CC BY
52
Список литературы
1. Нехаев, В. А. К вопросу о реализации силы тяги и оценке вредности колебаний в поезде на результаты тяговых расчетов [Текст] / В. А. Нехаев, В. Н. Ушак, И. В. Гришин // Транспорт Урала. - Екатеринбург, 2009. - № 2 (21). - С. 73 - 75.
2. Тибилов, Т. А. Асимптотические методы исследования колебаний подвижного состава [Текст] / Т. А. Тибилов. - М.: Транспорт, 1970. - Вып. 78. - 224 с.
3. Коломийченко, В. В. Автосцепное устройство подвижного состава [Текст] / В. В. Ко-ломийченко, Н. Г. Беспалов, Н. А. Семенов. -М.: Транспорт, 1973. - 191 с.
4. Кост, Е. J1. Поглощающие устройства зарубежных грузовых вагонов [Текст] / Е. J1. Кост, С. А. Самсонова / НИИинформтяжмаш. - М., 1975. - 22 с.
5. Никольский, J1. Н. Фрикционные амортизаторы удара [Текст] / JT. Н. Никольский. -М.: Машиностроение, 1964. - 171 с.
6. Расчет вагонов на прочность [Текст] / В. В. Вершинский, Е. И. Никольский и др. - М.: Машиностроение, 1971. -432 с.
7. Блохин, Е. П. Динамика поезда (нестационарные продольные колебания) [Текст] / Е. П. Блохин, J1. А. Манашкин. - М.: Транспорт, 1982. - 222 с.
8. Гребенюк, П. Т. Тяговые расчеты: Справочник [Текст] / П. Т. Гребенюк, А. Н. Долга-нов, А. И. Скворцова. -М.: Транспорт, 1987. -272 с.
9. Тихонов, А. Н. Системы дифференциальных уравнений, содержащих параметры при производных [Текст] / А. Н. Тихонов // Известия АН СССР. Математический сб., 1952. -Т. 31(73).-№3,-С. 575-586.
10. Васильева, А. Ю. Асимптотические разложения решений сингулярно возмущенных уравнений [Текст] / А. Ю. Васильева, Н. Ф. Бутусов. - М.: Наука, 1973. - 272 с.
11. Новожилов, И. В. О понижении порядка уравнений гироскопических систем [Текст] / И. В. Новожилов // Инженерный журнал МТТ. 1966. - № 5. - С. 34 - 39.
12. Новожилов, И. В. Приближенные методы исследования гироскопических систем [Текст] / И. В. Новожилов // Развитие механики гироскопических и инерциальных систем. -М.: Наука, 1973. - С. 368 - 379.
13. Добычин, И. А. Основы нелинейной механики рельсовых экипажей [Текст] / И. А. Добычин, А. В. Смольянинов, А. Э. Павлюков / НУДО «Межотраслевой региональный центр»,- Екатеринбург, 1999. - 265 с.
УДК 621.436.001.5
Е. И. Сковородников, М. В. Лифанов, А. С. Анисимов, А. А. Мельников
СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ДИНАМИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ В КРИВОШИПНО-ШАТУННОМ МЕХАНИЗМЕ ТЕПЛОВОЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ ПД1М И 1-ПД4Д
В статье праведен сравнительный анализ динамических усилий в кривоишпно-шатунном механизме дизелей ПД1М и 1-ПД4Д, показаны возможные причины повышенного износа шатунных и коренных вкладышей коленчатого вала.
Качественная и количественная оценка эффективности модернизации сложного технического объекта основывается на анализе величины параметров функционирования всех его систем в сравнении с объектом-аналогом.
Модернизации такого сложного объекта, каким является тепловозный дизель, несомненно, должно предшествовать проведение комплексных исследований с целью оценки влияния
проводимых мероприятий на технико-экономические характеристики двигателя и режимы функционирования его основных и вспомогательных систем. Результаты анализа могут послужить основой для подтверждения правильности выбранного подхода к модернизации или стать причиной в отказе от ее проведения.
Комплексный подход к проведению подобных исследований должен решать задачу по оценке напряженности режимов функционирования систем двигателя, показателей надежности узлов, входящих в состав этих систем, и экономического эффекта от непосредственного использования модернизированного двигателя в эксплуатации.
К числу систем двигателя, для которых подобные исследования необходимы, в первую очередь относится кривошипно-шатунный механизм, являющийся наиболее важной и ответственной системой двигателя внутреннего сгорания, поскольку именно с помощью узлов этого механизма тепловая энергия рабочих газов преобразуется в механическую энергию вращения коленчатого вала, формирующую поток мощности, отбираемый от двигателя на привод основных и вспомогательных агрегатов.
Надежность данного механизма напрямую определяет надежность всего двигателя в целом, что предъявляет жесткие требования к проектированию, изготовлению, монтажу, эксплуатации, обслуживанию и ремонту узлов механизма, а также к качеству материалов, используемых при изготовлении этих узлов, что в итоге должно обеспечить требуемый ресурс двигателя.
В настоящей статье приведен сравнительный анализ функционирования кривошипно-шатунного механизма тепловозных дизелей ПД1М и его модернизированного аналога 1-ПД4Д. Анализ проведен в контексте определения причин массового выхода из строя коренных и шатунных подшипников коленчатого вала дизелей 1-ПД4Д на начальном этапе их эксплуатации в составе дизель-генераторной установки тепловоза ТЭМ18Д [1].
