе работы двигателя внутреннего сгорания (ДВС) часть энергии, полученной при сгорании топливно-воздушной смеси, расходуется на преодоление внутренних механических сопротивлений ДВС, например, на вращение распределительного вала механизма газораспределения (МГР). Целью настоящей работы является выявление закономерностей механических потерь на различных стационарных и нестационарных режимах двигателя с применением нелинейной динамической модели многоци-

линдрового поршневого ДВС.

Чтобы определить процент энергии, расходуемой на работу МГР, построены две математические модели ДВС: в одной из которых учитывалось влияние МГР, а в другой - нет. В основе использована нелинейная динамическая модель поршневого двигателя внутреннего сгорания (ПДВС). Общая модель имеет допущения, представленные в работах [1, 2]. Система дифференциальных уравнений для фазовых координат и зависимости для угловой координаты имеет следующий вид:

ф сИ

к -1

(

V к

(И

+ 22 , - си] -

V —

dV }

]=1

- к-г р~ж /

Ст " "2

Ш11 _ ^ /Т ^ Г^

— - 2 в - 2 и;

]=г

г

т

с(х

§2\ С10 - ётц (1 + а10 ) —

Л

сСх

ё\ ^20 + ётц (1 + 0, )—

А

(с = РрЯж\р - ро + рмп)- Мп - ЯС5!

~ск

Л + Я2 59

= со.

сСр

ёт

где — - изменение давления рабочего тела в цилиндрах ДВС;--из-

(С1

сСё\ (1

- изменение массовой доли свежего

менение массы рабочего тела;

заряда; -(Сс - изменение угловой скорости вала ДВС. Остальные обозначе-(1

ния являются, в основном, традиционными и описаны подробно в работах [1, 2].

Дальнейшее построение моделей и анализ результатов осуществлялись в следующем порядке:

выбор закона движения клапанного механизма; определение координат профиля кулачка; определение момента сопротивления; выбор прототипа двигателя;

сравнение результатов, полученных по двум моделям. Выбор закона движения клапанного механизма.

В качестве закона движения клапанного механизма было выбрано

полиномиальное уравнение метода «полидаин», имеющее следующий вид [4]:

аУ

аУ

аг

аг

аУ

К=Н[1+СА^) +СрШ +СгШ +Ч^|(1)

где Ь - ход клапана; ар - угол поворота, отсчитываемый от вершины кулачка; ар - угол профиля кулачка от начала подъема до вершины; р, г/, г и 5 - целые числа, подчиняющиеся закону возрастающей арифметической прогрессии с разностью р-2.

Постоянные коэффициенты в (1) определяются по уравнениям:

—рцгБ

С2 = [(р-2)(Ч-2)(т-2)0-2)]'

2 ЦГБ

С =-

Р [(p-2)(q-p)(r-p)(s-p)]'

—2 prs

Cq = [(q-2 Xq-pXr-qXs-q)]' c =_2pqs_

r [(r — 2)(r — p)(r — q)(s — r)]' —2 pqs

Cs = [(s-2Xs-pXs-qXs-r)Y

(2)

Определение координат профиля кулачка.

Уравнение (1) используется для определения координат профиля кулачка в декартовых координатах [3]:

х = 5 sin (р + s cos (р; у = S cos (р — s sin (р; (3)

где

s = h

аУ

а,

р-1

а,

r 9 V , г Р , r ^р L2¿ —— -т Lр • р рр h Lq • q

q-1

а,

r-1

аУ

OCr

а,

4- С ■ г—--1- С

q ~ ur / , г ~ us

а.

s-l

• S-

а

j S р

S = r0 + h

1 + с2[^)\ Ср (М' + с„ feY + cr № Г

dp J \(Хр ) ) х^Р /

ау

S1

+ сs -f

а

р<

где г0 - начальный радиус кулачка.

(4)

(5)

Определение момента сопротивления

Точка контакта определяется поворотом профиля кулачка и определяется как точка профиля, имеющая максимальное значение координаты у

486

в текущем положении поворота кулачка.

Для привода клапана запишем момент сил, действующих на стороны коромысла, получим

(Рг.кл. "I"

где Рг-кл- - сила, действующая на тарелку клапана; Рпр- - сила сопротивления сжатию пружины; Ртл - сила, действующая на толкатель со стороны кулачка; /0 - плечо коромысла, принимающее усилие от клапана; 1т - плечо коромысла, принимающее усилие от кулачка.

Сила пружины определяется следующей формулой:

Р/гр. ~ Pnp.const ^ ' hKJl, (7)

где Pnp.const - минимальная сила сжатия пружины, к - жесткость пружины, hKJl - ход клапана.

Сила, действующая на тарелку клапана, определяется так

Рг.кл.= Sn,(Pi-Pa)> (8)

где 50 - площадь клапана, pt - давление газов в цилиндре ДВС, ра - атмосферное давление.

Сила, действующая со стороны толкателя на профиль кулачка, равна по модулю силе воздействия кулачка на толкатель, с учетом этого и формул (6), (7) и (8) получим

D _ (SKJl(Pi Pa) ^пр.const ^ ' Ь-кл)1кл

'кл. 1 \У)

1-т

Момент сопротивления на распределительном валу будет равен:

.. _ d — 0-*o(Pi Ра) Pnp.const ^ ' Ь-кл)1кл

Мс — Хтах 1 гКЛ- — Хтах - ,

1-т

где хтах - плечо приложения силы Рклравное модулю координаты х точки контакта кулачка с толкателем. Данное выражение для момента может быть включено для учета механических потерь в динамическую модель ДВС.

