CC BY
40
УДК 621.43.068.2
Л. В. ГАСАН .Э.ДАДАЯН
Омский танковый инженерный институт имени Маршала Советского Союза П.К. Кошевого, филиал Военного учебно-научного центра Сухопутных войск «Общевойсковая академия ВС РФ»
ВЛИЯНИЕ СИЛ ИНЕРЦИИ И СИЛ ДАВЛЕНИЯ ГАЗОВ НА ИЗНОС ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ ТАНКОВОГО ДИЗЕЛЯ В-84_________________________
Статья посвящена исследованию влияния сил инерции и сил давления газов на форму и характер износа деталей цилиндропоршневой группы танкового дизеля В-84.
Ключевые слова: дизель, циливдропоршневая группа, износ, силы инерции, силы давления газов.
Двигатель представляет собой совокупность большого числа механизмов и систем. Работоспособность двигателей внутреннего сгорания зависит от их слаженного взаимодействия, при этом особенно важна исправность цилиндропоршневой группы (ЦПГ). Одним из основных условий работы ЦПГ является отсутствие утечек рабочей смеси при сжатии перед воспламенением, т.е. должны обеспечиваться условия пневмоплотности ЦПГ. Естественный износ деталей ЦПГ приводит к потере герметичности.
Вопросы износа деталей ЦПГ изложены в работах К. Энглиша, Б.Я. Гинцбурга, К.С. Роднова, А.Ю. По-низовского [1—5] и др. Однако в данных исследованиях, с целью упрощения вычислений, вводилось понятие эквивалентного сечения, т.е. считалось, что форма и величина износа не зависят от угла поворота коленчатого вала. При расчетах количества газов прорывающихся в картер двигателя не учитывалось изменение площади проходного сечения в сопряжении гильза цилиндра — поршень в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Из вышесказанного следует, что определение технического состояния
деталей ЦПГ и прогнозирование их остаточного ресурса производилось с некоторой погрешностью. Эту погрешность можно уменьшить, если учесть изменение проходного сечения в сопряжении гильза цилиндра — поршень в зависимости от угла поворота коленчатого вала.
Наибольшее влияние на износ деталей ЦПГ оказывают сила упругости колец и нормальная сила N прижимающая поршень к стенкам гильзы цилиндра. Логично предположить, что форма, характер и величина износа должны быть пропорциональны величине силы трения Ртр, возникающей под действием этих сил. Износ деталей ЦПГ под влиянием сил трения определим из выражения:
Ртр = { ■ Р, (1)
где f — коэффициент трения скольжения,
Р — прижимающая сила, Н.
Согласно [2], коэффициент трения скольжения в цилиндропоршневой паре при возвратно-поступательном движении определяем:
Рис. 1. Условное изображение износа деталей цилиндропоршневой группы под влиянием сил упругости колец
/ = 0,00311п
уЪ&г
+ 0,08,
(2)
где Яа — среднее арифметическое отклонение шероховатостей, м;
V — кинематическая вязкость, м2/с;
Ь — размер образца в направлении скольжения, м;
ис — средняя скорость скольжения за цикл, м/с.
Условное изображение износа деталей ЦПГ под влиянием сил упругости колец представлено на (рис. 1). Осуществив анализ (рис. 1), можно сделать вывод, что износ деталей ЦПГ под действием сил упругости поршневых колец не оказывает большого влияния на форму и характер износа. Значит, при исследовании его можно не учитывать.
Прижимающую силу Б, действующую в цилиндре двигателя, можно представить в виде:
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012
126
механизма
F = Рупр + FN
(3)
Pj = -mj = -mía (cos j + X cos 2 j) ,
(4)
Рис. 3. Изменение силы инерции в зависимости от угла поворота коленчатого вала
в н.м.т она меньше
P¡max = -тга2{\- X).
(7)
где Рупр — сила упругости поршневых колец;
— нормальная сила, Н.
Причинами, вызывающими неравномерный износ гильзы цилиндра по высоте и по окружности будут силы, действующие в двигателе.
Определим значение сил инерции используя выражение:
Определим значение силы инерции P. используя (рис. 2).
Z(a) = L cos b + r cosa, (8)
S(a) = Z(a) - (r + L),учитываяZ(a = 0) , (9)
где S(a)— перемещение поршня
S(a) = Lcosb + rcosa - (r + L). (10)
Определим cosb через угол поворота кривошипа коленчатого вала:
L sin b = r sin a ,
(11)
-mía2 cos j - mrrn2X cos 2 j ,
(5)
где т = т + 0,275т ;
ПК ш
тпк — масса поршня и других деталей, движущихся поступательно;
тш — масса верхней головки шатуна, обычно принимаемая равной 0,2...0,3 массы всего шатуна; г — радиус кривошипа;
Ь — длина шатуна;
X = -L
характеристика кривошипно-шатунного
механизма;
ю и ср — соответственно частота вращения и угол поворота коленчатого вала. В уравнении (4) знак минус показывает, что сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению. Силы инерции возвратно-поступательных масс действуют по оси цилиндра и как сила давления газов, являются положительными, если они направлены к оси коленчатого вала, и отрицательны, если они направлены от оси коленчатого вала. Экстремальные значения силы инерции Р\ , так же как и ускорения поршня, имеют место в верхней мертвой точке (в.м.т) и нижней мертвой точке (н.м.т.)