Модернизация дизелей серии ПД1М выполнялась с целью создания двигателей нового мощностного ряда с величиной эффективной мощности 993 кВт. Повышение агрегатной мощности было достигнуто за счет изменения величины цикловой подачи топлива и закона его впрыска в цилиндры дизеля за счет использовании кулачковой шайбы топливного насоса измененного профиля «Б». Помимо внедрения нового профиля кулачковой шайбы вала топливного насоса в конструкцию тепловоза было внесено еще одно важное изменение, которое, по нашему мнению, во многом повлияло на увеличение количества отказов подшипниковых узлов коленчатого вала дизеля. Это изменение коснулось конструктивного исполнения системы охлаждения моторного масла дизеля и связано с установкой водомасляного теплообменника, включенного в горячий контур системы охлаждения дизеля.
Неисправность подшипниковых узлов модернизированных дизелей 1-ПД4Д проявляется в повышенном износе рабочих поверхностей коренных и шатунных подшипников с последующим разрушением слоя баббита и бронзовой основы подшипника. Износ подшипников сопровождается резким повышением концентрации свинца (РЬ) в моторном масле более 200 -400 г/т и понижением давления масла в системе смазки до уровня срабатывания системы защиты дизеля по низкому давлению масла (Рм = 0,13-0,14 МПа).
По характеру износа однозначно установлено, что в основе неисправности подшипников лежало нарушение режима жидкостного трения между шейками коленчатого вала и вкладышами. Следовательно, среди причин выхода из строя подшипниковых узлов, которые были сформулированы на основе опыта эксплуатации тепловозов ТЭМ18Д и в ходе исследований, проведенных ВНИИЖТом, наиболее вероятными из них можно назвать следующие [2]:
нарушение температурного режима масла дизеля вследствие установки водомасляного теплообменника в «горячий» контур охлаждения;
о
повышение максимального давления цикла до 9,17 МПа (90 кгс/см ) при настройке дизеля на мощность 993 кВт. Следует отметить, что одним из первых рекомендованных заводом-изготовителем ОАО «Пензадизельмаш» мероприятий по стабилизации положения с выходом из строя подшипников коленчатого вала было как раз снижение номинальной мощности ди-
зеля до уровня 882 кВт. Снижение агрегатной мощности привело к снижению максимального давления сгорания Р2 до значений 8,05 - 8,36 МПа (79 - 82 кгс/см ), однако устранить полностью отказы подшипников коленчатого вала изменением настройки мощности не удалось.
Принимая обозначенные выше причины за основные, рассмотрим их влияние на развитие неисправности более подробно. При вращении коленчатого вала из-за наличия нагрузки Р на шейку и монтажного зазора между шейкой и вкладышами подшипника продольная ось шейки вала смещается относительно продольной оси опоры на некоторую величину «е», которая называется эксцентриситетом (рисунок 1) [3]. Смещение продольной оси шейки относительно продольной оси опоры приводит к тому, что толщина масляного клина, формирующегося между шейкой и подшипником, имеет различную величину, характеризующуюся максимальным к и
минимальным ктт значениями. Необходимым условием режима жидкостного трения в подшипниковом узле коленчатого вала является превышение значением ктт неко-
Рисунок 1 - Формирование масляного клина торого критического значения ккр : в подшипниковом узле коленчатого вала 7 7
Кш>К> (1)
К = (2)
где Rzm, RZB - высота неровностей поверхностей шейки и вкладыша, мкм; у0 - максимальный прогиб шейки в подшипнике, мкм.
Практика конструирования и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания определила минимально необходимое условие обеспечения надежности и наличия запаса по толщине смазочного слоя [3]:
KJK рщ- (3)
Очевидно, что при соблюдении технологии изготовления и монтажа коленчатого вала и подшипниковых узлов нарушение режима жидкостного трения возможно при недостаточной несущей способности масляного клина.
Несущая способность масляного клина проявляется в создании гидродинамического давления р в несущем слое клина, достаточного для уравновешивания нагрузки Р на шейку коленчатого вала от силы давления газов в цилиндрах дизеля, которое определяется зависи-мостью[3]:
LIO) ^
2
где р - давление масла в несущем слое масляного клина, Н/м ;
f.i - динамическая вязкость масла при текущей температуре, Н-с/м ; со - угловая частота вращения шейки коленчатого вала, рад/с; у/ - относительный зазор подшипникового узла;
Фр - критерий Зоммерфельда, или коэффициент несущей силы подшипника.
Относительный зазор у/ определяется как отношение значений диаметрального зазора между шейкой и вкладышем подшипника и диаметра шейки:
* (5)
где 5 - диаметральный зазор между шейкой вала и вкладышем подшипника, зазор «на масло», мм;
с1 - диаметр шатунной шейки коленчатого вала, мм.
Исходя из того, что гидравлическое давление р несущего слоя масла должно уравновесить силу давления газов Р на шейку коленчатого вала, преобразуем зависимость (3) в следующий вид:
где Ь - ширина рабочей поверхности вкладыша подшипника, мм.
Зависимость (6) позволяет определить перечень параметров, которые непосредственно оказывают влияние на работу подшипниковых узлов и могут создавать условия возникновения и прогрессирования повышенного износа вкладышей коленчатого вала.
Параметры, зависимости (6) можно условно разделить на две группы: определяемые конструкцией дизеля и определяемые особенностями протекания рабочего цикла двигателя.
К параметрам первой группы следует отнести диаметр шейки вала б/, диаметральный зазор 5, рабочую ширину Ь , к параметрам второй группы относятся усилие Р от сил давления газов внутри цилиндра и угловая частота вращения со.
