CC BY
30
Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011
УДК 21.431.73, 55.42.33, 55.03.33
ВЛИЯНИЕ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ КАРТЕРА ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ НА РАБОТОСПОСОБНОСТЬ ТРИБОСОПРЯЖЕНИЙ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА
© 2011 В.А. Романов, Н.А. Хозенюк
ФГБОУ ВПО «Южно-Уральский государственный университет» (национальный исследовательский университет), г. Челябинск
Поступила в редакцию 10.11.2011
Введение. Обеспечение работоспособности гидродинамических трибосопряжений составляет одну из основных проблем при создании и доводке конструкции двигателей внутреннего сгорания. Это во многом обусловлено сложностью и взаимосвязанностью процессов и факторов, определяющих работоспособность узлов жидкостного трения.
При оценке работоспособности гидродинамических трибосопряжений необходимо учитывать геометрические характеристики трибосопряжений, макро- и микрогеометрию поверхностей трения, вязкостно-температурные и реологические свойства жидкой смазочной среды, разделяющей нестационарно нагруженные поверхности трения, скоростные и нагрузочные параметры. Наряду с этими параметрами, учитываемыми при моделировании автономных трибосопряжений, для коренных подшипников коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания так же существенно взаимное влияние трибосопряжений [1, 2], реализуемое посредством упругих связей подшипников (межцилиндровых перегородок картера двигателя) и шипов (шеек коленчатого вала).
Кроме того, на работоспособность коренных трибосопряжений значительное влияние оказывают факторы, определяющие взаимное положение их шипов и подшипников. Среди этих факторов необходимо выделить технологические, связанные с допусками на соосность отверстий в межцилиндровых перегородках картера, шеек коленчатого вала, и тепловые. Методика учета технологических факторов разработана и подробно представлена в работе [3]. Влияние теплонапряженности картера двигателя на характеристики гидродинамических подшипников скольжения коленчатого вала транспортных дизелей до последнего времени не рассматривалось. Корректная оценка степени такого влияния возможна на основе достаточно подробного описания тепловых процессов, учитывающего источники тепловыделения в цилиндрах и течение жидкости в рубашке охлаждения блок-картера и головах дизеля.
Методика оценки теплонапряженного состояния картера. Для расчетного определения теплового состояния картера дизельного двигателя необходимо построение взаимодействующих между собой нестационарных тепловых моделей сгорающей топливной смеси, окружающих камеры сгорания дета-
лей и охлаждающей жидкости. Строгое определение изменения во времени нестационарных тепловых полей по всему объему двигателя требует значительных вычислительных затрат. В качестве альтернативы использована упрощенная модель, ориентированная на расчет той составляющей теплового нагружения, относительно которой в каждом цикле совершаются колебания, обусловленные тактовым характером работы двигателя. В рамках допущения о существовании стационарного режиме работы двигателя, эта составляющая температуры рассматривается как независящая от времени.
Методика основана на использовании FSI-анализа (Oneway Fluid-Structure Interaction analysis), когда собственно конструкционному расчету механики деформируемого твердого тела (Structural Analysis) предшествует решение задачи механики жидкости и газа CFD (Computational Fluid Dynamics). Использован метод конечных элементов (КЭ), реализованный в современных версиях пакета прикладных программ Ansys.
Геометрическая модель задачи включает твердотельные домены картера и гильз цилиндров, потоковый домен охлаждающей жидкости и четыре газовых домена, в которых локализованы области тепловыделения (рис. 1).
Рис. 1. Элементы модели теплового расчета картера дизельного двигателя типа ЧН 13/15.
Основными упрощающими допущениями CFD модели являются:
1. Игнорирование тактового характера движения газа в газовых доменах и, как результат, последовательности воспламенения топливной смеси в отдельных цилиндрах. Течение газа в каждом из газо-
1212
Механика и машиностроение
вых доменов принято независимым и стационарным с известным массовым расходом и температурой на входе.
2. В каждом из четырех газовых доменов в верхней трети цилиндрической области, ограничиваемой гильзой цилиндра, располагается источник тепла известной мощности, полученной на основании заявленной мощности двигателя и его индикаторного к.п.д.
3. Граничные условия по поверхностям, отличным от поверхностей контакта доменов, соответствуют граничным условиям Ш-го рода с известными коэффициентами теплоотдачи и температурой окружающей среды.
