Основы комплексного решения проблемы повышения надежности элементов цилиндропоршневой группы судовых дизелей

Размещено на http://www.allbest.ru/

На правах рукописи

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени

доктора технических наук

Основы комплексного решения проблемы повышения надежности элементов цилиндропоршневой группы судовых дизелей

Специальность 05.08.05 - Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные)

Валишин Александр Гусманович

Калининград - 2008

Работа выполнена в Балтийской государственной академии рыбопромыслового флота.

Научный консультант:

доктор технических наук, профессор Пимошенко Александр Петрович;

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор, заслуженный деятель науки и техники РФ Мясников Юрий Николаевич;

доктор технических наук, профессор Погодаев Леонгард Иванович;

доктор технических наук, профессор Тузов Леонид Васильевич

Ведущая организация: ФГУ "ГИПРОРЫБФЛОТ".

Защита состоится 15 мая 2008 г. в 14 ч. 00 мин. на заседании диссертационного совета Д 223.002.02 при Государственной морской академии им. адм. С.О. Макарова по адресу: г. Санкт-Петербург, ВО, Косая линия, 15.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ГМА им. адм. С.О. Макарова по адресу: г. Санкт-Петербург, ВО, Косая линия, 15.

Автореферат разослан "____" февраля 2008 г.

Ученый секретарь Диссертационного совета, доктор технических наук, профессор Петухов Валерий Александрович.

ВВЕДЕНИЕ

Общая характеристика работы. Диссертация посвящена вопросам повышения надежности цилиндровых втулок судовых дизелей за счет разработки комплекса мероприятий по снижению характеристик их колебаний (частоты и амплитуды), являющихся причиной возникновения кавитационных явлений в охлаждающей жидкости и последующего коррозионно-эрозионного разрушения охлаждаемой поверхности цилиндровых втулок. Кроме того, в диссертации исследован вопрос эффективности защитных покрытий на охлаждаемых поверхностях цилиндровых втулок, создаваемых за счет введения в охлаждающую жидкость присадок.

Колебания втулок, а также пульсация рабочего давления в цилиндрах двигателей создают условия циклического нагружения бурта и как следствие, образование усталостных трещин в галтелях бурта втулки. В диссертации проведены исследования влияния циклических нагрузок на напряженность материала бурта втулки, разработаны мероприятия по снижению напряжений методом демпфирования.

Поскольку основной причиной вибрации цилиндровых втулок являются ударные импульсы поршней при перекладках шатуна, то ряд разделов диссертационной работы посвящен определению параметров вибрации цилиндровых втулок тронковых дизелей методами математического и виртуального моделирования. На основе учета динамических нагрузок разработана математическая модель для определения частоты колебаний цилиндровой втулки, представляющая результирующую частоту колебаний втулки как сумму частоты свободных колебаний и частоты вынужденных колебаний от изменения давления газов в цилиндре. Доказана адекватность полученной математической модели реальным процессам путем сопоставления её с моделью, разработанной в виртуальной среде "Electronics Workbench" и проведенным физическим экспериментом с цилиндровой втулкой судового дизеля 4Ч 8,5/ 11 на стендовой установке.

Разработана методика демпфирования колебаний цилиндровых втулок путем установки упругой прокладки под буртом.

Разработана и испытана присадка нового типа к системам охлаждения судовых дизелей, показавшая высокую эффективность защиты поверхностей охлаждения от коррозионного и эрозионного разрушений. Показана практическая реализация разработанных в процессе исследования теоретических результатов. Получен патент на разработанную присадку.

Актуальность проблемы. Коррозионно-эрозионное изнашивание в системах жидкостного охлаждения дизелей является фактором, снижающим их эксплуатационную надежность. Статистика отказов свидетельствует, что выбраковка цилиндровых втулок средне- и высокооборотных двигателей часто происходит по причине эрозионных повреждений боковой поверхности и на посадочных поясах. Примерно столько же втулок выбраковывают из-за трещин под посадочными буртами. При этом по износу "зеркала" цилиндра наработка втулок составляет не более 60 % от расчетного ресурса.

Согласно современным представлениям, эрозионные разрушения цилиндровых втулок развиваются в виде одновременно протекающих с различной интенсивностью процессов чисто механического разрушения при кавитационной эрозии и коррозии.

