CC BY
124
УДК 629.621.018.66
А.С. Денисов, И.К. Данилов ВЛИЯНИЕ УСЛОВИЙ СМАЗКИ НА ТОЛЩИНУ МАСЛЯНОГО СЛОЯ В ШАТУННЫХ ПОДШИПНИКАХ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Рассматриваются вопросы влияния давления в системе смазки модернизированных ДВС КамАЗ-740 Евро на толщину масляного слоя в шатунных подшипниках с использованием гидродинамической теории смазки сопряжения вал-вкладыш и оценивается режим его работы.
A.S. Denisov, I.K. Danilov
THE INFLUENCE OF OILING CONDITIONS ON THE DIESEL CRANKSHAFT OIL COATING THICKNESS
This article describes the hydrodynamic theory of main bearing-backing conjugation oiling and estimated conditions of the new Euro Diesel engine KamAZ-740.
В последнее время специалистами проделана большая работа по повышению надежности двигателей КамАЗ-740. ОАО «КамАЗ - Дизель» освоило выпуск широкой гаммы двигателей автомобилей, тракторов, передвижных и стационарных установок. Вместе с тем, на двигателях КамАЗ-740.11-240 применена комбинированная система смазки, включающая в себя односекционный масляный насос с увеличенной производительностью, совмещенный фильтр с полнопоточными и частично поточными элементами, имеющими тонкость очистки менее 40 мкм и более 5 мкм соответственно и водомасляный теплообменник. Система смазки имеет магистраль и форсунки охлаждения поршней. Это повлекло за собой конструктивные изменения блока цилиндров в части увеличения диаметров масляных каналов, установки форсунок охлаждения и крепления внешних агрегатов. Внесены изменения в конструкцию подвода смазки к подшипникам коленчатого вала, устранены полости грязеуловителей в шатунных шейках. Выходные отверстия масляных каналов теперь полируются, а шатунные и коренные шейки обрабатываются методом скоростного фрезерования и шлифования.
Разработчики новой системы смазки декларируют снижение износов деталей основных трущихся пар в 2-4 раза. То есть, условия смазки, определяющие износы сопряжений, должны быть лучше прежних как минимум в два раза. Для оценки влияния давления в системе смазки на минимальную толщину масляного слоя (ТМС) при изменении вышеперечисленных технологических факторов, воспользуемся гидродинамической теорией смазки.
Поскольку размеры зазоров (капиллярных щелей) в шатунных подшипниках не больше 50 мкм, поток масла носит ламинарный характер [1]. На рис. 1 представлена схема течения масла в шатунном подшипнике в ВМТ. Так как размер внутренней поверхности шатунного подшипника и поверхности шейки коленчатого вала велик по сравнению с ТМС, распределение скоростей в зазоре имеет параболический характер, соответствующий ламинарному течению.
\\\\\ > \ \ \ \ 4 ^ \ ^ \
Рі ! \ 5 Р2 2 >
‘-0
>\ ч / \
■V
Т/Т7-
/ / /
//////
Рис. 1. Схема течения моторного масла под давлением между шатунной шейкой и вкладышем: итах - максимальная скорость потока; 5/2 - радиальный зазор;
Р1 - давление на входе в подшипник; Р2 - давление на выходе из подшипника
Давление масла в системе смазки двигателя при одном и том же количестве масла, подаваемого к шатунным подшипникам масляным насосом [1]:
P _ Q Р , (1)
2 ^ д2 F ’ ' '
где F - площадь поперечного сечения зазора между шейкой вала и вкладышами подшипника; р - плотность масла; д - коэффициент расхода масла; g - ускорение силы тяжести; Q -расход масла.
Площадь сечения щели зависит от средней величины зазора 5, радиуса г шейки:
о
F _ 2 п—— _п- г -5 , (2)
2
то есть, F=k•5, где к=п—
С другой стороны, ТМС связана с вязкостной характеристикой масла соотношением
[2]:
ь _ с 'У , (3)
18,36-Р1 -5-с
где С - диаметр шейки вала; 5 - диаметральный зазор; с - поправка Гюмбеля; п - вязкость масла; п - частота вращения коленчатого вала; Р1 - нагрузка на площадь проекции подшипника.
Выразив из формул (1) и (3) диаметральный зазор и приравняв правые части, получим:
С2 -П'п _ Q
18,36-Ь-Р -с д-п--\ откуда после математических преобразований ТМС:
Р (4)
с 2-П-п _ Q I Р (5)
18,36 -Ь-Р-с д-п--У 2P-g
На рис. 2 схематически показано сопряжение «шатунная шейка - вкладыш» с преувеличенным зазором. Так как в любом радиальном подшипнике существует естественный смазочный клин вследствие особенностей зазора, то при достаточно высоких скоростях в смазке развивается давление, поддерживающее вал и полностью отделяющее его от вкладыша подшипника. Трение в подшипнике в зависимости от параметров и переменных учитывается числом Зоммерфельда в формуле [3]:
(6)
где Р1 =
К
2г -Ь
нагрузка, приходящаяся на площадь проекции подшипника;
С
г
уг = —^ - отношение радиального зазора к радиусу шатунной шейки; п - вязкость масла;
ш = и - угловая скорость. Согласно Фогельполю [4], коэффициент трения можно выразить г
приближенно в виде:
/ = при £0 < 1 , / = при £0> 1
с -
(7)
откуда следует, что
/ П-и
П-и-Ь
К
при £0 < 1 и /
при £0 > 1 .
(8)
Параметр
использован в качестве абсциссы кривой Штрибека на рис. 3, показы-
вающем характеристику смазочной системы.