Области потоковых доменов, соприкасающиеся с твердотельными доменами (пристеночные зоны) разбивались пятью слоями призматических элементов, остальные области разбивались тетраэдрами с характерным размером 3 мм.
В качестве охлаждающей жидкости использована модель двухфазной среды (Homogeneous Binary Mixture), соответствующей термодинамическим свойствам воды и пара [4] (рис. 2).
100 200 300 400 500 600 700 800 Температура, К Рис. 2. Фазовая диаграмма охлаждающей жидкости.
Полученные в результате решения CFD задачи поля температур по всем поверхностям твердотельной части модели, интерполировались на КЭ сетку твердотельной части модели. Эта сетка использовалась сначала для выполнения расчета установившегося теплового состояния (Steady-State Thermal Analysis, тип элемента Solid70: восемь узлов, степенью свободы в каждом узле является температура). Затем эта же сетка использовалась для выполнения расчета полей тепловых перемещений и напряжений (Static Structural Thermal Deformation, тип элемента
вариант
Solid185, восемь узлов, степени свободы: перемещения в трех независимых направлениях).
Характеристика модели и результаты моделирования. В качестве объекта моделирования использован разрабатываемый в настоящее время дизель типа ЧН 13/15. Суммарное количество элементов в КЭ разбиении CFD модели составило около 3,5 млн элементов первого порядка (при числе узлов немногим более 1 млн).
При выборе характерного размера конечного элемента сетки для конструкционного расчета учтена структурная неоднородность материала картера (ВЧ-50), обуславливающая слабую чувствительность чугунов к концентрации напряжений. Выбор размера выполнен после испытаний образцов, содержавших концентраторы напряжений, и сопоставления результатов испытаний с соответствующими расчетными экспериментами методом КЭ. По результатам анализа характерный размер КЭ принят равным 3,5 мм, общее число элементов модели составило 3,2 млн (число узлов около 1,1 млн).
Для численного моделирования использована четырехпроцессорная рабочая станция с 24 Гб оперативной памяти
На первом этапе расчетная модель использована для анализа целесообразности внесения изменений в геометрию рубашки охлаждения картера экспериментального двигателя, пробные запуски которого сопровождались задирами поршней крайних цилиндров. Рассмотрено несколько вариантов модификации рубашки охлаждения. Вид исходной и одной из модифицированных рубашек, характер изменения потоков охлаждающей жидкости показан на рис. 3 а, б (на рис. 3 плотность линий тока пропорциональна расходу жидкости в рассматриваемой точке объема).
Показано, что изменение пространственной геометрии области, занимаемой охлаждающей жидкостью без изменения расхода, позволяет практически исключить закипание охлаждающей жидкости, проявляющееся в исходном варианте рубашки охлаждения (рис.4). Сравнение тепловых полей в установившемся состоянии показало, что модификация рубашки охлаждения позволяет существенно сблизить тепловые состояния гильз разных цилиндров и заметно выровнять тепловые деформации по высоте каждого цилиндра.
1213
Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011
Рис.3. Вид пространственной области, занимаемой охлаждающей жидкостью для
двух вариантов исполнения картера и линии тока охлаждающей жидкости.
Рис. 4. Локализации областей закипания охлаждающей жидкости.
На втором этапе выполнена оценка напряжено-деформированного состояния блок-картера дизеля. Для рассмотренного двигателя наиболее теплонагруженными элементами конструкции картера как исходного, так и модифицированного вариантов, оказались перегородки между цилиндрами. На рис. 5 показаны распределения первых главных напряжений в одной из перегородок. Графики построены для двух взаимно перпендикулярных направлений.
Кроме расчета тепловых напряжений для случая двухфазной модели охлаждения, на рис. 5 показаны результаты расчета с использованием однофазной модели охлаждающей жидкости. Снижение максимальных тепловых напряжений в результате моди-
фикации рубашки охлаждения составляет не менее 60%.
В табл. 1 представлены расчетные значения смещений центров отверстий под коренные шейки в межцилиндровых перегородках, вызванные тепловыми деформациями блок-картера (соответствуют варианту наибольших значений первых главных напряжений). Сравнение результатов моделирования теплонапряженности блок-картера с величинами несоосностей шипов и подшипников, связанных с технологическими допусками, показывает их соразмерность, что доказывает необходимость учета тепловых деформаций картера при оценке работоспособности коренных подшипников скольжения.