Динамическую вязкость масла р. сложно отнести к какой-то из групп, поскольку этот параметр функционально зависит от текущей температуры масла, которая в свою очередь зависит как от текущей нагрузки дизеля (от величины Р), так и от эффективности охлаждения масла, что определяется уже особенностями ее конструктивного исполнения.
Параметры первой группы для дизелей ПД1М и 1-ПД4Д полностью идентичны, что позволяет положительно оценивать модернизацию с точки зрения унификации используемых в конструкции узлов и деталей. Следует отметить и то, что настройки мощности и частоты вращения коленчатого вала у данных дизелей также совпадают [4].
В отношении параметра Р разница между данными дизелями весьма существенна, что обусловливается отличительными особенностями протекания рабочего процесса. Как отмечалось выше, в связи с использованием на дизелях 1-ПД4Д нового профиля кулачкой шайбы топливного насоса изменился закон впрыска топлива [2], что повлекло за собой изменение величины максимального давления сгорания цикла и, как следствие, усилия от рабочих газов, оказываемого на поршень.
Анализ, проведенный в работе [2], показал, что на дизелях 1-ПД4Д максимальное давление цикла Рг выше, чем у дизелей ПД1М на всех рабочих позициях. Максимальная разница в
о
давлении, равная приблизительно 1,26 МПа (12 кгс/см ), отмечается на шестой позиции контроллера машиниста, что с учетом площади днища поршня дает дополнительную нагрузку по величине продольной силы Р3 в 9,7 тс (рисунок 2). Рост значения Р3 приводит к увеличению составляющих данной силы (см. рисунок 2): нормальной силы ТУ, прижимающей поршень к гильзе цилиндра, - продольной силы Я, действующей вдоль оси шатуна, тангенциальной силы Г, определяющей величину крутящего момента, радиальной силы Р, оказывающей сжимающее или растягивающее действие на соответствующий кривошип.
Принимая во внимание условие равенства левой и правой частей выражения (6), оценим, какие из параметров оказывают наиболее существенное влияние на создание условий повышенного износа подшипников коленчатого вала.
Выполнить данную оценку можно по результатам расчета суммарных усилий, действующих на коренные и шатунные шейки коленчатого вала и определив, исходя из этого, необходимую кинематическую вязкость, которую должно иметь моторное масло для сохранения требуемой несущей способности масляного клина. Далее, имея данные по требуемой вязкости моторного масла, оценим соответствующие им температурные режимы, в которых фактически находится масло в дизелях, и сделаем вывод о соответствии полученных по условиям действующих нагрузок расчетных значений вязкости моторного масла и значений вязкости масла, работающего в дизеле при рассчитанных значениях температуры.
Исходными данными для расчета максимальных усилий на шейки коленчатого вала будут являться результаты теплового расчета дизелей, выполненного в программном комплексе «Diesel-RK» [2].
Как показано выше, суммарная сила Ps, действующая вдоль оси цилиндра, может быть разложена на две составляющие: по направлению, перпендикулярному к оси цилиндра, - нормальная сила N и по направлению продольной оси шатуна - сила S. Выражение для сил N и S записывается исходя из схемы на рисунке 2:
Рисунок 2 - Суммарные силы и моменты, действующие в кривошипно-шатунном механизме
N S--
- PjgP : Ps
eos р '
(8)
где Р - текущий угол отклонения оси шатуна от вертикальной оси цилиндра, град.
Силу 8, перенесенную вдоль оси шатуна в центр шатунной шейки кривошипа, обозна-
и разложим на две составляющие: радиальную силу Я, направленную по радиусу кривошипа,
чим S(1)
Я = 54 } со${(р + (3) = Р
где ф - текущий угол поворота кривошипа, град., и тангенциальную силу
_ с(1)
COS(</9 + р) COS (р
(9)
T = S(Í> sin(ср + р) = Р
sin(<p + ¡3) eos (р
(10)
Значение текущего угла (3 определяется зависимостью:
Р = arcsin(Asin(<p)),
(П)
*6) ^ИЦЩСТИЯ Транссиба зэ
где Я = г / Ь - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (для анализируемых двигателей X = 0,232).
К точке О приложим две взаимно противоположные силы и равные и параллельные тангенциальной силе Т. Пара сил Ги Т^1' образуют крутящий момент Мкр. Радиальную силу Я перенесем по линии действия в центр коренной шейки коленчатого вала О и обозначим Я(1\ Сумма сил и равна силе 5, действующей по продольной оси шатуна, нагружает коренные подшипники коленчатого вала. Силу можно разложить на две составляющие: силу 1Ч(1), действующую перпендикулярно оси цилиндра, и силу действующую по оси цилиндра. Сила совместно с силой N образует пару, момент которой называется опрокидывающим Мопр, этот момент численно равен крутящему, но противоположен ему по знаку.
Таким образом, в кривошипно-шатунном механизме и его элементах действуют суммарные силы Р3, /V, Т, К \\ моменты Мкр и Мопр. Кроме указанных сил на детали кривошипно-шатунного механизма действуют центробежные силы инерции движущихся масс поршня, шатуна и кривошипа, которые можно разделить на несколько групп:
- силы инерции масс, движущихся возвратно-поступательно;
- силы инерции вращающихся масс;
- силы инерции масс, совершающих сложное движение.
