CC BY
12
ТЕХНОЛОГИЯ ЗАГОТОВКИ И МЕХАНИЧЕСКОЙ ОБРАБОТКИ
ДРЕВЕСИНЫ
УДК 630.36/ 621.436
Хвойные бореальной зоны. 2021. Т. XXXIX, № 5. С. 408-412 РАБОТА ОПОР КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА ДВИГАТЕЛЯ С. Н. Долматов, Я. С. Гончарова, В. С. Байделюк
Сибирский государственный университет науки и технологий имени академика М. Ф. Решетнева Российская Федерация, 660037, г. Красноярск, просп. им. газеты «Красноярский рабочий», 31
E-mail: pipinaskus@mail.ru
Дизельные двигатели имеют широкое распространение в лесозаготовительной отрасли. Для обеспечения высоких показателей надежности и долговечности двигателя важно знать режимы его работы и действующие нагрузки на отдельные элементы конструкции ДВС. Опоры коленчатого вала, коренные и шатунные шейки являются основными высоконагруженными узлами трения ДВС. В ходе исследований были определены минимальные обороты коленчатого вала, обеспечивающие жидкостный режим трения шатунных и коренных опор и как следствие минимальный износ этого сочленения. Для двигателя ЯМЗ-238 расчетные минимальные обороты благоприятного режима смазки составляют не менее 1073 об/мин. Установлено влияние режимов работы ДВС на условия работы опор коленчатого вала ДВС.
Ключевые слова: двигатель, коленчатый вал, шатунная шейка, обороты, масляный клин, жидкостное трение.
Conifers of the boreal area. 2021, Vol. XXXIX, No. 5, P. 408-412
OPERATION OF ENGINE CRANKSHAFT SUPPORTS
S. N. Dolmatov, Ya. S. Goncharova, V. S. Baydelyuk
Reshetnev Siberian State University of Science and Technology 31, Krasnoyarskii rabochii prospekt, Krasnoyarsk, 660037, Russian Federation E-mail: pipinaskus@mail.ru
Diesel engines are widely used in the forestry industry. To ensure high reliability and durability of the engine, it is important to know the modes of its operation and the acting loads on individual elements of the ICE structure. Crankshaft bearings, main and connecting rod journals are the main highly loaded friction units of the internal combustion engine. In the course of the research, the minimum crankshaft revolutions were determined, which ensure the liquid mode offriction of the connecting rod and main bearings and, as a result, the minimum wear of this joint. For the YaMZ-238 engine, the calculated minimum revolutions of a favorable lubrication regime are at least 1073 rpm. The influence of the operating modes of the internal combustion engine on the operating conditions of the supports of the crankshaft of the internal combustion engine has been established.
Keywords: engine, crankshaft, connecting rod journal, rpm, oil wedge, fluid friction.
ВВЕДЕНИЕ
В процессе работы лесосечных машин и лесовозных автопоездов действующие нагрузки имеют определенный характер изменения, зависящий как о внешних факторов, так и от особенностей конструкции лесозаготовительной или транспортной машины. К внешним факторам можно отнести дорожный и почвенно-грунтовые условия, рельеф местности, степень благоустроенности дорожной сети или наличие и качество транспортных путей на лесосеке. К конструктивным особенностям машины можно отнести тип двигателя, трансмиссии и ходовой части, степень ее износа, наличие средств автоматизированного кон-
троля и управления процессом работы машины [1]. Для представления о режимах работы двигателя и прогнозирования режимов нагружения узлов и систем в процессе его эксплуатации необходимо отслеживать процентное соотношения стационарных и неустановившихся режимов работы с учетом коэффициента загрузки двигателя [2].
Эффективность работы двигателей лесных машин, их технико-экономические, ресурсные и экологические показатели во многом зависят от качества рабочего процесса. В зависимости от вида лесной или транспортной машины ее двигатель может работать различное время в переходных или стационарных
установившихся режимах. Причем, чем хуже и тяжелее режим работы и выше амплитуда изменения параметров эксплуатационных условий (нагрузка, уклоны местности, состояние покрытия), тем большее время двигатель машины будет работать на переходных режимах. Как правило, основные высоконагру-женные опоры валов ДВС с подшипниками скольжения рассчитаны на работу в режиме жидкостного трения, когда несущая способность масляного клина, при достаточном давлении, развиваемом масляным насосом, обеспечивает исключение непосредственного контакта поверхностей трения. Масляный клин распределяет действующие усилия, исключая локальную концентрацию напряжений. При реализации такого режима трения, контактное взаимодействие и износ практически отсутствует, и как следствие ресурс такого сопряжения практически не ограничен. В условиях реальной эксплуатации масляный клин или сплошной слой масла под давлением может разрушаться. При этом происходит непосредственный контакт поверхности вала и вкладыша и резкий рост контактных напряжений. Эти явления происходят при нестационарных режимах работы ДВС.
