Исследование удара поршня
ИССЛЕДОВАНИЕ УДАРА ПОРШНЯ В ТРОНКОВОМ ДИЗЕЛЕ
Создание эффективного метода контроля и оценка технического состояние эксплуатируемого дизеля без его разборки – одна из актуальных проблем автоматизации обслуживания судовых силовых установок. Важным в этом отношении является контроль за состоянием цилиндрово-поршневой группы (ЦПГ), подвергающейся в большей степени износам и наименее доступной для осмотра и обмеров.
В настоящее время можно оценить техническое состояние ЦПГ по ударам поршней при их перекладке с помощью виброакустического метода. Интенсивность удара зависит от величины зазора, что позволяет путем измерения амплитуды или энергии ударного импульса – оценивать один из важнейших параметров ЦПГ. Зазор поршень – втулка и энергия удара зависят и от других факторов, которые могут внести определенные ошибки при использовании виброакустического метода. В частности, при исследовании ударов поршней ранее не учитывались такие факторы, как трение колец при поперечном движении поршня и тепловое состояние ЦПГ, что вносило большие погрешности и не позволяло объяснить некоторые, получаемые экспериментально, данные.
Рассмотрим теорию этого вопроса применительно к широко распространенному двигателю СМД-14 (4Ч12/14) ( э.л.с., об/мин).
АНАЛИЗ СИЛ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИХ ХАРАКТЕР ПЕРЕКЛАДКИ ПОРШНЯ
Радиальный зазор в ЦПГ и действующие на поршень переменные нагрузки вызывают боковые движения поршня. Перемещение поршня от одной стенки втулки к другой, или перекладка, происходит при смене знака силы , нормальной к оси цилиндра.
Динамика изменения силы с учетом давления газов , силы инерции и трения колец о гильзу , отнесенных к единице площади поршня, приведены на рис. 1, а. В зависимости от режима и числа оборотов для четырехтактного двигателя может быть от 6 до 8 перекладок за полный цикл.
Из них наиболее интересна первая перекладка после рабочей в. м. т. (последнюю в дальнейшем будем называть в. м. т.), формирующая максимальный импульс вибраций.
В зависимости от схемы расположения сил нормального давления , трения колец о кольцевые канавки и центра тяжести поршня перекладка может происходить плоскопараллельно или вращательно-поступательно. Перекладка поршня при плоскопараллельном движении рассматривалась во многих работах, причем силы тяжести и трения колец о поршень прикладывались к осям пальца. При несовпадении равнодействующей сил трения колец о поршень и центра тяжести с осью пальца возникает вращательное движение, являющееся наиболее распространенной формой перекладки.
В в. м. т.при нормальная сила , перекладывающая поршень, равна нулю и поршень прилегает к стенке гильзы. Сила от давления газов действует вдоль оси цилиндра и при наличии зазора между поршнем и втулкой в результате смещения осей поршня и цилиндра создает вращательный момент (в нм) относительно нижней части поршня (рис. 1, б и в), стремящийся оторвать верхнюю часть поршня от гильзы
,
где – зазор между поршнем и гильзой.
Рис. 1. Силы, действующие на поршень:
– изменение силы без процесса сгорания; об/мин, об/мин;
– схема сил в. м. т.; – схема сил при перекладке поршня в в. м. т.
Вследствие неплотностей прилегания и замковых зазоров колец газы проникают из рабочей полости цилиндра в межкольцевое пространство. Проходя через лабиринт, образованный кольцами и гребенкой поршня, они поэтапно расшираются, создавая перепад давлений у стенок колец, являющийся причиной возникновения сил трения колец о поршень при его перекладке. Равнодействующая сила трения колец о поршень создает при этом момент сопротивления относительно нижнего края поршня
,
где – плечо силы трения колец о поршень относительно его нижнего края; – результирующая давления газов на поршневые кольца сверху; - результирующая давления газов на поршневые кольца снизу; – результирующая сил трения колец о втулку за счет давления газов и сил упругости; – результирующая сила инерции колец; - коэффициент трения колец о поршень.
Для упрощения записи примем
,
тогда предыдущее равенство примет вид
При повороте поршня относительно пальца возникает сила трения, направленная в сторону, противоположную , и определяемая уравнением
где – приведенный радиус трения пальца к оси вращения, м; - коэффициент трения.