Таблица 1. Величины несоосностей различного типа
Виды несоосностей Номера опор коленчатого вала
1 2 3 4 5
Несоосности подшипников, вызванные тепловой деформацией корпуса, мм -0,065 0,067 0,127 0,069 -0,071
Технологические несоосности подшипников, мм 0,0 0,010 0,0 0,010 0,0
Технологические несоосности шеек коленчатого вала, мм 0,010 -0,020 0,030 -0,020 0,010
Горизонтальная координата, м Максимальные главные напряжения, МПа
Рис. 5. Тепловые напряжения в картере вблизи области наибольших значений первых главных напряжений.
1214
Механика и машиностроение
Методика и результаты оценки работоспособности коренных трибосопряжений с учетом несоосностей различного типа
Степень совершенства конструкции гидродинамических трибосопряжений принято оценивать расчетом стандартного набора гидромеханических характеристик (ГМХ), позволяющих прогнозировать износостойкость и усталостную долговечность антифрикционного слоя вкладышей, потери на трение, теплонапряженность, а также решать задачи оптимизации конструктивных параметров [5]. К числу наиболее важных ГМХ коренных подшипников относятся: мгновенные значения минимальной толщины смазочного слоя h ■ € и максимального
min
гидродинамического давления ртях ( , а также их
>j<
экстремальные inf hmin, sup pmax и средние hmin,
P max за цикл нагружения величины, эффективная
*
температура смазочного слоя Тд, мгновенные и средние потери мощности на трение N \ , N ,
- >j<
расходы смазки О \ , Q .Определение ГМХ авто-
номных подшипников основывается на решении трех взаимосвязанных задач: динамики шипа на смазочном слое под действием нестационарных внешних нагрузок и реакций смазочного слоя; гидродинамической теории смазки для определения распределения давлений в слое смазочной жидкости с учетом конструктивных особенностей трибосоп-
ряжения и параметров жидкой смазочной среды; определения теплового состояния подшипника для корректирования вязкости смазочного материала. Более подробно методика расчета автономных подшипников описана в работе Задорожной Е.А., представленной на настоящей конференции.
При оценке работоспособности системы неавтономных коренных опор методы определения ГМХ автономных подшипников объединены итерационным процессом с расчетом нагрузок, основанном на неразрезной схеме многоопорного коленчатого вала на упругом основании [1]. В расчете нагрузок могут учитываться упругие свойства элементов конструкции (коленчатого вала и картера), несоосности коренных шеек и подшипников, нелинейные демпфирующие свойства смазочных слоев коренных опор. Особенности методики расчета системы коренных трибосопряжений представлены в [2].
Для рассматриваемого четырехцилиндрового дизеля типа ЧН 13/15 при помощи пакета программ «Многоопорный вал» [6], реализующего указанную методику, выполнена серия расчетов ГМХ коренных подшипников: с раздельным учетом тепловых и технологических смещений опор, с их одновременным учетом, а также несколько вариантов сочетаний тепловых и отдельных технологических смещений опор или шеек коленчатого вала, с идеально соосным расположением подшипников и шипов,. Некоторые результаты расчетов представлены в табл.2 и на рис. 6.
Таблица 2. Гидромеханические характеристики коренных подшипников коленчатого вала дизельного двигателя на режиме максимальной мощности при несоосностях различного вида
№ под- шип- ника inf hmin мкм cch град hh "mm мкм SUP P max , МПа ’ m P max МПа N * Вт ’ e- кг/с * Тэ 0С ,
i 2,111'1 78,0 8,19 81,8 19,5 568,4 0,037 97,9
1,792) 78,0 7,82 74,9 21,6 575,4 0,036 98,2
1,873) 71,0 7,66 77,6 21,7 583,8 0,037 98,1
2,164) 78,0 7,95 83,2 19,4 576,4 0,037 97,9
2 3,11 404,9 10,86 143,0 29,5 559,5 0,045 96,3
2,53 431,8 8,24 163,7 31,4 609,7 0,043 97,4
2,48 431,0 9,15 165,4 33,5 620,3 0,043 97,4
3,11 404,9 10,86 143,9 29,2 559,4 0,045 96,3
3 3,46 469,3 6,91 68,3 25,8 621,2 0,045 97,1
4,05 271,0 6,75 99,6 26,7 608,4 0,044 97,1
4,41 275,9 7,77 94,7 22,7 578,3 0,043 96,9
3,27 477,4 6,22 73,3 29,5 646,0 0,046 97,3
4 3,31 25,0 7,09 134,3 29,7 581,0 0,038 97,8
3,11 23,0 6,64 143,5 30,1 586,1 0,037 98,1
3,08 22,0 7,02 145,7 30,1 579,8 0,038 97,9
3,75 26,0 6,89 131,3 29,6 581,4 0,038 97,9
с учётом тепловых деформаций и технологических смещений подшипников; 2) с учётом тепловых деформации и технологических смещений шеек;
1215
Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011
3) с учётом тепловых деформации, технологических смещений подшипников и шеек;
4)
с учетом технологических смещении подшипников и шеек.