Негативное влияние нестационарных переходных режимов работы ДВС обусловлено тем, что при изменении режима работы (число оборотов коленчатого вала, нагрузка от трансмиссии) идет стремительное изменения параметров рабочего процесса, изменяются условия охлаждения поршней и цилиндров, режимы работы подшипников скольжения коренных опор и шатунных шеек, поршневых пальцев и шеек и кулачков распределительного вала. Напряжения и нагрузки, возникающих в деталях кривошипно-шатунного механизма, увеличиваются при росте скорости изменения режима работы ДВС, достигая наибольших величин в момент резкого выведения на полную нагрузку, момент холодного пуска, резкого снижения числа оборотов или внезапного останова. В таких условиях конструктивные элементы интенсивно деформируются и изнашиваются, нарушаются режимы трения, формируются очаги аномально высоких температур и нагрузок в сопряжениях, формируются и накапливаются усталостные повреждения.
По данным [3] общая продолжительность работы дизельного двигателя маневрового тепловоза на переходных режимах может достигать 40 % от общего времени работы. Для лесовозных автопоездов и лесных тракторов это время будет существенно больше, поскольку режим работы автомобиля является гораздо более «нестационарным». В исследованиях [4] установлено, что на режимах разгона условия работы опор коленчатого вала хуже, чем при установившихся режимах. Важно понимать определенные «пороговые» показатели, при которых происходит изменение характера взаимодействия трущихся поверхностей деталей двигателя. При возрастании нагрузок, снижении числа оборотов коленчатого вала или при недопустимо маловязких маслах происходит переход от жидкостного к полусухому трению с резким увеличением интенсивности износа.
Рассматривая две группы сопряжений - шатунную и коренную шейки коленчатого вала нужно указать на
принципиальные отличия условий их работы. Шату-ная шейка более нагружена воспринимает и передает газовое давление, испытывает действие центробежных сил при вращении шатунной шейки вокруг оси коленных опор вала. Размеры шатунной шейки, по сравнению с коренной ограничены. Коренные шейки неподвижны. Размер коренных шеек и площадь поверхности подшипников скольжения существенно больше, чем шатунных. Поэтому режимы работы шатунной пары шейки и подшипника более неблагоприятны, имеют большие износы.
Цель работы: Оценить режим работы опор скольжения коленчатого вала дизельного двигателя лесозаготовительной машины и определить условия возникновения жидкостного режима трения в сочленении.
МЕТОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ
ИССЛЕДОВАНИЙ
Сопряжение шейки коленчатого вала с ее опорой является основным высоконагруженным узлом автомобильного двигателя. Это сопряжение является заключительным в кинематической цепи, преобразующей поступательное движение поршня - во вращательное движение коленчатого вала.
Известно, что основной причиной повышенного износа и возможных аварий сопряжения шеек коленчатого вала является режим неустановившегося трения и масляного голодания, который приводит к повреждению и последующему разрушению подшипника скольжения. При нарушении условий динамического жидкостного трения, в результате чего при заданной нагрузке масляная пленка становится тоньше, что приводит к ухудшению отвода тепла и повышению температуры масла и самого подшипника, что снижает вязкость масла и еще больше уменьшает толщину его пленки. Это, в свою очередь, вызывает непосредственный контакт и разогрев подшипника от трения контактирующих деталей - вкладыша и шейки коленчатого вала, в соответствии с режимом граничного трения, характеризующимся контактом по микронеровностям как начальной фазе повреждения [5-7].
В качестве основных причин нарушения нормальной работы опор коленчатого вала можно указать недостаточное давление масла, наличие инородных тел в масле [8; 9], а также нерациональный режим нагру-жения ДВС, например работа с большой нагрузкой на низких оборотах коленчатого вала.
Для обеспечения оптимального стационарного режима жидкостного трения высоконагруженных (прежде всего опор шатунов) сопряжений двигателя рассмотрим теоретическое основание режима жидкостного динамического трения шатунного подшипника скольжения. Для упрощения предположим, что тело шатуна на протяжении все своей длины имеет одинаковое сечение. Длина шатуна Ь равна:
Ь =Х1, (1)
где I - ход поршня; X - отношение длины шатуна к ходу поршня.
