Совершенствование ГРМ тепловозных дизелей с целью снижения в них ударных нагрузок и вибраций Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Транспорт

УДК 625.282

DOI: 0.30987/article_5c8b5ceaafafb2.32465928

Е.В. Сливинский

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ГРМ ТЕПЛОВОЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ С ЦЕЛЬЮ СНИЖЕНИЯ В НИХ УДАРНЫХ НАГРУЗОК И ВИБРАЦИЙ

Представлены материалы по совершенствованию конструкции ГРМ тепловозных дизелей в части повышения их эксплуатационной надёжности. Разработка рекомендована научно-исследовательским и промышленным структурам в области тяжёлого машиностроения как в нашей

стране, так и за рубежом с целью ее дальнейшего изучения и возможного внедрения в практику.

Ключевые слова: тепловозные дизели, газораспределительный механизм, ГРМ, совершенствование конструкции, эксплуатационная надёжность.

E.V. Slivinsky

VALVE TIMING GEAR UPDATING FOR DIESEL LOCOMOTIVE ENGINES TO DECREASE SHOCK LOADS AND VIBRATION IN THEM

It is well-known that any internal combustion engine consists of some simplest interconnected mechanisms.

Thus, as constituent mechanisms are a crank gear, a valve timing gear and mechanisms of auxiliary units. One of their significant drawbacks is an imperfection of a valve timing gear decreasing considerably diesel engine performance. To eliminate this drawback

Введение

В настоящее время практика конструирования и создания дизелей имеет немало технических решений, направленных на снижение ударных нагрузок, возникающих в их газораспределительных механизмах. Особенно они значительны в кинематических парах «седло - тарелка клапанов». По этой причине в зонах контакта последних наблюдается повышенный износ, выкрашивание металла и т.д. При проектировании таких конструкций в практике широко применяются методы, основанные на известных положениях теории удара и вибраций [1; 2].

Известно [3], что при ударных явлениях для механических систем типичны следующие общие черты: кинематические особенности, характеризующие кратковременность акта удара, в течение которого происходят резкие изменения скоростей точек системы, и динамические особенности, связанные с возникновением, а затем исчезновением больших ударных сил. Как

at Bunin SU of Yelets there is developed a promising design of a valve timing gear at the invention level having an increased operational reliability at the expense of valves manufactured with the use of patent RU2403408.

Key words: diesel locomotive engines, distributing gear, DG, vale timing gear, VTG, design updating, operational reliability.

правило, развивающиеся при ударе силы заранее не известны и подлежат определению. Во многих случаях удар характеризуется не столько законом изменения силы Р(х), сколько интегральной величиной -ударным импульсом:

5 = \Р(Х)ёХ или £ = Рср @Но).

В данных уравнениях величина £ является мгновенным ударным импульсом при переходе от Хо до ¿1. Такая сила называется мгновенной ударной нагрузкой и определяется по зависимости

Р(х) = £ • д (х - хо), где д - дельта-функция Дирака.

Если по условиям задачи ударные силы заданы явной функцией времени Р(х) или мгновенным импульсом £, то задача сводится к изучению вынужденных колебаний механической системы и может быть решена известными методами теории колебаний [3]. Рассмотрим случаи соударения массы m с учетом жесткости C другого тела (рис. 1). В первом случае

(рис. 1а) уравнение движения тела можно записать в виде сх = тх", т.е. имеем обычное дифференциальное уравнение свободных колебаний, решение которого имеет вид

х = Vo sin pt/p,

где

—. Отсюда следует, что

наибольшая деформация упругой связи

Рис. 1. Расчетная схема

г V

жесткостью С определится как Хтах = —^ ,

Р

при этом наибольшая сила сжатия Ытах =

СХтах = Уо л/Шс .

Деформацию системы, показанной на рис. 1б, определяют, используя уравнение энергии. В результате прогиб балки можно рассчитать по зависимости

£ = 1(ш§)2 | (2ш§Ь) .

