Моделирование контактного взаимодействия пар трения элементов гидродинамических трибосопряжений транспортных двигателей Текст научной статьи по специальности «Физика»

Механика и машиностроение

УДК 536.24; 621.822

МОДЕЛИРОВАНИЕ КОНТАКТНОГО ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ ПАР ТРЕНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ТРИБОСОПРЯЖЕНИЙ ТРАНСПОРТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

© 2011 Ю.В. Рождественский, К.В. Гаврилов, А.А. Дойкин

ФГБОУ ВПО Южно-Уральский государственный университет (национальный исследовательский университет), г. Челябинск

Поступила в редакцию 10.11.2011

До недавнего времени расчет гидродинамических подшипников выполнялся при допущении, что поверхности трения являются абсолютно гладкими, и учет микрорельефа шероховатости отсутствовал. Такой подход при современном уровне форсирования дизелей, когда толщина смазочного слоя в трибосопряжении снижается до величин сопоставимых с суммой высот микронеровностей, приводит к неточным, а иногда и неверным результатам.

В связи с этим необходимо уточнить модель трения и смазки трибосопряжения с учетом контактных взаимодействий поверхностей трения и возникающих при этом тепловых процессов, поскольку именно в период граничного трения происходит интенсивный износ поверхностных слоев элементов пар трения.

УСЛОВИЯ РАБОТЫ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ТРИБОСОПРЯЖЕНИЙ (ТС)

Гидродинамические ТС транспортных дизелей характеризуются условиями работы, при которых поверхность шипа и опорная поверхность подшипника взаимодействуют через слой смазочного материала.

К основным критериям оценки работоспособности этих ТС принято относить: мгновенные (в момент времени т ) значения минимальной толщины

смазочного слоя

hmin (т)

и максимального гидро-

динамического

давления p max (т ),

а также их экс-

тремальные inf hmin,

sup p max и средние

h

min ’

*

PmaX за цикл величины; мгновенные и средние

потери мощности на трение N(т), N ; расходы

смазки Qt (т) > Qt , вытекающей в торцы подшипника; эффективную (расчетную) температуру сма-

*

зочного слоя Тэ .

При оценке ресурса сопряжения определяющим является граничное трение, возникающее при высоких уровнях нагружения и характеризуемое непосредственным контактом рабочих поверхностей шипа и подшипника. Именно в период граничного трения происходит интенсивный износ поверхностного слоя подшипника.

Повышенный износ сопряжения, характеризующийся достижением предельно допустимого зазора между шипом и подшипником, приводит к нарушению условий смазывания, увеличению интенсивности изнашивания и снижению ресурса сопряжения.

В связи с этим в качестве дополнительного критерия оценки работоспособности гидродинамических ТС выбрана протяженность зоны касания

сс\,_, , где значение минимальной толщины сма-

h ~ hKp

зочного слоя hmin меньше некоторого критического значения hKp. Работоспособность подшипника за-

висит не столько от величины hmin , сколько от

протяженности с

h = hKp

, при чем значение

с

h = hKp

не должно превышать 20% времени рабочего цикла транспортного дизеля [1]. Протяженность зоны касания зависит от уровня и характера изменения нагрузки на сопряжение «шип - подшипник», а также особенностями его конструкции.

Параметры контактного взаимодействия рабочих поверхностей шипа и подшипника могут быть оценены с использованием конечно-элементного анализа теплового и напряженно-деформированного состояния контактного слоя только с учетом реальных механического и теплового нагружений, геометрических характеристик поверхностей контакта, механических и теплофизических свойств элементов сопряжения и моторного масла.

МЕТОДИКА РАСЧЕТА ЭФФЕКТИВНОЙ ТЕМПЕРАТУРЫ СМАЗОЧНОГО СЛОЯ

Одной из основных гидромеханических характеристик, определяющих работоспособность ТС, является температура смазочного слоя Тэ . Этот па-

раметр, рассчитывается на основе изотермического подхода и определяется при решении уравнения теплового баланса

* *

an = ’ (1)

отражающего равенство средних за цикл значе-,*

ний теплоты An , рассеянной в смазочном слое и

1203

Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011

теплоты

aq ■■

отведенной смазкой, вытекающей в

торцы подшипника.