Анализ причин коррозионно-эрозионных повреждений стенок втулок и образования трещин под посадочными буртами, позволяют сделать вывод, что полностью исключить эти процессы в большинстве случаев невозможно. Однако изменения конструкции цилиндровых втулок, ведущих к снижению уровня вибраций, позволяют снизить интенсивность эрозионных разрушений и величину напряжений в опасных сечениях буртов и тем самым продлить срок службы втулок.

Методологическую и теоретическую основу исследования вибрационных процессов цилиндровых втулок и оценки их влияния на эрозионное разрушение составили труды ученых Л.И. Погодаева, А.А. Самарского, С.Н. Кана, С.П. Тимошенко, Н.Н. Иванченко, А.А. Скуридина, А.П. Пимошенко, О.К. Безюкова, В.В. Пахолко.

Несмотря на глубокие и обстоятельные исследования ученых в области коррозионно-эрозионного разрушения поверхностей охлаждения судовых дизелей, такие актуальные вопросы как влияние конструкционных особенностей втулок на уровни их вибраций и напряжений, учет фактических условий закрепления втулок в блоке цилиндров при создании расчетных моделей, проверка расчетов уровней вибраций цилиндровых втулок, разработка методов демпфирования колебаний и снижения кавитации охлаждающей жидкости продолжают оставаться не до конца решенными.

Существующие в настоящее время методики расчета вибрационных характеристик цилиндровых втулок не в полной мере отвечают задачам разработки оптимальных конструкций. Отсутствие учета фактических условий закрепления втулки в блоке и воздействия на стенки сил газового давления в цилиндре, а также использование в методиках расчета эмпирических коэффициентов, приводят к сложности определения распределения амплитуд вибраций по поверхности втулки и применения данных методик на этапе конструирования детали.

Поэтому необходимость усовершенствования методов расчета и разработки новых подходов к оценке вибрационных характеристик цилиндровых втулок обусловлена также тем, что при расчете ресурса втулки требуется учитывать неравномерность распределения и наличие локальных зон разрушений, обусловленных повышенными значениями виброускорений и напряжений в этих зонах.

Среди способов повышения коррозионно-эрозионной стойкости цилиндровых втулок, а также блоков дизелей можно выделить три основных направления: конструктивные улучшения деталей цилиндропоршневой группы, технологическая обработка материала втулки и использование различных эксплуатационных мероприятий по снижению интенсивности коррозионно-эрозионных разрушений поверхностей охлаждения. Если конструктивные и технологические мероприятия, проводимые на стадии проектирования и изготовления двигателя, решают проблему повышения надежности строящихся машин, то повышение коррозионно-эрозионной стойкости охлаждаемых деталей эксплуатируемых дизелей должно решаться путем снижения агрессивного воздействия охлаждающей среды. Это может быть достигнуто применением специальных присадок комплексного воздействия, позволяющих снизить скорости процессов коррозии и эрозии. Таким образом, проблема повышения надежности втулок и блоков цилиндров судовых дизелей является актуальной для всех типов двигателей.

Цель диссертационной работы заключалась в разработке комплексных методов повышения надежности цилиндровых втулок дизелей за счет оптимизации их вибрационных характеристик и создания защитных покрытий поверхностей теплообмена дизелей от коррозионно-эрозионного разрушения.

Для достижения цели были поставлены и решены следующие основные задачи:

1. Выполнить всесторонний анализ существующих методик расчета вибрационных характеристик цилиндровых втулок дизелей с оценкой их теоретической базы.

2. Разработать математическую модель втулки, которая позволяет вести расчет вибрационных характеристик при любом количестве опор и их взаимном расположении с учетом условий посадки втулки на этих опорах и при возбуждении колебаний ударом поршня и силами газового давления в цилиндре.

3. Создать имитационную модель втулки с постановкой виртуального эксперимента для оценки ее вибрационных характеристик.

4. Разработать имитационную модель демпфирующего устройства и методику выбора его механических характеристик.

5. Провести физический эксперимент для проверки адекватности разработанных моделей.