с V с с

Для вычисления значения коэффициента динамики в этом случае используют

уравнение „ = X = 1 + 1 + ^.

Г V Г

ст V ст

В практике при исследовании соударения физических тел могут быть конструкции, а следовательно, и модели с безынерционными упругими и вязкими элементами (рис. 2). Движение массы т после начала ударного контакта описывается дифференциальным уравнением: х"+2пх'+р2х=0.

Рис. 2. Расчетная схема

Полагая начальные условия в виде х(0)=0 и x/(0)=Vo, получим решение:

х:

где

y(t) = e

_ —apt

•=V Yt ,

P

. (^1 — a2pt)

sin

л/Т—

a

Сила сжатия деформируемого элемента будет равна

Ы=сх+Ъх.

В итоге можно определить безразмерную величину продолжительности удара р(. Для определения сил соударения тел используют также метод решения задач о соударениях с помощью коэффициента восстановления. Этот метод широко применяют, например, при аналитических исследованиях соударения железнодорожных вагонов или другой транспортной техники. В результате разрабатывают характеристики фрикционных поглощающих аппаратов или другие виды демпферов.

Немаловажным фактором при изучении динамики дизелей являются вопросы, связанные с возникновением вибраций элементной базы газораспределительных механизмов и ДВС в целом. Известно [1], что причинами вибраций узлов и деталей дизелей могут быть процессы горения, вибрационное горение, акустические колебания объёмов газа и др. Это в настоящее время недостаточно изученные явления, практическое значение которых возрастает с увеличением мощности дизелей. Так, процесс горения при некоторых условиях может стать источником сильной и опасной вибрации, а неустойчивое вибрационное горение возникает вследствие горения с акустической колебательной системой и представляет собой акустический автоколебательный процесс. В газовом объёме, заключённом в камере сгорания, возможны собственные продольные и поперечные (радиальные и тангенциальные) колебания, частоты которых прямо пропорциональны местной скорости звука и зависят от размеров камеры сгорания. Известно также [1], что состав вибраций, обусловленный горением, сложен, амплитуды всех компонентов весьма нестабильны. Поэтому при расчётах процесса сгорания топлива важнейшими параметрами являются частота

вибраций, зависящая от скорости звука в

газе при сгорании, и диаметр цилиндра.

Описание перспективной конструкции ГРМ

С учетом представленных выше особенностей работы газораспределительных механизмов дизелей в СКБ ЕГУ им. И.А. Бунина в течение 2012-2016 гг. согласно договору с Елецким отделением ЮВЖД (филиала ОАО «РЖД») приводилась НИР на тему «Разработка рекомендаций по повышению качества эксплуатационной работы, а также надёжности и экономичности использования подвижного состава в грузовом и пассажирском движении на Юго-Восточной дороге». По одному из ее

тепловозного дизеля

разделов проводились работы, связанные с модернизацией силовых установок, используемых в современных тепловозах. По результатам проведенного анализа библиографических и патентных источников разработана перспективная конструкция газораспределительного механизма четырехтактных и двухтактных ДВС, признанная изобретением (патент RU2403408).

На рис. 3 показан клапан механизма газораспределения в закрытом состоянии, затем в открытом и его седло (вид сбоку).

Рис. 3. Конструкция клапана ГРМ (пат. ЯШ403408)

Механизм газораспределения содержит клапан, состоящий из головки 1 и стержня 2. Головка 1 клапана взаимодействует с седлом клапана 3, подвижно расположенным в днище 4 крышки 5 цилиндра 6. Седло клапана 3 снабжено каналами 7, контактирующими с каналами П-образной формы 8, выполненными в днище 4 крышки 5. Каналы П-образной формы 8 одновременно примыкают к полостям 9, расположенным между седлом клапана 3 и днищем 4 крышки 5. Днище крышки

снабжено дроссельными каналами 10, взаимосвязанными с выхлопным коллектором 11 двигателя. Седло клапана 3 снабжено круговой выточкой 12, взаимодействующей с круговым выступом 13 , выполненным в днище 4.