Для определения величины сил инерции, возникающих в результате движения криво-шипно-шатунного механизма, целесообразно заменять действительные массы движущихся частей системой масс, динамически эквивалентной реальной системе. С точностью, достаточной для проведения динамических расчетов [5], массу шатуна тш условно разбиваем на две массы (тш = т\ + тп2) и полагаем, что масса т\ сосредоточена на оси поршневого пальца А (см. рисунок 2) и включает в себя часть стержня шатуна, эта часть шатуна условно участвует только в возвратно-поступательном движении, а масса Ш2 сосредоточена в центре шатунной шейки В и включает в себя оставшуюся часть массы стержня, эта часть шатуна условно совершает только вращательное движение. В практике инженерных расчетов принято считать:
^ = (0,2...0,3 )тш,
т2 = (0,7...0,8)/иш. (12)
К вращающимся массам кривошипно-шатунного механизма относятся массы неуравновешенных частей колена вала (части щек т шатунной шейки тшш) и часть массы
шатуна т2.
Указанные вращающиеся массы заменяются массой, приведенной к радиусу кривошипа г (см. рисунок 2). Приведение производится с соблюдением условия равенства центробежной силы инерции действительной массы центробежной силе приведенной массы. Вращающиеся массы кривошипно-шатунного механизма, отнесенные к первой группе, определяются с использованием данных конструкторской документации.
Приведенная к радиусу г неуравновешенная масса кривошипа:
тг = тшш +2тщ + т2=тк + т2. (13)
К деталям, совершающим прямолинейное возвратно-поступательное движение вдоль оси цилиндра, относятся поршень, поршневой палец, поршневые кольца, стопорные кольца, поршневые заглушки и часть шатуна массой т\. Масса поршневой группы ти, как и масса шь считается сосредоточенной на оси поршневого пальца и общая масса деталей, совершающих возвратно-поступательное движение,
т. = /7/ + тл. (14)
Рисунок 3 - Приведенные массы кривошипно-шатунного механизма
Рисунок 4 - Свободная сила от сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс
К =
Таким образом, в результате приведения масс отдельных элементов кривошипно-шатунный механизм может быть представлен динамически эквивалентной системой двух сосредоточенных масс (рисунок 3), связанных жесткой связью: массой mj, совершающей возвратно-поступательное движение, и массой mr, совершающей вращательное движение.
Следует отметить, что рассматриваемые зависимости справедливы для установившихся режимов работы двигателя, когда со = const, что соответствует продолжительной работе дизелей на фиксированных рабочих позициях. В соответствии с принятой двухмассовой системой, динамически замещающей кривошип-но-шатунный механизм, силы инерции движущихся масс сводятся к двум силам сила инерции возвратно-поступательно: движущихся масс Pj и центробежная сила инерции
вращающихся масс Rr.
Для кривошипно-шатунных механизмов рассматриваемых дизелей сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс определяется как произведение массы mj на ускорение поршня уп, взятое с обратным знаком по формуле [5]:
Pj = -nijrco2 (cos ср + Л cos 2ср), (15)
где со - угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с.
Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс Pj в системе кривошипного механизма проявляется в виде свободной силы Pj (рисунок 4), которая действует вдоль оси цилиндра и равна силе Pj, переменной по величине и знаку. Сила Pj передается через коренные подшипники и, будучи не уравновешенной внутри механизма, воздействует на опоры двигателя, т. е. уравновешивается реакциями опор.
Центробежная сила инерции Кх от вращающихся масс кривошипного механизма определяется по формуле: тгсо2. (16)
Сила Кг направлена по радиусу кривошипа, постоянна по величине и приложена к центру В шатунной шейки колена (рисунок 5). Перенесем силу Кг по линии ее действия в центр О вала, обозначим Кг и разложим на две составляющие:
Кг = тггсо2\
(17)
К = тггсо
sin ср.
Проекции Кгх и Кг ияются в зависимости от угла поворота коленчатого вала и, будучи не уравновешенными внутри механизма, воздействуют через коренные подшипники вала на картер и передаются опорам двигателя в виде усилий Я\ и Я2.
Таким образом, представленный выше материал показывает, что при сравнительном анализе работы кривошипно-шатунного механизма (КШМ) следует учитывать множество параметров, которые в свою очередь определяются особенностями конструкции соответствующих узлов, а также мощностно-скоростными характеристиками дизелей с разбивкой по рабочим позициям.
Динамические нагрузки на детали КШМ обусловливаются совместным действием сил давления газов на поршень Рт и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс Ру Исходной при этом является суммарная сила Рз, действующая на поршневой палец вдоль оси цилиндра, которая представляет алгебраическую сумму Рт и Р/.
Р=Р + Р.
Рисунок 5 - Центробежная сила инерции вращающихся масс
(18)
Текущие значения силы давления газов Рт для каждого расчетного режима работы дизеля в зависимости от угла поворота коленчатого вала получаем при проведении теплового расчета двигателей в программном комплексе «Diesel-RK» [2].
Сила давления газов Рт на поршень определяется по формуле:
Pr=(pr-p0)Fn, (19)
где рт - давление газов над поршнем в цилиндре двигателя, МПа;
р0 - давление под поршнем, т. е. давление в картере двигателя (для четырехтактных двигателей с вентиляцией картера принимается равным атмосферному), МПа;
7—1 2
Ьп - плошадь поперечного сечения поршня, м .
Определение значений искомых усилий в диапазоне углов поворота коленчатого вала от 0 до 720° производим с использованием приложения Microsoft Exel; получаемый массив данных с разбивкой по позициям контроллера машиниста удобно применять для анализа динамики изменения усилий и построения соответствующих графических зависимостей.