Каждому элементу шатуна ёх соответствует элементарная масса ёт = цёх, где ц - некоторая постоянная величина. Каждая элементарная масса обладает силой инерции:
<ШХ = -цуёх, (2)
направленной в сторону, обратную направлению ускорению у поршня, параллельно оси цилиндра. Равнодействующая ^ этих сил может быть найдена как интеграл выражения 2.
F = -yJVdx = M у,
(3)
у = У л
cosa +-
cos2a
(4)
У = У л
1 +1 2
(5)
а сила инерции F1 станет максимальной:
F1max = "M У A
1 +1 2
(6)
D = 0,5589
1000
(8)
стремительным ускорением -ф х, направленным к верхней головке шатуна.
Этому ускорению соответствует элементарная центробежная сила, направленная к нижней головке шатуна:
dF2 = ф yxdx,
(9)
Интегрируя выражение 9 от нуля до полной длины шатуна L и принимая величину угловой скорости Ф = const, получим выражение для F2:
где М - масса тела шатуна
Сила ^ изменяется в зависимости от изменения ускорения у поршня. Изменение ускорения у является функцией ускорения уА кривошипа и угла а его поворота от верхней мертвой точки (ВМТ), т. е.:
F2 = ф2 |Jxdx = — |L2 . 0 2
При |L = M, получим
(10)
F2 =
цф2 L 2 ;
(11)
Причем эта сила действует по направлению к нижней головке шатуна, вдоль оси последнего. Принимая, что
При положении поршня в ВМТ угол а = 0, тогда выражение 4 примет вид
L =1 и у л =
ю2/
(12)
Придадим формуле центробежной силы вид
F2 = M у л
(13)
Выражая ход поршня в мм., скорость вращения п коленчатого вала в об/мин, вес р шатуна в сборе с поршнем, кг, после преобразований получим формулу
М у л = рБ, (7)
Учитывая условие 7, центробежная сила достигает максимальных величин при положениях шатуна в мертвых точках, получим:
F„
M У л 4
(14)
Расчет величин сил инерции ^ и действующих вдоль оси шатуна, позволяет определить величину силы Р, действующей на шатунный подшипник при верхнем положении поршня, из выражения:
лД
p = ~гPz -F + F2,
(15)
где р2 - давление горящих газов при нахождении поршня в ВМП.
Величина тангенциальных сил инерции:
F =-ц ^ф íxdx=ML. ^ф
i о — Ц |ЛиЛ — .
3 dt i 2 dt
(16)
Рис. 1. Схема сил, действующих на шатун
Величину центробежной силы определим, руководствуясь следующими соображениями: любая точка шатуна, расположенная на некотором расстоянии х от оси пальца (рис.1), обладает мгновенным центро-
Эта сила перпендикулярна к оси шатуна, приложена в точке, находящейся на расстоянии 1/3Ь от нижней головки шатуна.
Зная конструктивные размеры элементов двигателя, именно диаметр шатунной шейки и длину шейки вала I, задаваясь величиной диаметрального
2
зазора 5 между шейкой вала и подшипником, критической толщиной масляной пленки /, а также коэффициентом 9 надежности работы подшипника, определим минимальную толщину масляного слоя как:
Ьтт = 9/р. (17)
Из гидродинамической теории смазки [10] несущая способность масляного клина равна:
Р = 55,5-10
-13 П-и
/с3
/
■шт 51 1 +
/1
(18)
5 = 0,0ЦС = 0,0Н/93 = 0,096 :
А- = 56 = 0,6 = 93 = 1,66.
С 93
/ 56
Принимаем для шлифованной шейки вала /крит = 0,005 мм. Динамическая вязкость масла
М12Г - 13,2 МПа-с
Икр =
11,6 -104 - 0,005 -10-3 - 0,096 (1 +1,66) 55,5 -10-13 -13,2 - 56 -10-3 - 0,0933
= 1073— = 112 рад/с.
Подставляя вместо /Ш1П величину /кр, решим выражение 18 относительно минимального числа оборотов шейки вала для обеспечения жидкостного трения:
Р/кр 5| 1 + ^
Икр =
55,5-10-13/хс% '
Проведем расчет для условия обеспечения жидкостного трения шатунной шейки двигателя ЯМЗ-238. Двигатель ЯМЗ-238, широко используется в лесной промышленности.
Диаметр цилиндра, 130 мм, ход поршня, 140 мм длина шатуна 255 мм, диаметр нижней шейки 93 мм, верхней 58 мм, длина шейки 56 мм. масса 3,5 кг. Принимаем условие работы двигателя в области максимального крутящего момента, число оборотов коленчатого вала 1500 об/мин.