Работает механизм газораспределения следующим образом. Считаем, что клапан, состоящий из головки 1 и стержня 2, является выхлопным и входит в состав групп клапанов, например, двухтактного дизеля 14Д40 (рис. 4).

Рис. 4. Общий вид дизеля 14Д40

При рабочем ходе такого дизеля в цилиндре 6 по стрелке А головка 1 клапана прижата к седлу, что исключает попадание газов в каналы 7 и затем в каналы П-образной формы 8, а следовательно, в выхлопной коллектор 11 дизеля. Когда рабочий ход заканчивается и поршень из нижней мертвой точки приходит в поступательное движение по стрелке В, противоположное стрелке А, клапан открывается и отработанные газы, двигаясь по стрелкам С, проходят в выхлопной коллектор 11. В то же время выхлопные газы поступают в каналы 7, а так как они соединены с каналами П-образной формы 8, то и в последние, заполняя собой полости 9, расположенные между седлом клапана 3 и днищем 4 крышки 5. Следует отметить, что за счет наличия дроссельных каналов 10, диаметр которых значительно меньше диаметров каналов 7 и 8, происходит некоторое истечение газов через них по стрелкам Е. Скорость их истечения мала, поэтому седло клапана 3 находится в положении, показанном на рис. 4, и не может переместиться по направлению стрелки Е в днище 4 крышки 5.

Дальнейшее движение поршня по стрелке В связано с тактом сжатия, когда клапан закрывается под действием механизма его привода. При этом его ударное взаимодействие с седлом клапана 3 не происходит, так как такая нагрузка демпфируется газами, находящимися в полости 9. Но так как давление газов, находящихся в полости 9, возрастает от усилия, прикладываемого клапаном к седлу 3, то скорость их истечения также возрастает. В итоге

седло клапана 3 плавно переходит в положение, показанное на рис. 4. После окончания такта сжатия поршень снова перемещается по стрелкам А. Как только клапан под действием механизма его привода откроется, седло клапана 3 под собственным весом займет своё исходное положение. Далее описанные процессы повторяются многократно.

Для оценки силового нагружения клапана газораспределительного механизма ДВС, в частности тепловозного дизеля, работающего в области воздействия на него вибраций, обусловленных горением топлива, когда поршень находится в ВМТ, использована методика расчёта в части динамической оценки картины перемещения и силового нагружения тарелки клапана и его седла с возможностью демпфирования таких характеристик за счёт наличия дроссельных каналов в описанном выше техническом решении [3].

На расчётной схеме (рис. 5) показано седло клапана 1 массой ту, с одной стороны контактирующее с головкой цилиндра 2 жёсткостью Су, а с другой через жёсткость С2 - с массой т2 тарелки клапана 3, на которую действует усилие Р2, создаваемое газами сгоревшего топлива в начале такта рабочего хода дизеля, когда поршень находится в положении ВМТ. Приняв за обобщённые координаты перемещения масс т1 и т2 из положения равновесия ц и 22, уравнение кинетической энергии для рассматриваемой схемы запишем в виде

кис 5 Расчётная схема

Потенциальную энергию системы можно определить как сумму потенциальных энергий П = П1+П2 деформирован-

ных упругих связей С1 и С2, которые могут быть вычислены по следующим формулам:

П1 = 1 с (/1 + 21 )2~ 1 С1Л2 2 С2 (/2 + 22 " 2 У~ \ С2А2

Тогда

1

1

П2 =~Р121 - Р2 22

1

1

П=-с1 (/1 + 21) --с1/12+-С2(Л +22-21 ) --Р2-Р

2

2 2 5

2 1 1 1 2 1 1 2

где /1 и /2 - статические прогибы упругих связей С1 и С2.

Преобразуем уравнение (1) с учётом условия равновесия рассматриваемой системы:

(1)

гдП}

Vдz2 У 0

1/г - С2/2 - Р = 0;

гдП?