Выбор прототипа двигателя

В качестве прототипа выбран двигатель ЗМЗ-406.2, который имеет следующие конструктивные параметры: степень сжатия - 8,2; диаметр цилиндра - 0,092, м; радиус кривошипа - 0,046, м; момент инерции коленчатого вала - 0,2; масса поршня - 0,77, кг; масса шатуна - 0,905, кг; момент инерции шатуна - 0,0072; отношение радиуса кривошипа к длине шатуна -0,25; относительное расстояние от центра масс шатуна до верхней головки - 0,723; диаметр горловины впускного канала - 0,047, м; диаметр горловины выпускного канала - 0,039, м; максимальная высота подъема впускного клапана - 0,008, м; максимальная высота подъема выпускного клапана -0,008, м; угол опережения открытия впускного клапана - 12 градусов; угол запаздывания закрытия впускного клапана - 60 градусов; угол опережения открытия выпускного клапана - 54 градуса; угол запаздывания закрытия выпускного клапана - 18 градусов. Динамическая модель ДВС реализована

в виде специальной компьютерной программы, которая позволяет решать различными численными методами полную систему уравнений динамической модели ДВС и воспроизводить множество стационарных и переходных режимов.

Сравнение результатов полученных от двух моделей.

На основании вычислительных экспериментов построены графики (рис. 1, 2) изменения мощности ДВС и её падения в зависимости от крутящего момента.

в зависимости от точки нагружения

На основе полученных в ходе математического эксперимента данных и графиков были сделаны следующие выводы:

1) плечо точки контакта оказывает существенное влияние на формирование момента сопротивления, т.к. графики моментов сопротивления от клапанов разного типа для каждого цилиндра имеют форму, похожую на график изменения плеча точки контакта;

2) от выпускных клапанов наблюдается больший вклад в момент сопротивления, т.к. амплитуда графика моментов сопротивления от выпускных клапанов больше, чем - от впускных;

3) при высоких крутящих моментах происходит значительное изменение амплитуды угловой скорости;

4) при крутящем моменте большем 180 Н- м математическая модель двигателя, учитывающая потери в МГР, переходит в неустойчивое состояние.

Разработанные авторами математические модели позволяют описать работу двигателя как единой динамической системы с учетом взаимосвязей механизмов. Поршневой двигатель как сложная система обладает особыми системными свойствами, не присущими отдельным элементам [5, 6]. Динамические модели имеют перспективу дальнейшего развития и являются эффективным инструментом оптимизационных расчетов поршневых двигателей на установившихся и переходных режимах.

Список литературы

1. Агуреев И. Е. Нелинейные динамические модели поршневых двигателей внутреннего сгорания: Синергетический подход к построению и анализу. Монография. Тула: Изд-во Тул. гос. ун-та, 2001. 224 с.

2. Агуреев И. Е. Анализ и синтез динамических характеристик многоцилиндровых поршневых двигателей внутреннего сгорания: дисс... д-ра техн. наук. Тула, 2003. 305 с.

3. Корчемный Л. В. Механизм газораспределения автомобильного двигателя: Кинематика и динамика. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1981. 191 с.

4. Чистяков В. К. Динамика поршневых и комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1989. 256 с.

5. Агуреев И. Е., Малиованов М. В. Динамика и синергетика поршневых двигателей внутреннего сгорания // Двигателестроение. 2001. №2. С.36.

6. Агуреев И. Е., Ахромешин А. В. Моделирование межцикловой неидентичности рабочих процессов поршневых двигателей внутреннего сгорания // Известия ТулГУ. Серия «Технические науки». Тула: Изд-во ТулГУ, 2010. Вып. 1. С. 229-234.

Агуреев Игорь Евгеньевич, д-р техн. наук, доц., зав. кафедрой, аеигвву[email protected]. Россия, Тула, Тульский государственный университет,

Калинин Валентин Николаевич, асп, [email protected], Россия, Тула, Тульский государственный университет

THE INVESTIGA TION OF ENERGY LOSSES FOR THE CAMSHAFT DRIVING IN AUTOMOBILE INTERNAL COMBUSTION ENGINES USED THE DYNAMIC MODELS

1Е. Agureev, V.N. Kalinin

The mechanical losses of power in the internal combustion engine (ICE) for the driving of a camshaft is determined. Nonlinear dynamic model of the ZMZ-406.2 was used for the determination.

Key words: reciprocating internal combustion engine, valve control mechanism, dynamic models of ICE.

Agureev Igor Evgenevich, doctor of technical science, docent, head of department, [email protected], Russia, Tula, Tula State University,

Kalinin Valentin Nikolaevich, postgraduated, [email protected], Russia, Tula, Tula State University

УДК 621.86

ПРОБЛЕМА ОБНОВЛЕНИЯ ЛИФТОВОГО ПАРКА

ГОРОДА КАЛУГА

С.И. Стефанов, П.В. Самосьев, А. А. Шубин, П.В. Витчук

Рассмотрены пути замены и модернизации лифтов. Проанализированы проблемы реновации лифтового оборудования. Представлен комплекс мероприятий по замене лифтов города Калуга.

Ключевые слова: износ, замена, лифт, модернизация, оборудование.

На данный момент уровень износа лифтового оборудования в стране достиг критической отметки. В разных регионах России от 25% до 75% лифтов выработали свои сроки нормативные сроки эксплуатации и подлежат замене [1, 2].

Для решения проблемы лифтов, отработавших свои нормативные сроки службы, в России применялись различные экстренные мероприятия. Так, одним из таких решений являлось возможностью продления срока эксплуатации устаревших лифтов на основе диагностирования их технического состояния, что привело к созданию соответствующего нормативного документа МР 10-72-04 «Методические рекомендации по обследованию технического состояния и расчету остаточного ресурса с целью определе-