□ - с учётом технологических смещений подшипников и шеек;
□ - с учетом тепловой деформации и несоосности коренных подшипников;
0 - с учетом тепловой деформации и несоосности коренных шеек;
В - с учетом тепловой деформации, несоосности коренных подшипников и шеек
Номер подшипника
Рис. 6. Оценка влияния несоосностей различного типа на минимальную толщину смазочного слоя в коренных подшипников.
Снижение расчетных значений минимальной толщины смазочного слоя, связанное с учетом тепловых деформаций картера, достигает 25%. Для первого коренного подшипника величина mf hmin
приближается к минимально допустимому для этого двигателя значению 1,6 мкм.
При модификации рубашки охлаждения, выполненной на основании предложенной модели, существенно улучшились не только условия работы крайних цилиндров, но и коренных подшипников скольжения. Так, относительные смещенияцентров отверстий в межцилиндровых перегородках под коренные шейки не превышают 5 мкм и практически не сказываются на прогнозной работоспособности коренных подшипников дизеля 4ЧН13/15. Необходимо отметить, что влияние несоосностей опор и шеек коленчатого вала, вызванных, в том числе, тепловым состояние картера двигателя, в большей степени будет сказываться на характеристиках работоспособности коренных подшипников двигателей больших габаритных размеров в направлении оси коленчатого вала. Но даже для наиболее компактного - четырехцилиндрового дизеля - учет тепловых деформаций картера позволяет прогнозировать более низкие, чем ранее, значения минимально допустимой толщины смазочного слоя.
Представленная работа выполнена при финансовой поддержке ФЦП «Научные и научнопедагогические кадры инновационной России» на 2009-2013 годы и РФФИ (проект 10-08-00424)
INFLUENCE OF THE THERMAL CONDITION OF DIESEL CRANKCASE ON WORKING CAPACITY OF CRANKSHAFT TRIBO UNITS
© 2011 V. A. Romanov, N. A. Khozenjuk
SOUTH URAL STATE UNIVERSITY (National Research University), Chelyabinsk
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Ветров М. К. Разработка метода расчета параметров, характеризующих нагруженность подшипников многоопорных коленчатых валов поршневых машин: дис. ... канд. техн. наук. Челябинск, 1984. 201 с.
2. Балюк, Б. К. Пути повышения несущей способности коренных опор тракторного дизеля / Б. К. Балюк, Ю. В. Рождественский, М. К. Ветров, Л. Н. Фалеев // Двигателестроение. 1989. № 2. С. 48-49, 51
3. Рождественский, Ю. В. Методика расчета системы коренных подшипников коленчатого вала с учетом податливости блок-картера двигателя /Ю. В. Рож-дественский, Н. А. Хозенюк, А. А. Мыльников // Трение и износ. - в печати.
4. Wagner, W. The Industrial Standard IAPWS-IF97: Properties of Water and Steam /W. Wagner, A. Kruse // Springer. Berlin. 1998.
5. Прокопьев, В. Н. Динамика и смазка трибосопряжений
поршневых и роторных машин: монография. Ч. 1.
/В. Н. Прокопьев, Ю. В. Рождественский, В. Г. Караваев и др. Челябинск: Издательский центр ЮУрГУ. 2010. 157 с.
6. Прокопьев В. Н., Рождественский Ю. В., Гаврилов К. В. , Хозенюк Н.А., Мыльников А.А. Комплекс программ анализа динамики и гидромеханических характеристик неавтономных подшипников скольжения коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания «Подшипники скольжения многоопорных валов» [Программа для ЭВМ] // Свидетельство о регистрации программ для ЭВМ № 2009610350, 14.01.2009
1216