Проведение дальнейших исследований строится на вычислении значений суммарных усилий Rs, которые действуют на шатунные шейки коленчатого вала за весь период рабочего цикла. Определение суммарного усилия осуществляется с использованием следующей расчетной схемы (рисунок 6).
Рисунок 6 - Расчетная схема для определения суммарного усилия
В основе построения схемы лежит принцип разложения действующей на шатунную шейку силы £ на две составляющие: касательную силу Т и радиальную силу Я. Помимо силы £ при вращении коленчатого вала на шатунную шейку действует центробежная сила инерции К,- от вращающихся масс кривошипного механизма, вектор которой направлен по радиусу кривошипа от центра шейки.
Результатом векторного сложения сил £ и Кг является вектор силы - искомой результирующей силы, определяющей нагрузку на шатунную шейку и, соответственно, на вкладыши шатунных подшипников коленчатого вала.
Учитывая гармонический характер изменения сил Я и Г, а также постоянные направление и величину силы Кг для каждого из расчетных режимов работы двигателя, длину вектора силы Я3 можно определить как длину гипотенузы соответствующего прямоугольного треугольника, катетами которого являются вектор силы Т и результирующий вектор от сложения сил Я и Кг:
К = (Рг~Ро)К- (20)
Знак минус в скобках формулы (20) учитывает противоположную направленность векторов сил К и Кг.
С использованием данного принципа и результатов предыдущих расчетов были получены значения суммарных усилий Я3 для каждого режима работы дизелей ПД1М и 1-ПД4Д. Результаты расчета для каждой позиции контроллера машиниста представлены в таблице 1 с выборкой максимального значения усилия Я8 (наглядное распределение усилий представлено на рисунке 7). Для удобства анализа в таблицу 1 внесены данные по величине максимального давления сгорания в цилиндрах обоих дизелей.
Предварительный анализ полученных данных позволяет оценить величину дополнительной нагрузки, которая действует на шатунные шейки дизелей 1-ПД4Д и возникает вследствие разницы по величинам максимального давления цикла между обоими дизелями.
Таблица 1 - Максимальные значения силы с разбивкой по позициям контроллера машиниста для дизелей ПД1М и 1-ПД4Д
Позиция контроллера Максимальное давление сгорания Рг для дизеля, МПа Максимальное суммарное усилие на шатунную шейку для дизеля, кН
машиниста ПД1М 1-ПД4Д ПД1М 1-ПД4Д
0 3,42 3,83 220,6 248,1
1 3,64 3,88 237,5 251,9
2 3,74 4,02 246,3 260,9
3 3,99 4,24 252,2 271,2
4 4,30 4,55 253,7 272,6
5 4,56 5,28 243,1 298,8
6 5,28 6,54 257,1 355,3
7 6,21 7,41 284,8 378,9
8 7,06 8,01 289,1 360,9
Имеющаяся разница между полученными значениями не носит постоянного характера и изменяется от 15 кН на первой позиции до 98,2 кН на шестой.
Следует отметить, что существенная разница усилий на шатунные шейки коленчатого вала на промежуточной позиции контроллера машиниста создает дополнительные условия для разрушения смазочного слоя, сформированного в паре трения «шейка - вкладыши подшипника». Это легко объяснить, используя зависимость (6), где все параметры правой части выражения для рассматриваемых типов дизелей равны друг другу, а левые, т. е. значения Р, различаются.
400 кН О 360 ▲ 340 320 300 „ 2 80 260 240 220 200
О 1 _2_3_4_5_б 7 8
Позиция контроллера машиниста
Рисунок 7 - Распределение значений максимального суммарного усилия на шатунные шейки дизелей ПД1М и
1-ПД4Д по позициям контроллера машиниста
Методика определения усилий, действующих на узлы коренных шеек, основана на предположении, что усилие, действующее на шатунную шейку, передается в равных долях на коренные шейки, прилегающие к соответствующему кривошипу [5]. В соответствии с этим для определения усилий, которые воздействуют на вкладыши коренных подшипников, необходимо помимо текущих значений силы Я знать взаимное расположение соседних кривошипов и порядок работы цилиндров дизелей.
Коленчатые валы дизелей ПД1М и 1-ПД4Д имеют шесть кривошипов, расположенных друг относительно друга со смещением в 120°. Организация работы цилиндров дизеля построена по порядку: 1-3-5-6-4-2. Семь коренных шеек коленчатых валов имеют одинаковый номинальный диаметр - 240 мм, но различную ширину опорной поверхности - 146 мм для 1-й, 2-й, 3-й, 5-й и 6-й шеек, 190 мм - для 4-й и 194 мм - для 7-й. Различие в ширине коренных шеек связано с особенностями распределения усилий между шейками при работе дизеля, с наличием значительной нагрузки в виде жестко связанного с фланцем коленчатого вала якоря тягового генератора и с соответствующим увеличением нагрузки на 7-ю коренную опору.
Определение усилия, действующего на вкладыши 2-го - 6-го коренных подшипников, основано на суммировании векторов усилия В^, величина которых равна половине длины
вектора от соседних кривошипов с учетом порядка работы цилиндров дизеля с вектором веса коленчатого вала, приходящегося на каждую коренную шейку Рщ. Для 1-й коренной шейки усилие В^ суммируется только с вектором Рщ; для 7-й - с вектором Рщ и вектором веса якоря главного генератора.
Суммирование осуществлялось с учетом масштабирования векторов усилий и соответствующих весов. Для сокращения объемов вычисления расчет производился для определения только максимального значения усилия, которое определялось по максимальным значениям усилий с учетом описанных выше условий и текущего угла поворота коленчатого вала. Результаты проведенных расчетов приведены в таблице 2.