Vдz2 У о

С2/2 - Р2 = о.

В результате можно записать уравнение потенциальной энергии для представленной расчётной схемы:

2

Используя полученные выражения для кинетической и потенциальной энергий, из свойств определённости и положи-

П = 1 [(С + С2 ) 212 - 2С2122 + С222 ] .

тельности квадратичных форм можно определить значения коэффициентов инерции и жёсткости:

ац = т1 = Р1а12 = 0, а22 = т2 = Р2/Е, С11 = С1 + С2, С12 = -С2, С22 = С2.

Подставляя эти коэффициенты в уравнение частот, которое имеет вид (с 11 -

ацк2)(С22 - а22к2) - (С12 - апк2)2 = 0, полу-

чим формулу для вычисления частот главных колебаний рассматриваемой системы масс т1 и т2:

К,2 =

С2 Р +(С1 + С2 ) Р2

22

с2Р1+(с1+с2)Р2

. ЩР

РР 1 11 2

Определив частоты главных колебаний системы, можно вычислить коэффициенты распределения и амплитуды колебаний:

М =

_ С11

1

■"12

«12 к2 '

М =

Сц а11к2 С12 — а12 к2

А^ ) = {Л,1^1 ) .

А^( ) = Л2 Д1,

(2)

Анализ конструкции и работы предложенного технического решения показывает, что наличие дросселей 10 (рис. 3), выполненных в подвижном седле, позволяет демпфировать ударные нагрузки, приложенные как к седлу, так и к тарелке клапана в режиме его закрытия. Важнейшим параметром такого эффекта является

коэффициент демпфирования а(1), который, как известно, зависит от сопротивления току газа в дроссельном канале, его геометрии, плотности газа и турбулентности его потока. Чтобы установить значение этого коэффициента, необходимо в первую очередь знать весовой расход Ж газа, проходящего через дроссель [4]: г V

/

Ел

V Е1 у

где /л - безразмерный коэффициент расхода, который может принимать значения примерно 0,8 или 1,0 (в зависимости от условий течения газа); А - площадь дроссельного канала, м2; р1 - давление газа пе-

ред дросселем, Н/м2; р2 - давление газа после дросселя, Н/м2; Т - температура газа перед дросселем, град; с - постоянная, зависящая от физических свойств и состояния газа.

2

Численное значение постоянной с

*

с = g

V

gR

где g - ускорение силы тяжести, м/с2; к -показатель адиабаты; Я - газовая постоянная, м/град.

В итоге коэффициент демпфирования а(Х) можно вычислить по формуле

128-р-К ■ I ■ Б2-С

а

(' ) = "

п-й4

где л - коэффициент динамической вязкости газа, Нс/м2; I - длина дроссельного канала, м; £ - приведенная площадь подвижного седла клапана, м2; С - коэффициент газовых потерь в дросселе; К - коэффициент, учитывающий турбулентность потока газа в дроссельном канале; ё - диаметр дроссельного канала, м.

В качестве объекта исследования рассмотрим дизель 14Д40 тепловоза М62, который представляет собой двухтактный 12-цилиндровый двигатель простого действия с прямоточной клапанно-щелевой продувкой, двухрядным К-образным расположением цилиндров и комбинирован-

можно определить по формуле [4]

к

к +1

(к+1)(к-1)

ной двухступенчатой системой наддува. Мощность дизеля составляет 2000 л.с., частота вращения коленчатого вала - 750 мин-1 (рис. 4). Для обеспечения работы дизеля в каждой крышке цилиндра установлено по четыре выпускных клапана из жаростойкой стали. Клапаны прижимаются к седлу пружинами и открываются траверсой, взаимодействующей одновременно с двумя клапанами через гидротолкатели. На каждом клапане установлены одна в одной две пружины со следующими геометрическими характеристиками: наружный диаметр = 80,0 мм, диаметр проволоки ё = 11,0 мм и П2 = 60,0 мм, ё2 = 8,0 мм. Высота пружин Н = 130 мм, при этом их жёсткости соответственно равны С1 = 7,56 кгс/мм и С2 = 3,6 кгс/мм. Максимальная рабочая нагрузка для каждой из пружин: Р1 = 370 кгс и Р2 = 175 кгс. Результаты расчёта приведены в таблице.