Применительно к дизелю СМД-14 для зазора между поршнем и втулкой мм произведен расчет моментов по уравнению (1) для внешней скоростной характеристики и для выключенных цилиндров в диапазоне скорости от 900 до 1700 об/мин.
Расчет момента сопротивления от сил трения колец относительно нижней части тронка произведен по формуле (2') на основании работы [1].
В в. м. т. при вращательному движению поршня относительно нижней его кромки под действием момента будут препятствовать моменты сопротивления от равнодействующей сил трения и трения в головном подшипнике .
Так как
,
то можно заключить, что головка поршня в в. м. т. при отрываться от втулки не будет.
Результаты расчетов и графически представлены на рис. 2, откуда видно, что по внешней скоростной характеристике на 900 об/мин для предельного зазора составляет 10%, а для начального зазора (на рисунке не представлен) всего 1,62% от . Это соотношение сохраняется и при других числах оборотов.
Из этого следует, что перекладку поршня можно считать состоящей из двух последовательных фаз.
В первой фазе под действием нормальной силы от втулки отрывается нижний край поршня и он поворачивается относительно верхней его части. Ударом нижнего края поршня о противоположную сторону втулки и заканчивается первая фаза.
Во второй фазе верхний край тронка оторвется от втулки и повернется вокруг нижнего края до встречи с противоположной стороной втулки. Этим заканчивается перекладка поршня в в. м. т..
РАСЧЕТ ЭНЕРГИИ УДАРА ПОРШНЯ О ВТУЛКУ
Для нахождения уравнения движения поршня при его перекладке во втулке рассмотрим расчетную схему, представленную на рис. 1, б и в. Точка соответствует центру тяжести поршня, точка находится на верхнем крае поршня, точка – на нижнем его крае.
Величины, зависящие от фазы перекладки, для первой фазы будем помечать индексом , для второй – .
С учетом принятых обозначений составим уравнения моментов, действующих на поршень:
в первой фазе (рис. 1, в);
и во второй фазе
где и – расстояния от центра пальца до нижней и верхней кромок поршня, м;
и – моменты от сил трения колец относительно нижней и верхней кромок поршня, нм;
– момент сопротивления от сил трения в головном подшипнике, нм;
и – моменты, возникающие от смещения осей поршня и втулки за счет зазора, нм;
и – моменты инерции поршня относительно нижней и верхней кромок поршня, кГ·м²;
и - угловые ускорения поршня относительно нижней и верхней кромок при перекладке.
Ввиду того, что в первой фазе меняется в пределах от до и во второй фазе от до и, учитывая, что в зависимости от величины зазора поршень – втулка составляет , в дальнейших расчетах без особого ущерба для точности момент можно опустить. Поэтому уравнения (4) моментов примут вид
,
и во второй фазе:
.
Ввиду того, что уравнение моментов в обеих фазах в общем виде имеют одинаковые решения, ограничимся решением уравнения для первой фазы.
Нормальная сила определяется уравнением
.
Так как удар происходит вблизи от в. м. т., можно записать
.
Угол поворота колена φ и угол наклона шатуна к оси цилиндра β связаны между собой зависимостью
,
где – отношение радиуса колена к длине шатуна.
Для малых углов радианной меры с достаточной точностью можно допустить
,
где – угловая скорость коленчатого вала, секˉ¹; – время, сек.
Так как время поперечного движения поршня весьма короткого по сравнению со временем любого такта, то для интервала времени перекладки может быть принято линейное изменение силы по времени. В момент времени сила . Поэтому уравнение (4) примет вид
.
Уравнение (5) с учетом (6) представим в виде
.
Угловое ускорение поршня в первой фазе выразится уравнением
где – угол поворота поршня при перекладке в зазоре.
После однократного интегрирования уравнения (7), учитывая, что в в. м. т. при , находим
, (8)
где – угловая скорость поршня при перекладке, секˉ¹.
Вторично проинтегрировав уравнение (7) при тех же условиях, получим
. (9)
Связь между углом поворота поршня (в радианах) и зазором между поршнем и втулкой с достаточной точностью можно выразить в виде
где – высота поршня, м.