Подвижной состав железных=дорог^^^^^=
Таблица 2 - Значения максимальных усилий на коренные подшипники коленчатого вала
Позиция кон- Тип дизеля Максимальное усилие на ко эенной подшипник по шейкам вала, кН
троллера машиниста 1 2 3 4 5 6 7
0 ПД1М 1-ПД4Д 113,0 126,7 134,7 145,4 130.2 139.3 96,8 106,9 130.2 139.3 134,7 145,4 122,2 136,0
1 ПД1М 1-ПД4Д 121,4 128,6 141,3 148,0 136,0 141,2 104,3 108,9 136,0 141,2 141,3 148,0 130,6 137,9
2 ПД1М 1-ПД4Д 125,8 133,1 146.6 153.7 140,7 145,7 108,2 113,5 140,7 145,7 146.6 153.7 135,0 142,4
3 ПД1М 1-ПД4Д 128,7 138,2 153,8 162,7 144,2 153,6 105,1 114,7 144,2 153,6 153,8 162,7 138,0 147,5
4 ПД1М 1-ПД4Д 129,5 139,0 164,9 172,5 152,9 162,0 95,1 104,5 152,9 162,0 164,9 172,5 138,8 148,3
5 ПД1М 1-ПД4Д 124,2 152,0 171,5 197,7 158,1 186,3 75,0 103,5 158,1 186,3 171,5 197,7 133,5 161,3
6 ПД1М 1-ПД4Д 131.2 180.3 195,0 242,2 180,4 229,4 62,7 112,3 180,4 229,4 195,0 242,2 140.5 189.6
7 ПД1М 1-ПД4Д 145,1 192,1 224,4 270,6 208,1 256,9 55,5 103,5 208,1 256,9 224,4 270,6 154.3 201.4
8 ПД1М 1-ПД4Д 147,2 183,8 249,6 226,4 232,6 269,8 33,0 67,0 232,6 269,8 249,6 226,4 156,5 193,1
300.0 кН
200.0 150,0
^ 100.0 50.0 0.0
Позиция контроллера машиниста
Рисунок 8 - Максимальные усилия на коренные шейки коленчатого вала дизеля ПД1М.
Обозначение шеек: 1-я - • ; 2-я - —; 3-я - ; 4-я - ; 5-я - - 7-я - *
Распределение максимальных усилий на коренные шейки представлено на рисунках 8 и 9. Анализ полученных данных показывает, что распределение максимальных усилий между коренными шейками существенно различается, причем разница между максимальным и минимальным значениями увеличивается с ростом позиции контроллера машиниста и составляет для дизеля ПД1М 7,5 раза, для дизеля 1-ПД4Д - 4,02 раза. Следует отметить, что значения усилий попарно совпадают для 2-й и 6-й, а также для 3-й и 5-й коренных шеек, наиболее нагруженными шейками коленчатого вала являются 2-я и 6-я коренные шейки. Особенностью распределения максимальных усилий на коренные шейки является разгрузка 4-й ко-
ренной шейки, происходящая при наборе позиций контроллера машиниста. Это очевидно связано с особенностью организации рабочих процессов в третьем и четвертом цилиндрах дизелей, которая проявляется в том, что если в одном из этих цилиндров происходит такт сгорания, в другом происходит такт впуска и наоборот. Данное сочетание тактов приводит к тому, что с ростом нагрузки усилие, передаваемое от давления газов, в одном из этих цилиндров уравновешивается противоположно направленной составляющей результирующей силы в другом цилиндре.
300,0
5 О. О --------
О 1 2 3 4 5 6 7 8 -►
Позиция контроллера машиниста
Рисунок 9 - Максимальные усилия на коренные шейки коленчатого вала дизеля 1-ПД4Д.
Обозначение шеек: 1-я - • ; 2-я - —; 3-я - ; 4-я - ; 5-я - - 7-я - *
Для 2-й и 6-й шеек в связи с особенностями протекания рабочих процессов в 1-м и 2-м, а также в 4-м и 5-м цилиндрах характерно суммирование нагрузок от соседних цилиндров. Анализ расчетных данных для дизеля 1-ПД4Д показывает, что разница по усилиям на коренные шейки коленчатого вала в сравнении с дизелем ПД1М составляет от 5 до 20 %. Для данного дизеля характерной особенностью является наличие разгружающего действия от инер-ционнои составляющей Кг для 2-й и 6-й коренных шеек, которая в наибольшей степени проявляется при номинальной частоте вращения коленчатого вала.
Полученные в ходе расчетов данные становятся основой для определения требуемой динамической вязкости, которая должна быть у моторного масла, чтобы обеспечить необходимую несущую способность смазочного слоя в подшипниковых узлах коленчатого вала. Вычисленная по выражению (6) динамическая вязкость позволит определить рабочий температурный режим масла в дизеле и ответить на вопрос о соблюдении режима жидкостного трения.
Согласно выражению (6) динамическая вязкость определится так:
Р¥2 (21)
М =-1-.
соЬ<ЗФр
Для расчетов принимаются номинальные значения параметров Ь и б/, значение у/ определяем по выражению (5) с использованием данных конструкторской документации на дизе-
ли и «Руководства по техническому обслуживанию и текущему ремонту тепловозов ТЭМ2 ИО» [4]. Приведение динамической вязкости ¡л к кинематической V осуществляется с использованием выражения, сСт[3]:
л (22)
у-
Рзо-*,(*-20)
где р20 - плотность моторного масла при температуре 20 °С, г/см ; кг - температурный коэффициент; г - текущая температура масла, °С.