Методика корректировки эффективной темпера*

туры смазочного слоя Тэ за цикл нагружения заключается в следующем. Первоначально из каких-либо соображений задается начальное значение эффективной температуры смазки. Затем рассчитывается вязкость смазки как функция от давления и температуры по трехконстантной формуле Фогеля [2]. На каждом временном шаге рассчитываются мгновенные значения потерь на трение N (г) и торцевого расхода смазки QT (г). По окончании одного цикла расчета траектории шипа определяются средние значения потерь мощности на трение в сма-*

зочном слое N и расхода смазки через торцы

подшипника Q* , а также температура смазочного

*

слоя Тэ = То + АТ в первом приближении. При

этом приращение температуры в смазочном слое за цикл нагружения определяется по формуле

N *

АТ = -*N------, (2)

Q -Р-с0

где р, Со - плотность и теплоемкость моторного масла соответственно.

Исходя из температуры Тэ , вновь корректируется эффективная вязкость цэ и расчет продолжается. Условием окончания итераций является совпадение с точностью £т расчетных температур в двух соседних циклах [3].

Процессы тепломассообмена являются определяющими в гидродинамических трибосопряжениях, а в условиях граничного трения они значительно усиливаются. В связи с этим в алгоритме теплового расчета должен учитываться процесс тепловыделения, возникающий в контакте между микронеровностями поверхностей трения ТС.

УЧЕТ КОНТАКТНОГО ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ ТРЕНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ТС ПРИ РЕШЕНИИ ТЕПЛОВОЙ ЗАДАЧИ Для прогнозирования теплового и напряженнодеформированного состояния области контакта поверхностей шипа и подшипника необходимо использовать модель контактного взаимодействия, которая характеризуется простотой и возможностью описания происходящих процессов с приемлемой точностью. Построение такой модели базируется на качественном и количественном определении фактических параметров шероховатости поверхностей контакта.

С этой целью при известной структуре поверхностного слоя подшипника (рис. 1) особенности микрорельефа контактной поверхности могут быть определены методом атомно-силовой микроскопии (AFM). Результаты AFM-сканирования используются для построения конечно-элементной модели контактного взаимодействия [4]. На рис. 2 представлены результаты анализа шатунного подшипника дизельного двигателя в виде трехмерной (рис. 2) профилограммы, характеризующей расположение и высоты микронеровностей исследуемой поверхности.

Рис.1. Расположение антифрикционных слоев

Рис. 2. Форма и размеры AFM - сканируемого сегмента поверхности исследуемого подшипника.

Одним из важнейших показателей контактирования шероховатых поверхностей является соотношение между номинальной и фактической площадью контакта. Оценка указанного соотношения предусматривает предварительное определение вида контактного взаимодействия, уровня номинального, контурного и фактического давлений контакта, коэффициента трения с учетом топографических особенностей контактирующих поверхностей. Модель исследуемого контактного сопряжения с определенными топографическими характеристиками позволяет выполнить анализ основных показателей трибоконтакта при различных условиях теплообмена и механического нагружения, отвечающих, в частности, условиям работы сопряжения «вал - шатунный подшипник». Результатом анализа механизма контактного взаимодействия и контактных параметров в поверхностном слое трибосопряжений является оценка фактических показателей контактирования и соотношения между номинальной и фактической площадью контакта, определяющих трибологическое поведение элементов сопряжения.

Указанные показатели используются для уточнения уровня тепловой нагруженности ТС посредством учета теплового потока q в контактирующие

1204

Механика и машиностроение

элементы сопряжения и моторное масло в величине

*

потерь мощности на трение в смазочном слое N . Величина q определяется на основании уравнения тепловыделения при трении:

^ Лп

q = rfPа ~~V , (3)

Лг

где f - коэффициент трения; Pa - номинальное давление; V - скорость скольжения.