Тогда уравнение (9) примет вид
Приведя уравнение (9) к виду
и введя обозначения
и,
получим кубическое уравнение
,
решаемое методом Кардана.
В результате получим значение :
-. (14)
Все члены уравнений (12) и (14), за исключением зазора , в процессе эксплуатации практически не меняются. Связь времени перекладки поршня c для работающего двигателя по внешней характеристике при 900 об/мин в первой фазе представлена на рис. 3 и подтверждает необходимость учета сил трения колец о поршень при динамических расчетах.
Рис.3. Изменение времени перекладки поршня в зависимости от зазора
Энергия колебаний, вызываемых ударами от перекладки поршня, пропорциональна изменению кинетической энергии движущихся масс при ударах в первой и второй фазах и на основании закона сохранения энергии, выразится
;
где и – коэффициенты пропорциональности.
А момент импульса при ударе поршня определится из выражений
;
,
где – коэффициент упругости удара.
Энергия колебаний стенки цилиндра будет большей от удара того конца поршня, который обладает большой скоростью в момент удара. Так, максимальная скорость перекладки вблизи в. м. т. в первой фазе, рассчитанная по приведенной методике, составляет 3,24 секˉ¹, а во второй фазе – 1,33 секˉ¹.
Меньшая скорость движения головки поршня по сравнению со скоростью нижнего конца в момент удара объясняется тормозящим действием поршневых колец и большим моментом инерции.
На рис. 4 показано изменение энергии удара о втулку поршня в первой и во второй фазах при работе двигателя по внешней характеристике при об/мин. Энергия удара поршня о втулку во второй фазе меньше, чем в первой, т.е. сила первого удара больше, чем второго.
Рис. 4. Изменение энергии удара поршня в первой (1) и во второй (2) фазах в зависимости от величины зазора : по внешней характеристике ;
и без процесса сгорания ----------
Энергия удара поршня в первой фазе в зависимости от числа оборотов двигателя и величины зазоров поршень – втулка показана на рис. 5. Зазоры поршень – втулка 0,1; 0,2; 0,3 мм представлены соответственно кривыми 1, 2, 3. Увеличение числа оборотов от 900 до 1700 в минуту для названных величин зазоров вызывает незначительное увеличение энергии удара при работе по внешней характеристике, а при прокручивании дизеля – уменьшение.
Сопоставляя рис. 3 и 4 можно заключить, что, несмотря на зависимость времени перекладки от зазора, в качестве диагностического параметра следует принять связь зазора с энергией вибрации.
Все эти рассуждения основаны на действительном зазоре между поршнем и втулкой, но практически техническое состояние сопряжений оценивается по зазору в нормальных условиях (20ºС). Поэтому при замере
Рис. 5. Изменение энергии удара поршня в первой фазе в зависимости от числа оборотов двигателя и величины зазоров
зазора на работающем двигателе методами безразборной технической диагностики необходимо учитывать величину теплового изменения зазора .
ВЛИЯНИЕ ТЕМЕПЕРАТУРЫ ДВИГАТЕЛЯ НА ВЕЛИЧИНУ ЗАЗОРА ПОРШЕНЬ – ВТУЛКА
При работе ДВС часть тепла, выделенного при сгорании топлива в цилиндре, передается через стенки охлаждающей воде. В процессе отвода тепла участвуют все детали ЦПГ. Участвуя в процессе теплопередачи, они аккумулируют часть тепла, что вызывает повышение их температуры. В зависимости от условий работы и места в цепи передачи тепла от рабочего тела к охлаждающей воде температуры деталей ЦПГ различны. Зазоры между сопряженными деталями также будут различны, так как зависят от температуры материала.
Для определения температуры поршня необходимо знать количество проходящего через него тепла, но ввиду отсутствия приборного метода для замера теплового потока последний рассчитывается теоретически по индикаторным диаграммам или по параметрам цикла.
Количество теплоты, передаваемое охлаждающей жидкости, зависит от ее температуры, развиваемой мощности, числа оборотов коленчатого вала и т. д. и определяется коэффициентом теплоотдачи от газов к стенкам , температурами сред и площадями соприкосновения.
Теоретический расчет температур поршня базируется на значениях коэффициентов теплопередачи от газов к стенкам и эквивалентных температурах газов , рассчитанных по данным индицирования двигателя.