Плотность р20 определяется по ГОСТ 12337-84 - «Масла моторные для дизельных дви-
о
гателей» - и принимается равной 0,905 г/см . Температурный коэффициент кг принимаем равным 0,00064 г/(см3 °С) [3].
Для используемого моторного масла марки М-14Г2(ЦС) на дизелях ПД1М и 1-ПД4Д зависимость кинематической вязкости от текущей температуры масла имеет вид [6]:
(23)
ут =2,29042-106 (Г -273,15)"2-60745, ^ у
где ут - кинематическая вязкость масла при температуре Т, сСт; Т- текущая температура масла, К.
В качестве исходных данных по нагрузке Р в выражении (21) принимаем нагрузку, передающуюся на шатунные шейки, как большую по отношении к той, которую воспринимают коренные шейки.
Для определения величины угловой скорости со в выражении (21) рассмотрим перемещение шатунной шейки относительно вкладышей шатунного подшипника (рисунок 10). Данная схема позволяет оценить относительное угловое смещение точек 1 и 2 друг относительно друга при условии их первоначального совмещения. Точка 2, условно расположенная на шатунной шейке, при перемещении кривошипа на некоторый угол (р смещается относительно точки 1, условно находящейся на вкладыше шатунного подшипника, на угол а. Очевидно, что угол а есть сумма углов (р и Д что определяет наличие смещения шатунной шейки относительно вкладыша шатунного подшипника. Исходя из этого угловая скорость относительного перемещения шатунной шейки относительно вкладыша шатунного подшипника:
» = (24)
А?
где А а - изменение угла смещения шатунной шейки относительно вкладыша подшипника, рад;
At - период времени, за которой происходит изменение А а , с.
Расчеты показали, что угловая скорость перемещения шатунной шейки относительно вкладыша шатунного подшипника изменяется по гармоническому закону и больше угловой скорости вращения коленчатого вала при углах поворота, соответствующих максимальным усилиям, действующим на шатунную шейку, примерно в 1,23 раза.
Учитывая данный факт, проведем расчеты по вычислению кинематической вязкости масла для обеспечения ею несущей способности смазочного слоя в шатунных подшипниках и определим температуру масла, соответствующую данной вязкости. Согласно рекомендациям работы [3] значение критерия Зоммерфельда Фр, для коренных подшипников равно 0,427, для шатунных - 0,54, согласно [4] и выражению (5) относительный зазор Нравен 0,0005.
Результаты расчетов для дизелей ПД1М и 1-ПД4Д представлены в таблицах 3 и 4. Анализ полученных результатов позволяет определить необходимое значение кинематической вязкости моторного масла для создания требуемой несущей способности масляного клина в подшипниковых узлах коленчатого вала и по выражению (23) рассчитать температуру масла. Полученные данные важны прежде всего при рассмотрении номинального режима работы дизелей по причине того, что нагрузка на узлы шатунно-поршневой группы при этом имеет наибольшее значение.
Для дизеля ПД1М результаты расчета требуемого значения температуры масла практически совпадают с фактическими температурными параметрами масла в условиях эксплуатации. Полученное значение температуры показывает тот ее необходимый уровень, при котором масло должно поступать в дизель после охлаждения в масловоздушных секциях холодильника тепловоза.
Согласно требованиям завода-изготовителя температура масла на выходе из дизеля должна находиться в диапазоне 65 - 72 °С [7] Возможность его охлаждения на 5 - 10 °С в секциях холодильника является вполне допустимой, а уровень температуры масла в 60, 7 °С на входе в дизель при номинальном режиме работы - реально достигаемым [7], что гарантирует величину кинематической вязкости около 52 сСт и допускает нагрузку на шатунные подшипники коленчатого вала до 290 кН (около 30 тс).
Таблица 3 - Результаты расчета необходимой вязкости масла для дизеля ПД1М
Позиция контроллера Максимальное усилие на шатунную шейку, кН Величина необходимой динамической вязкости масла, сан-тиПуаз Величина необходимой кинематической вязкости масла, сСт Температура масла, соответствующая текущему значению кинематической вязкости, °С
0 220,64 86,68 98,93 47,3
1 237,52 93,31 106,49 45,9
2 246,32 96,85 110,53 45,3
3 252,21 89,80 102,49 46,7
4 253,76 74,56 85,09 50,1
5 243,13 59,53 67,94 54,6
6 257,17 53,02 60,51 57,1
7 284,85 51,48 58,75 57,8
8 289,16 45,29 51,69 60,7
Рисунок 10 - Определение углового перемещения шатунной шейки относительно вкладыша шатунного подшипника
Для дизеля 1-ПД4Д результаты расчета показывают, что требуемый уровень температуры масла для номинального режима работы (55,7 °С) явно не соответствует техническим условиям эксплуатации дизеля в составе дизель-генераторной установки тепловоза. Как отмечалось выше, особенностью системы охлаждения моторного масла на тепловозе ТЭМ18Д является включение водомасляного теплообменника в горячий контур охлаждения дизеля. Согласно принятой конструктивной схеме [4, 8] охлаждение поступающего из дизеля масла, находящегося при температуре 70 - 80 °С, осуществляется водой горячего контура при температуре 63 - 71 °С. Вода, проходя через теплообменник и охлаждая масло, нагревается до 65 - 73 °С, далее поступает в дизель для охлаждения его узлов, после чего следует в водовоз-душные секции холодильника и замыкает контур циркуляции. В теплообменнике согласно техническим требованиям завода-изготовителя масло должно охлаждаться до температуры 68 - 75 °С и далее следовать на смазку узлов трения дизеля.