Оценка контактных температур, а также их распределение по поверхности и в объеме контактирующих элементов сопряжения, выполняется для модели подшипника с учетом теплофизических свойств материалов и граничных условий контактного теплообмена. Для сохранения адекватности топографии поверхности модели реальному рельефу шероховатости линейные размеры элементов выбраны таким образом, чтобы исключить их влияние на топографические особенности контактного слоя. На рис. 3 приведены результаты конечноэлементного моделирования поля температур в области контакта элементов сопряжения «шатунная шейка вала - шатунный подшипник» дизельного двигателя.

T, oC

Рис. 3. Распределение температур в области контакта элементов сопряжения «вал - подшипник скольжения».

Распределение температур контактного слоя подшипника характеризуется величинами максимальной, средней поверхностной и объемной температур, а также изменением градиента температуры по нормали к поверхности трения. Особенности формы контактной поверхности, условия теплообмена, а также наличие смазочного слоя оказывают влияние на направление тепловых потоков и распределение температур в области контакта.

Коэффициент распределения теплоты r в элементы трибосопряжения для граничного режима трения определен с использованием модифицированного уравнения Ф. Шаррона, которое позволяет учесть теплофизические свойства материалов шипа, подшипника и моторного масла:

л/ Pi ' ci ' Ai

ri =-----------------

1 n

S Vpi ' Ci " Ai

i=1

(4)

где p - плотность; A - коэффициент теплопроводности; с - удельная теплоемкость для i-го материала.

Таким образом, определяя при помощи конечноэлементной модели соотношение между номиналь-

Ла

ной и фактической площадями контакта -- и, зная

Лг

геометрические размеры ТС, рассчитываем дополнительную мощность потерь на трение

N add = q S , (5)

где S - суммарная площадь пятен контакта. Окончательно, приращение температуры смазочного слоя гидродинамического ТС запишется в виде:

АТЭ =

N + N.

add

Q 'P'Co

(6)

По оценке выполненной для шатунного подшипника дизельного двигателя величина N add составляет 30-40 Вт, что сопоставимо с величиной суммарных потерь на трение в смазочном слое. Изменение расчетной температуры смазочного слоя приводит к изменению вязкости моторного масла, и следовательно, параметров, выбранных в качестве критериев работоспособности, а в частности, величины протяженности зоны касания ОС

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Учет реального микрорельефа шероховатости поверхностей трения ТС, характера распределения и размера пятен контакта, теплового и напряженнодеформированного состояния контактного слоя позволит с большей степенью достоверно оценить условия работы ТС. При этом процессы тепломассообмена являются определяющими в гидродинамических трибосопряжениях и в условиях граничного трения они значительно усиливаются. Реализация предложенного способа учета контактного взаимодействия при моделировании гидродинамических ТС позволит существенно уточнить оценку их ресурса.

Представленная работа выполнена при финансовой поддержке Федеральной целевой программы «Научные и научно-педагогические кадры инновационной России» на 2009-2013 годы и Российского фонда фундаментальных исследований (проект 1008-00424).

h=ккр .

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Русанов М.А. Повышение работоспособности коренных подшипников V-образных дизелей оптимизацией их ос-

1205

Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011

новных параметров: дис. ... канд. техн. наук. Челябинск, 1993. 171 с.

2. Рождественский Ю.В., Гаврилов К.В., Дойкин А.А. Влияние вязкостно-температурных свойств моторных масел на гидромеханические характеристики трибосопряжения «поршень-цилиндр» // Двигателестроение. 2010. № 2. С. 23-26.

3. Прокопьев В.Н., Бояршинова А.К., Гаврилов К.В. Применение алгоритмов сохранения массы при расчёте дина-

мики сложнонагруженных опор скольжения // Проблемы машиностроения и надежности машин. 2004. №4. С.32-38.

4. Лазарев В.Е., Усольцев Н.А. Интенсивность изнашивания антифрикционного слоя подшипников скольжения ДВС в условиях граничного трения // Тяжелое машиностроение. 2010. № 9. С. 18-22.

SIMULATION OF CONTACT INTERACTION OF FRICTION PAIR ELEMENTS FOR TRANSPORT ENGINE HYDRODYNAMIC TRIBOUNITS

© 2011 Rogdestvensky, K.V. Gavrilov, A.A. Doykin SOUTH URAL STATE UNIVERSITY (National Research University), Chelyabinsk

1206