В = 0,5589
1500
2
140 = 176,
.1000 _
М у А = рВ = 3,5-176 - 9,81 = 6035Я,
х = Ь=.255 = 1,82,
/ 140
1 1 1 1
1+—= 1+-
2 2 -1,82
= 1,27,
1 -1 = 1--1— = 0,73.
2 2-1,82
Положение ВМТ К = -6035 -1,27 = -7692Я.
Положение НМТ К = -6035 - 0,73 = -4405Я.
К
2шах
6035 4-1,82
= 828Н,
р = ^0,13 9-106 Па -7692 + 4405 = 11,6-104Н,
Поскольку условия работы коренных опор коленчатого вала легче, чем шатунных, расчетные обороты обеспечат жидкостный режим трения в сочленениях коренных опор. Согласно [11], максимальный крутящий момент двигатель ЯМЗ-238 имеет в диапазоне оборотов 1250...1450 об/мин, номинальная мощность достигается при 2100 об/мин. Следовательно, при работе двигателя в области установленных эксплуатационных режимов максимального крутящего момента будет обеспечено жидкостное трение опор коленчатого вала. Однако при наличии неустановившегося режима, согласно исследованиям [12] имеет место значительное увеличение динамических показателей рабочего цикла (до 32 %) по сравнению с установившимся режимом. При таких величинах роста нагрузок возможен выход параметров жидкостного трения опор коленчатого вала на нежелательные режимы полусухого трения.
Для определения действительного износа сопряжений опор коленчатого вала при неустановившихся режимах необходимо проведение натурных исследований, в том числе на основе установки использованной в исследованиях [12]. Достоверность результатов оценки износа двигателя будет зависеть от правильности способа измерения. В последнее время в исследовательской практике наиболее часто применяются методы измерения износа двигателя: метод микро-метрирования (Г0СТ18509-88), метод взвешивания деталей, метод искусственных баз, метод спектрального анализа, метод радиоактивных изотопов. Анализируя отмеченные выше методы измерения износа, можно заключить, что для исследования влияния неустановившихся режимов работы на износ двигателя при сравнительных испытаниях наиболее приемлемыми является метод спектрального анализа, так как он обладает высокой чувствительностью, не требует специальной дорогостоящей подготовки и разборки двигателя и позволяет определить суммарный износ основных групп деталей, что удовлетворяет требования, предъявляемые к сравнительным испытаниям.
ВЫВОДЫ
1. На степень работоспособность и интенсивность износа шеек и опор коленчатого вала ДВС существенное влияние оказывают внешние и внутренние факторы, воздействующие на машину или агрегат, где
работает ДВС. Особенно значимое влияние оказывает режим работы, стационарный или неустановившийся режимы нагружения.
2. Долговечность сопряжения шеек коленчатого вала и опор дизельного двигателя может быть повышена работой ДВС на соответствующих оптимальных режимах, при которых реализуется условие жидкостного трения в слое масляного клина.
3. Результаты исследования позволяют обосновать минимально допустимые обороты коленчатого вала, при которых будет обеспечена жидкостная смазка шеек и опор коленчатого вала, и следовательно их минимальный износ. Для двигателя ЯМЗ-238 расчетные минимальные обороты благоприятного режима смазки составляют не менее 1073 об/мин.
4. Реальные результаты динамики износа сопряжений можно оценить в процессе экспериментальных исследований, запланированных как продолжение работы.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЕ ССЫЛКИ
1. Клоков Д. В., Супин В. В. Нагрузочные режимы трансмиссии форвардера // Актуальные проблемы лесного комплекса. 2011. № 29. С. 17-21.
2. Клоков Д. В. Обоснование параметров и оценка динамических показателей лесной колесной погру-зочно-транспортной машины : автореф. дис. ... канд. техн. наук. Мн., 2001. 21 с.
3. Овчаренко С. М., Корнеев П. В., Четвергов В. А. Влияние переходных процессов на расход топлива дизелем в эксплуатации // Известия Транссиба. 2012. № 1 (9). С. 27-32.
4. Бояршинова А. К., Задорожная Е. А. Влияние режимов разгона на нагруженность подшипников коленчатого вала ДВС // Двигатели внутреннего сгорания. 2012. № 1. С. 70-75.
5. Greuter E., Zima S. Engine Failure Analysis // SAE International, R-320, ISBN 978-0-7680-0885-2. Warrendale, USA. 2012. 582 p.