Таблица 4 - Результаты расчета необходимой вязкости масла для дизеля 1-ПД4Д
Позиция контроллера Максимальное усилие, кН Величина необходимой динамической вязкости масла, сантиПуаз Величина необходимой кинематической вязкости масла, сСт Температура масла, соответствующая текущему значению кинематической вязкости, °С
0 248,10 97,47 111,24 45,2
1 251,92 98,97 112,95 44,9
2 260,89 102,57 117,07 44,3
3 271,19 96,56 110,20 45,4
4 272,67 80,12 91,44 48,7
5 298,81 73,16 83,49 50,5
6 355,35 73,26 83,61 50,5
7 378,95 68,48 78,16 51,8
8 360,94 56,53 64,52 55,7
При эксплуатации дизелей 1-ПД4Д на тепловозе ТЭМ18Д описанные выше температурные режимы фактически соблюдаются. Как показала практика, соблюдение рекомендованных режимов работы ДГУ тепловоза, особенно на начальных этапах эксплуатации тепловозов ТЭМ18Д, привело и приводит до сих пор к выходу из строя подшипников коленчатого вала. Расчет, описанный в настоящей статье, показывает, что применяемое на дизелях 1-ПД4Д конструктивное исполнение деталей кривошипно-шатунного механизма и уровень настройки мощности дизеля в совокупности с организацией охлаждения моторного масла не обеспечивают достаточного уровня эксплуатационной надежности подшипниковых узлов.
По итогам расчета можно предполагать, что решение проблемы выхода из строя подшипников коленчатого вала дизелей 1-ПД4Д возможно следующими способами.
1. Уменьшение нагрузки на детали шатунно-поршневой группы за счет оптимизации максимального давления сгорания Рг; оптимизацию величины Рг осуществлять за счет изменения закона подачи топлива при сохранении приемлемых показателей эффективной мощности, удельного расхода топлива, экологических параметров работы дизеля.
2. Изменение конструкции подшипниковых узлов коленчатого вала с соответствующими изменениями параметров 1ий( для коренных и шатунных шеек коленчатого вала, что приведет к снижению удельных нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма двигателя и обеспечит более равномерное распределению нагрузки между опорами коленчатого вала.
3. Использование в системе смазки дизеля масляных насосов высокой производительное-ти, практически более 35 м /ч, для обеспечения высокой кратности циркуляции масла в системе. Повышение кратности циркуляции масла в системе смазки позволит повысить эффективность его охлаждения, что обеспечит требуемые характеристики вязкости.
4. Включение водомасляного теплообменника в холодный контур для обеспечения эффективного отвода тепла с соответствующей настройкой системы автоматического регулирования (САРТ) температуры воды и масла дизеля. Практика эксплуатации тепловозов ТЭМ2 показывает, что для дизелей типа ПД1М наиболее приемлемой является разница в температуре между охлаждающей водой и маслом в 10 °С, что достигается циркуляцией масла в отдельном контуре охлаждения. На тепловозах ТЭМ18Д эта разница составляет примерно 5 °С, но достигается далеко не всегда за счет того, что охлаждение и масла, и деталей дизеля организовано в едином контуре.
Предложенные способы решения проблемы выхода из строя подшипников коленчатого вала дизелей 1-ПД4Д не исчерпывают всех возможных вариантов решения поставленной задачи, а скорее являются оперативными методами корректировки ситуации. Глубокий анализ причин изучаемой проблемы и четкое определение способов ее решения в совокупности с совместной работой всех причастных к проектированию, изготовлению, эксплуатации и ремонту этих дизелей структур являются единственно верным направлением на пути к решению проблемы повышения эксплуатационной надежности тепловозов ТЭМ18Д.
Список литературы
1. Плахотин, Б. И. Анализ технического состояния тепловозного парка по сети железных дорог России за 2008 г. [Текст] / Б. И. Плахотин / ОАО «РЖД». Департамент локомотивного хозяйства. - М., 2009. - 92 с.
2. Сковородников, Г. И. Сравнительный анализ эффективности работы дизелей ПД1М и 1-ПД4Д в условиях эксплуатации [Текст] / Г. И. Сковородников, М. В. Лифанов, А. С. Ани-симов // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск, 2010. - №3(3). -С. 32-43.
3. Чернавский, С. А. Подшипники скольжения [Текст] /С. А. Чернавский. - М.: Машгиз, 1963.-244 с.
4. Руководство по техническому обслуживанию и текущему ремонту тепловозов ТЭМ2 ИО. [Текст] / ОАО «РЖД». Департамент локомотивного хозяйства. - М., 2004. - 504 с.
5. Гоц, А. Н. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма поршневых двигателей: Учебное пособие [Текст] / А. Н. Гоц / Владимирский гос. ун-т. - Владимир, 2005. - 124 с.
6. Обельницкий, А. М. Топливо и смазочные материалы [Текст] / А. М. Обельницкий. -М.: Высшая школа, 1982. - 208 с.
7. Тепловоз ТЭМ2: Руководство по эксплуатации и обслуживанию [Текст]. - М.: Транспорт, 1983.-239 с.
8. Тепловоз ТЭМ18ДМ. Руководство по эксплуатации [Текст]: В 3 т. / ЗАО УК «БМЗ». Брянск, 2009. - Т. 1,- 156 с.