В в.м.т абсолютная величина сил инерции достигает максимума
Pj max =-mí®2(l + ^
(6)
и используя основное тригонометрические выражения получаем
1
cos b = (1-Я2 sin2 a)2. (12)
2
Выполнив ряд тригонометрических преобразований, получаем:
í 1
5(a) = r(cosa - 1)-------X2(1 - cos 2a)
X 4
X , .
cosa - 1----(1 - cos2a)
4
Так как a = wt, то при w = const, a=a(t) Значит, можно записать в виде:
. (13)
5(a) = í
cos(aí) - 1-----(1 - cos(2at))
4
(14)
Для определения ускорения поршня продифференцируем выражение (14):
dS(t)
dt
X
sin at +— sin 2at 2
или
P
í
Таблица 1
Наименование детали Масса, кг
Поршень 3,07
Кольцо уплотнительное (2 шт.) 0,09
Кольцо маслосъемное (2 шт.) 0,09
Поршневая заглушка (2 шт.) 0,064
Поршневой палец 1,04
Рис. 4. График изменения нормальной силы под влиянием сил инерции
d2S[t) 2
------= —со r(coscot + Acos2cot). ^ 16)
dt2
Выразив выражение (16) относительно угла поворота кривошипа коленчатого вала, получим значение ускорения j:
j =— wr (cosa + 1cos2a).
(17)
Таким образом, значение силы инерции Р = — (ш]) можно выразить следующим образом:
P. = mw2r(cosa + 1cos2a).
(18)
Рис. 5. Условная схема износа деталей цилиндропоршневой группы под влиянием сил инерции и сил упругости поршневых колец
ну. Значит, такими же должны быть форма и величина износа деталей ЦПГ. Условная схема износа деталей ЦПГ под влиянием сил инерции и сил упругости поршневых колец представлены на рис. 5. Однако на поршень со стороны камеры сгорания действует сила давления газов в цилиндре двигателя Рг. Определим значение Рг :
-|1,35
Изменение силы инерции в зависимости от угла поворота коленчатого вала применительно к двигателю В-84 показано на (рис. 3). Численные значения масс деталей ЦПГ, используемые при вычислении приведены в табл. 1.
Кроме того, были использованы следующие параметры танкового дизеля В-84: n = 2000 об/мин, г = 0,09 м L = 0,32 м
Определив значение силы инерции R, мы можем определить значение нормальной силы N под влиянием сил инерции.
, , sin a
FNj (a) =---------------------------1-, (19)
1-12 sin2 a
2
На основании выражения (25) построим график изменения нормальной силы FN. под влиянием сил инерции (рис. 4.)
Анализируя (рис.4) можно сделать предположение, что изменение нормальной силы N под влиянием сил инерции происходит по синусоидальному зако-
Р(а) = Ра
Va
Vc - S(a)
pd
(20)
и построим график изменения давления газов Р в зависимости от угла поворота коленчатого вала а танкового дизеля В-84 (рис 6).
, ч жд2
Используя выражение: р(а) = рп------ (21)
4
построим график изменения силы давления газов при сжатии (рис. 7).
Суммарные силы, действующие в кривошипношатунном механизме, определяют алгебраическим сложением силы давления газов и сил инерции:
P = P + P.
r j
(22)
Значит, силу FNc)K можно определить, используя следующее выражение:
FNcc(a) = (Pr + Pj)tgb
(23)
4
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
127
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012
Рис. 6. График изменения давления газов Р в зависимости от угла поворота а коленчатого вала двигателя
Рис. 7. График изменения силы давления газов при сжатии
Рис. 9. График изменения нормальной силы РЫр при расширении
Рмсс (а) = Р(а)~
Авта
1 --12(1 - сов 2а) 4
(24)
На основании выражения (24) построим график изменения нормальной силы РНсж при сжатии в зависимости от угла поворота коленчатого вала (рис. 8).
Аналогичным образом, используя для определения давления газов при расширении выражение:
Р(а) = 1РСр1,2 ■
Рис. 8. График изменения нормальной силы Р№ж при сжатии в зависимости от угла поворота коленчатого вала
Определим значение силы РКсж в зависимости от угла поворота коленчатого вала используя следующее выражение:
(25)
получим график изменения нормальной силы РНр при расширении, представленный на (рис. 9).
Рассмотрев рис. 8 и рис. 9, можно сделать следующие выводы:
— при движении поршня между мертвыми точками площадь зазора изменяется по нелинейному закону;
— максимальная величина износа наблюдается в верхней части гильзы цилиндра;
— количество прорывающихся в картер газов зависит от положения поршня и скорости его движения.