6. Копелиович Д. Д. Как избежать отказов в работе подшипников скольжения // Автомобиль и сервис. 2012. № 10. С.62-64.
7. Хрулев А. Э. Почему застучал вкладыш? // Автомобиль и сервис. 2000. № 12. С. 14-16.
8. Компоненты двигателей и фильтры: дефекты, их причины и профилактика Mahle / Техническая информация, Marketing DIE NECKARPRINZEN GmbH. - Neuenstadt, Germany: MSMo-torservice International GmbH, 2010. 76 с.
9. Причины повышенного расхода моторного масла двигателем / С. Н. Долматов, П. Г. Колесников, А. Г. Савельев, Г. Д. Моисеев // Строительные и дорожные машины. 2021. № 2. С. 37-43.
10. Справочник по триботехнике. В 3 т. Т. 2: Смазочные материалы, техника смазки, опоры скольжения и качения / под общ. ред. М. Хебды, А. В. Чичи-надзе. М. : Машиностроение, 1990. 416 с.
11. Двигатели ЯМЗ-236М2, ЯМЗ-238М2 Руководство по эксплуатации 236-3902150-Б РЭ.: Автодизель, 2016. 184 с.
12. Байделюк В. С., Гончарова Я. С. Исследование влияния неустановившихся режимов работы на выходные параметры двигателя лесотранспортной машины // Хвойные бореальные зоны. 2021. Т. ХХХ1Х, № 2. С. 128-135.
REFERENCES
1. Klokov D. V., Supin V. V. Nagruzochnyye rezhimy transmissii forvardera // Aktual'nyye problemy lesnogo kompleksa. 2011. № 29. S. 17-21.
2. Klokov D. V. Obosnovaniye parametrov i otsenka dinamicheskikh pokazateley lesnoy kolesnoy pogruzoch-no-transportnoy mashiny : avtoref. dis. ... kand. tekhn. nauk. Mn., 2001. 21 s.
3. Ovcharenko S. M., Korneyev P. V., Chetvergov V. A. Vliyaniye perekhodnykh protsessov na raskhod topliva dizelem v ekspluatatsii // Izvestiya Transsiba. 2012. № 1 (9). S. 27-32.
4. Boyarshinova A. K., Zadorozhnaya E. A. Vliyaniye rezhimov razgona na nagruzhennost' podshipnikov kolen-chatogo vala DVS // Dvigateli vnutrennego sgoraniya. 2012. № 1. S. 70-75.
5. Greuter E., Zima S. Engine Failure Analysis // SAE International, R-320, ISBN 978-0-7680-0885-2. Warrendale, USA. 2012. 582 p.
6. Kopeliovich D. D. Kak izbezhat' otkazov v rabote podshipnikov skol'zheniya // Avtomobil' i servis. 2012. № 10. S.62-64.
7. Khrulev A. E. Pochemu zastuchal vkladysh? // Avtomobil' i servis. 2000. № 12. S. 14-16.
8. Komponenty dvigateley i fil'try: defekty, ikh prichiny i profilaktika Mahle / Tekhnicheskaya informa-tsiya, Marketing DIE NECKARPRINZEN GmbH. Neuenstadt, Germany: MSMo-torservice International GmbH, 2010. 76 s.
9. Prichiny povyshennogo raskhoda motornogo masla dvigatelem / S. N. Dolmatov, P. G. Kolesnikov, A. G. Savel'yev, G. D. Moiseyev // Stroitel'nyye i dorozhnyye mashiny. 2021. № 2. S. 37-43.
10. Spravochnik po tribotekhnike. V 3 t. T. 2: Smazochnyye materialy, tekhnika smazki, opory skol'zheniya i kacheniya / pod obshch. red. M. Khebdy, A.V. Chichinadze. M. : Mashinostroyeniye, 1990. 416 s.
11. Dvigateli YaMZ-236M2, YaMZ-238M2 Ruko-vodstvo po ekspluatatsii 236-3902150-B RE.: Avto-dizel', 2016. 184 s.
12. Baydelyuk V. S., Goncharova Ya. S. Issledova-niye vliyaniya neustanovivshikhsya rezhimov raboty na vykhodnyye parametry dvigatelya lesotransportnoy mashiny // Khvoynyye boreal'nyye zony. 2021. T. XXXIX, № 2. S. 128-135.
© Долматов С. Н., Гончарова Я. С., Байделюк В. С., 2021
Поступила в редакцию 25.08.2021 Принята к печати 01.10.2021