Эти параметры можно определить по известной формуле [2]
где - мгновенное значение коэффициента теплоотдачи в поршень, вт/м²·чºС; – средняя линейная скорость поршня, м/сек; и - мгновенные значения давления, н/м², и температуры в цилиндре, ºК.
Уравнение (16), справедливое для малооборотных двигателей, с достаточной точностью может быть положено в основу определения значений коэффициента теплоотдачи в исследуемом двигателе.
Несмотря на циклический характер теплообмена в двигателях внутреннего сгорания и значительное изменение параметров газа в цилиндре, процесс теплоотдачи можно рассматривать как стационарный, с некоторым средним за цикл коэффициентом и средней температурой газов .
Среднее за цикл значение величины коэффициента теплоотдачи можно получить графическим интегрированием кривой по :
Средняя температура газов определяется по формуле
Графическое построение подынтегральной функции несложно, если по уравнению (16) определены значения для каждого от 0 до 720º.
Мгновенное значение температуры газов в каждой точке цикла определяется уравнением
где и - мгновенные давления газов, н/м², и объем газов, м³; – вес заряда смеси в цилиндре, кг; – газовая постоянная рабочего тела в данной точке процесса.
При тепловых расчетах пользуются эквивалентной температурой газов. По приведенным в работе [3] данным, эквивалентная температура (ºК) остается в пределах
.
Для СМД-14, учитывая сравнительно низкую форсировку, примем
.
Для расчета температур поршня примем методику, предложенную в работе [4]. Теплосопротивление поршня (град/вт) определяется
,
где – теплосопротивление днища; – теплосопротивление стакана поршня; – теплосопротивление втулки цилиндра.
Теплосопротивление днища определим по формуле
где – толщина днища поршня, м; – диаметр поршня, м; – площадь днища поршня, м²; – коэффициент теплопроводности поршня, вт/м²·град; – параметр тепловой характеристики поршня [4], равный 0,23.
Теплосопротивление стакана поршня, подсчитанное для мм и мм, составило, по данным работы [4], 0,0481 град·ч/ккал. Теплосопротивление увеличится пропорционально первой степени размера и для СМД-14 составит
град/вт.
Теплосопротивление втулки цилиндра тепловому потоку от поршня определится выражением
где – коэффициент теплоотдачи от поверхности гильзы к охлаждающей жидкости, вт/м²; – диаметр цилиндра, м; – толщина стенки втулки, м; – коэффициент теплопроводности материала гильзы, вт/м²·град; – высота поршня, м.
Теперь определим количество тепла, проходящего через поршень,
,
где – температура охлаждающей жидкости, ºК.
При тепловых расчетах обычно принимают базовую точку, которая находится в месте стыка днища и стакана поршня (в центре сечения). Температура базовой точки определится формулой
.
Температура других точек, в частности расположенных на юбке, определяется выражением
.
Найденные из выражений (17) и (18) и справедливы для постоянной тепловоспринимающей поверхности (днища поршня, головки цилиндра), но для расчетов теплоотдачи во втулку, поверхность которой периодически перекрывается поршнем, неприменимы. В связи с этим в работе [5] величины и рекомендуется определять интегрированием не по всему циклу, а лишь в той части, на протяжении которой данный пояс омывается газами, т.е.
; (26)
где - средний коэффициент теплоотдачи газов соответствующему поясу втулки, вт/м²·град; – эквивалентная температура газов для соответствующего пояса втулки, ºК; – угол поворота коленчатого вала, соответствующий перемещению поршня от в. м. т. до данного пояса втулки. Индексом «I» обозначены такты сжатия и расширения, а индексом «II» - такты пуска и выпуска.
Сложность расчета теплового состояния втулки определяется еще и тем, что контакт тела поршня (с различной интенсивностью теплопередачи отдельных его участков) с каким-либо поясом втулки носит циклический характер. Однако осредненное влияние температуры поршня на температуру гильзы можно учесть по приведенному коэффициенту теплоотдачи.
Тепловой поток (в вт) от поршня к втулке можно выразить:
,
где – средний приведенный коэффициент теплоотдачи от поршня к втулке, вт/м²·град; – тепловоспринимающая поверхность втулки цилиндра, м².