Таблица

Результаты расчёта ГРМ

Параметр Серийный дизель 14Д40 Модернизированный дизель 14Д40

Круговая частота главных колебаний клапана, с-1 73,5 73,5

Круговая частота главных колебаний седла, с-1 2,38 0,64

Амплитуда вынужденных колебаний клапана, мм 40 40

Амплитуда вынужденных колебаний седла, мм 0,02 0,085

Ударная нагрузка, приложенная к седлу клапана, Н 2,3 102 1,2102

Коэффициент демпфирования а(г) _ 1,63103

Жёсткость тарелки клапана С2, кгс/мм 720 720

Жёсткость седла клапана С\, кгс/мм 830 614

Масса седла клапана тг, кгсс2/м 0,01 0,0076

Масса клапана т2, кгсс2/м 0,085 0,085

Анализ полученных численных значений для серийного и предложенного газораспределительного механизма дизеля 14Д40 показывает, что ударная нагрузка, приложенная к тарелке клапана при контактировании его с модернизированным

Заключение

Результаты исследования переданы руководству Елецкого отделения Юго-Восточной железной дороги (филиала ОАО «РЖД») в виде промежуточного отчёта и рекомендованы отечественным и зарубежным научным и производственным

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Глаголев, Н.М. Тепловозные двигатели и газовые турбины / Н.М. Глаголев [и др.]. - М.: Трансжелдориздат, 1957. - 460 с.

2. Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей / под ред. А.С. Орлина и М.Т. Круглова. -М.: Машиностроение, 1990. - 288 с.

1. Glagolev, N.M. Diesel Locomotive Engines and Gas Turbines / N.M. Glagolev [et al.]. - M.: Transzhelizdat, 1957. - pp. 460.

2. Internal Combustion Engines. Structure and Operation of Piston and Combined Engines / under the editorship of A.S. Orlin and M.T. Kruglov. - M.: Mechanical Engineering. 1990. - pp. 288.

седлом, выполненным по патенту RU2403408, снижается в среднем в 1,91 раза, что в итоге позволит увеличить срок службы данного узла ГРМ такого тепловозного дизеля.

структурам, проектирующим, изготавливающим и модернизирующим различные по назначению двухтактные и четырёхтактные ДВС, для возможного внедрения перспективного газораспределительного механизма в практику.

3. Яблонский, А.А. Курс теории колебаний / А.А. Яблонский, С.С. Норейко. - М.: Высш. шк., 1966. - 254 с.

4. Чупраков, Ю.И. Основы гидро- и пневмоприводов / Ю.И. Чупраков. - М.: Машиностроение, 1966. - 159 с.

3. Yablonsky, A.A. Course of Oscillation Theory / A.A. Yablonsky, S.S. Noreiko, - M.: Higher School, 1966. - pp. 254.

4. Chuprakov, Yu.I. Fundamentals of Hydro- and Pneumatic Drives / Yu. I. Chuprakov. - M.: Mechanical Engineering, 1966. - pp. 159.

Сведения об авторах:

Сливинский Евгений Васильевич, д.т.н., профессор кафедры механики и технологических процессов Елецкого государственного университета им.

Slivinsky Evgeny Vasilievich, Dr. Sc. Tech., Prof. of the Dep. "Mechanics and Engineering Processes", Bu-

Статья поступила в редакцию 20.11.18. Рецензент: к.т.н., доцент Елецкого государственного университета им. И.А. Бунина

Елецких С.В.

Статья принята к публикации 18.02.19.

И.А. Бунина, тел. 8 920 246 89 81, e-mail: evgeni sl@mailo.ru.

nin State University of Yelets, e-mail: evgeni sl@mailo.ru.