Рис. 2. Схематическое представление геометрии шатунного подшипника:
- нагрузка; и - скорость; і - эксцентриситет; г^ - радиус вала; г2 - радиус втулки;
с2=г2-г1 - радиальный зазор
с
/
П • и
Рис. 3. Кривая Штрибека и режимы смазки шатунных подшипников:
1 - гидродинамическая смазка; 2 - смешанная смазка; 3 - граничная смазка
В режиме 1 кривой Штрибека поверхности шейки и вкладыша разделены непрерывной смазкой, толщина которой значительно больше шероховатости поверхностей. Сопротивление движению обусловлено внутренним трением смазки. В этом режиме трибологическое поведение определяется методами механики жидкостей. Так как рассматриваемая система состоит из плотно прилегающих контактов, можно не учитывать зависимость вязкости от давления. Этому режиму соответствуют поверхностное усталостное изнашивание, кавитационное изнашивание или жидкостная эрозия. В режиме 2 возможны механизмы изнашивания четырех групп: поверхностное усталостное, абразивное, адгезионное и коррозионно-механическое. Но эти процессы испытывают влияние пленки смазки и видоизменяются под ее действием.
Если условия работы системы в режиме 2 смещаются влево по кривой Штрибека, то число взаимодействий неровностей в пределах площади контакта возрастает, а толщина пленки убывает до нескольких мономолекулярных слоев и менее. В режиме 3 граничной смазки объемные реологические свойства смазки нивелируются, а нагрузка почти полностью воспринимается деформацией неровностей, приводящих к задирам и проворачиванию вкладышей подшипников.
При расчете ТМС по предлагаемой эмпирической зависимости (5) можно говорить о благотворном влиянии увеличения производительности масляного насоса на условия смазки сопряжений коленчатого вала. С другой стороны, с применением турбокомпрессоров на ДВС семейства КамАЗ увеличились значения мощностей и, следовательно, нагрузки на детали цилиндропоршневой группы и кривошипно-шатунного механизма.
Это можно подтвердить, проанализировав выражение (5) относительно влияния на ТМС частоты вращения коленчатого вала, давления в системе смазки, нагрузки в сопряжениях подшипников, заменив коэффициентом К выражение:
ё2 -п-Д-п-г
к = ,
18,36-е-д у
Тогда ТМС:
— . (9)
Р
При постоянных тепловом, скоростном режимах и нагрузке, приходящейся на пло-
п
щадь проекции подшипника, отношение — примем за К1. Тогда ТМС:
* = К-Кг 4Р = 47,4>/? . (11)
Общий вид зависимости ТМС от давления в системе смазки характеризуется зависимостью, представленной на рис. 4.
Р, МПа
Рис. 4. Зависимость ТМС от давления в системе смазки
Зависимость ТМС от нагрузки, исходя из выражения (5), с учетом (10) при диагностической частоте вращения коленчатого вала [5] и давлении в системе смазки:
К2 = п-4Р . (12)
Тогда ТМС:
* = К-К2-^- = 1800-^- . (13)
2 р1 р1 4 7
Характер зависимости ТМС от нагрузки на подшипники с учетом внешней скоростной характеристики ДВС КамАЗ показан на рис. 5.
О Н-------1------1-------1------1------1
4,5 6,0 9,0 12
Р1, МПа
Рис. 5. Зависимость ТМС от нагрузки на сопряжения подшипников
Зависимость ТМС от частоты вращения коленчатого вала, исходя из выражения (10) и приняв за К3 =~р~, будет иметь вид:
И = К • К3 • И = 0,025 И . (14)
На рис. 6 представлена зависимость ТМС от частоты вращения коленчатого вала.
п, мин 1
Рис. 6. Зависимость ТМС от частоты вращения коленчатого вала
Исходя из аналитических зависимостей (11), (13), (14), можно констатировать следующее:
1. Повышение давления в системе смазки ДВС КамАЗ-740 Евро с 0,4 до 0,5 МПа повысит ТМС на 4 мкм.
2. Снижение частоты вращения коленчатого вала с 2600 до 2200 оборотов в минуту снизит ТМС на 10 мкм.
3. Увеличение нагрузки на сопряжения подшипников из-за увеличения мощности нового семейства ДВС с 210 до 260 л.с. снизит ТМС на 3 мкм.
Налицо тенденция снижения ТМС форсированных ДВС КамАЗ-740 Евро на 9 мкм, а следовательно, снижение ресурса сопряжения. Причем, при резких изменениях амплитуды частоты вращения коленчатого вала возможен переход в граничный режим смазки.
Таким образом, влияние конструкторских и технологических изменений в ДВС нового семейства улучшили технические характеристики, чего нельзя сказать об их эксплуатационной надежности. Впрочем, это будет очевидным при анализе статистических данных о надежности рассматриваемого сопряжения, которых в настоящее время недостаточно.
ЛИТЕРАТУРА
1. Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика. М.: Машиностроение, 1971. 672 с.
2. Чихос Х. Системный анализ в трибонике. М.: Мир, 1982. 351 с.
3. Расчеты деталей машин: Справочное пособие / Под ред. А.В. Кузьмина. Минск: Вышэйшая школа, 1986. 400 с.
4. Vogelpohl G. Betriebssichere Gleitlager, Springer-Verlag, Berlin, 1978. 73 р.
5. Денисов А.С., Данилов И.К. Исследование режима диагностирования кривошипношатунной группы дизельных двигателей по толщине масляного слоя // Вестник Саратовского государственного технического университета. 2003. № 1. С. 71-75.
Денисов Александр Сергеевич -
доктор технических наук, профессор,
заведующий кафедрой «Автомобили и автомобильное хозяйство»
Саратовского государственного технического университета
Данилов Игорь Кеворкович -
кандидат технических наук,
доцент кафедры «Организация перевозок и управление на транспорте»
Саратовского государственного технического университета