Приравняв выражение (23) и (28), найдем приведенный коэффициент теплоотдачи (в вт/м²·град) от поршня к втулке:
Полное тепловое воздействие (в вт/м²·град) на втулку с учетом теплоотдачи через поршень и непосредственно от газов можно учесть суммарным коэффициентом теплоотдачи
Температура (в ºК) в соответствующем поясе втулки определяется по формуле
Теплосопротивление втулки рассчитывается по выражению
,
где – диаметр втулки цилиндра, м; – высота втулки цилиндра, м.
Изменение (расчетное) температуры втулки в поясе удара поршня при перекладке и температуры нижней части поршня по внешней характеристике и при прокручивании двигателя представлены на рис. 6.
Рис. 6. Изменение поршня и втулки в поясе удара поршня в в. м. т., в первой фазе, при перекладке в зависимости от числа оборотов двигателя ;
1 – по внешней характеристике, 2 – при прокручивании
Из анализа рис. 6 можно заключить, что температура деталей ЦПГ в значительной степени зависит от режима работы при расчетах, связанных с учетом зазора, пренебрегать тепловыми изменениями последнего нельзя.
Зазор (в м) между поршнем и втулкой у работающего двигателя определится из формулы
,
где и – диаметры втулки и поршня при 20ºС, м;
и – коэффициенты линейного расширения материала втулки и поршня;
, – приращения температур втулки и поршня от 20ºС до их температур в рабочем состоянии, ºС.
После преобразования, обозначив (зазор между поршнем и втулкой (в м) при 20ºС), формула (32) примет вид
.
При определении линейных расширений поршня и втулки диаметры и можно принять равными диаметру цилиндра . Тогда тепловое изменение зазора (в м) определится из выражения
.
Величина теплового изменения зазора для постоянного режима работы цилиндра, при котором производится безразборная диагностика технического состояния механизма и одной марки двигателя, постоянна.
Зазор между поршнем и гильзой (в м) работающего двигателя отличается от зазора при температуре 20ºС и определится выражением
,
где – действительный зазор между поршнем и втулкой у работающего двигателя, м; – величина теплового изменения зазора между поршнем и втулкой от 20ºС до рабочей температуры, м.
На рис.7 представлено изменение зазора в зависимости от теплового состояния двигателя. По внешней характеристике увеличение зазора с ростом числа оборотов от 900 до 1700 в минуту составляет 26%, а для прокручивания – 7,5%. Величина теплового изменения зазора для 1700 об/мин по внешней характеристике на 42,5% больше, чем при прокручивании.
Для большей наглядности сопоставим зазоры при нормальных условиях (20ºС) и у работающего двигателя в условиях нагрузочной характеристики на 1700 об/мин (рис. 8). Для двигателя СМД-14 начальные или установочные зазоры составляют 0,2 – 0,24 мм и предельные 0,6 мм. На графике они представлены горизонтальными наклонными прямыми, заключающими между собой зоны и .
Анализ результатов расчетных исследований, представленных на рис. 8, показывает, что для 1700 об/мин и 100% величина теплового изменения зазора для начального состояния ( мм) составит 83%, а для
Рис. 7. Изменение величины теплового зазора между поршнем и втулкой в зависимости от числа оборотов двигателя : 1 – по внешней характеристике; 2 – при прокручивании
предельного ( мм) – 30,4% от зазора при нормальных условиях. Если при сопоставлении предельного и начального зазоров при 20ºС предельный
- Исследование улиц Лондона
- Исследование уровня жизни населения
- Исследование уровня здоровья учащихся
- Исследование условий труда для основных видов деятельности в выбранной профессиональной предметной области
- Исследование условий труда работников предприятий, организаций и учреждений при аттестации рабочих мест и сертификации работ по условиям
- Исследование учебной мотивации младших школьников
- Исследование учета затрат машинотракторного парка и анализ эффективности его использования в организации АПК
- Исследование типов темперамента на примере известных личностей
- Исследование товарного рынка куриных мясных полуфабрикатов
- Исследование товарного рынка стиральных порошков
- Исследование травматизма
- Исследование трудового потенциала в России
- Исследование туземцев плени Форе (Новая Гвинея)
- Исследование туристского продукта и его структура