Таким образом, при оценке технического состояния деталей ЦПГ, а соответственно, и всего двигателя в целом необходимо учитывать изменение площади проходного сечения в сопряжении гильза цилиндра — поршень в зависимости от угла поворота коленчатого вала.
Библиографический список
1. Гинцбург, Б. Тепловая напряженность поршней двигателей внутреннего сгорания / Б. Гинцбург. — М. : [б. и.],
1958.- 134 с.
2. Когачев, В. П. Прочность и износостойкость деталей машин / В. П. Когачев, Ю. Н. Дроздов. — М. : Высшая школа, 1991. — 319с.
3. Энглиш, К. Поршневые кольца / К. Энглиш ; пер.: В. Г. Гончаренко, Н. Н. Черноземов ; ред. В. К. Житомирский. — М. : Машгиз, 1963. — 368 с.
1.2
4. Понизовский, А. Ю. Оценка технического состояния цилиндропоршневой группы автотракторных дизелей по разности расходов воздуха на впуске и выпуске в пусковом режиме : дис. ... канд. техн. наук : 05.03.02 :защищена 21.02.10 / А. Ю. Понизовский. — Новосибирск, 2010. — С. 12 — 18.
5. Роднов, К. В. Улучшение пусковых характеристик дизелей специального назначения с использованием масловпрыска : дис. ... канд. техн. наук : 05.03.02 : защищена 17.04.07 / К. В. Род-
Челябинск, 2007.
С. 24-36.
ГАСАН Александр Валерьевич, адъюнкт. Адрес для переписки: Gasan-76@mail.ru ДАДАЯН Сергей Эдуардович, адъюнкт. Адрес для переписки: Dadayan75@mail.ru
Статья поступила в редакцию 13.12.2011 г.
© А. В. Гасан, С. Э. Дадаян
нов
УДК 629113 В. Ю. УСИКОВ
Л. В. КЕЛЛЕР С. В. УШНУРЦЕВ
Омский танковый инженерный институт Южно-Уральский государственный университет, г. Челябинск
МЕТОД ЧЛСТИЧНОГО РЕШЕНИЯ ПРИ РЛСПРЕДЕЛЕНИИ МОЩНОСТИ МЕЖДУ ВЕДУЩИМИ КОЛЕСЛМИ ЛВТОМОБИЛЬНЫХ БЛЗОВЫХ ШЛССИ
Приведены результаты расчета дополнительных потерь мощности при движении автомобильных базовых шасси вследствие нерационального распределения мощности.
Ключевые слова: автомобильное базовое шасси, дифференциальный привод, мощность, метод частичного решения.
Характерной особенностью полноприводных автомобилей, используемых в качестве автомобильных базовых шасси (АБШ), является применение разнообразных схем привода мостов и колес. Так, в работах [1—3] приведено множество примеров схем привода известных автомобилей и автопоездов и теоретически возможных схем с колесными формулами от 4 х 4 до 12x12. Это свидетельствует о большом количестве возможных вариантов установки в межо-севых и межколесных приводах дифференциальных механизмов и других механизмов деления мощности с самыми различными характеристиками блокирующих свойств.
Сопоставительный анализ показывает, что даже на однотипных машинах зачастую применяются разные механизмы: симметричные и несимметричные дифференциалы, блокированная связь, самоблокиру-ющиеся дифференциалы, дифференциалы повышенного трения, муфты свободного хода, вязкостные муфты и др. Существуют самые разнообразные подходы для решения вопросов выбора схем привода (механизмов в узлах связи) машин. Вместе с тем реализуемые в трансмиссиях АБШ методы распределения мощности можно разделить на 4 группы, представленные на рис. 1.
Под методом частичного решения, понимается такое распределение мощности, которое удовлетворяет наибольшему числу вероятных условий движе-
ния АБШ на различных стратегических направлениях. Анализ ранее выполненных исследований позволяет сделать вывод о том, что в значительном диапазоне вероятных условий движения требованиям по обеспечению подвижности АБШ отвечает дифференциальный привод. При этом хорошо известные недостатки дифференциального распределения мощности могут быть компенсированы применением других методов распределения мощности (например, введением жесткой кинематической связи при движении в неблагоприятных сцепных условиях).
Дифференциальный привод характеризуется постоянным соотношением коэффициентов распределения мощности (передаточным числом дифференциала), которое определяет не только уровень реализации АБШ тяговых возможностей, но и затраты мощности на движение.
При оценке потерь мощности в шинах полноприводного АБШ возникают свои особенности. Работа шин в системе многоколесного движителя, как во взаимосвязанной системе, приводит к взаимному влиянию режима качения одного колеса на режимы качения других. На основании анализа результатов ряда работ [3 — 7], представляется целесообразным выделить из суммарных потерь мощности в шинах ту часть потерь, которая вызвана неравномерным распределением крутящих моментов к колесам в случае взаимовлияния последних при качении.
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №2 (110) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