6. Разработать присадку к охлаждающей жидкости, которая осуществляла бы комплексную защиту теплообменных поверхностей систем охлаждения судовых дизелей от коррозионно-эрозионного повреждения.

7. Провести сравнительные экспериментальные исследования антиэрозионных и поверхностных свойств разработанной присадки.

Основная идея и внутреннее единство работы. Основная идея диссертационной работы заключается в разработке методов, обеспечивающих повышение надежности цилиндровых втулок дизелей. Решению этой проблемы посвящены все разделы диссертационной работы, в которых последовательно разработаны методы от оценки вибрационной активности вибрирующих поверхностей втулок до создания защитной присадки. На основе полученных представлений о характере и величине параметров вибрации втулок разработана методика демпфирования колебаний втулок до значений, не превышающих порог возникновения кавитации в охлаждающих жидкостях. Анализ разработанных моделей и взаимосвязи кавитационно-эрозийной стойкости углеродистых и легированных сталей с их механическими макрохарактеристиками определили условия создания защитного покрытия на основе бестокового никелирования. Таким образом, основная идея комплексного решения проблемы повышения надежности элементов цилиндропоршневой группы судовых дизелей проходит через все главы диссертации, что позволяет говорить о внутреннем единстве и целостности работы.

Методы и объекты исследования. В диссертационной работе использовались теоретические и экспериментальные методы. При разработке математической модели использовались методы математического анализа, линейной алгебры и математической статистики. При разработке и постановке эксперимента в виртуальной среде использовался метод аналогий "сила - ток" в прикладном пакете "ELECTRONIСS WORKBENCH". При анализе эффективности защитных функций присадки от кавитационной эрозии применялись положения теории физической химии, статистической термодинамики, теории поверхностных явлений, теории вероятности и математической статистики, современные установки, методы исследований и измерений. Объектами исследований выбраны цилиндровые втулки, поверхности охлаждения блока цилиндров дизелей, выполненные из стали, чугуна и различных сплавов.

Научные положения, выносимые на защиту:

- математическая модель процесса вибраций цилиндровой втулки как несимметрично нагруженной тонкостенной цилиндрической оболочки;

- методы расчета характеристик вибраций втулки, основанные на различных модификациях математической модели для различных условий заделки втулки в блоке цилиндров;

- имитационная модель втулки на основе методов электромеханических аналогий и постановка виртуальных экспериментов с её помощью в среде Electronics Workbench;

- результаты исследования влияния сопротивлений упругим деформациям в местах закрепления втулок на их вибрационные характеристики;

- основы моделирования и расчета параметров демпфирующих устройств цилиндровых втулок;

- состав и технология использования новой присадки к охлаждающей жидкости судовых дизелей, позволяющей осуществлять комплексную защиту поверхностей охлаждения от коррозионных и эрозионных разрушений.

- результаты исследования антиэрозионных свойств новой присадки на чугунных образцах с учетом её поверхностной и адсорбционной способностей;

- методика контроля концентрации присадки в охлаждающей жидкости.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и результатов исследований обусловлены корректным использованием метода математического моделирования, в котором втулка была представлена в виде статически неопределённой системы. Раскрытие статической неопределенности проводилось энергетическим методом, разработанным С.Н. Каном для цилиндрических оболочек. Определение компонент деформаций, являющихся функциями координат и времени, осуществлялось с использованием метода разделения переменных (метода Фурье) с получением однородного дифференциального уравнения (ДУ) четвертого порядка для функции, описывающей форму деформаций вдоль оси цилиндра. Корни характеристического уравнения полученного ДУ находились численным методом простых итераций из условия нетривиальной совместности системы линейных алгебраических уравнений, составляющих граничные условия задачи. Для их решения был использован матричный метод в соответствии с общей теорией систем линейных алгебраических уравнений. Для нахождения величины деформации втулки в месте удара поршня в момент его контакта со стенкой была использована теория удара С.П. Тимошенко. Вынужденные колебания втулки под воздействием распределенной силы газового давления были получены методом построения функции влияния единичного сосредоточенного импульса. Расчет амплитуд вынужденных колебаний, а также определение скорости поршня в момент его контакта со стенкой производились численным интегрированием уравнений движения с применением метода конечных разностей на основе теории разностных схем А.А. Самарского.

Для исследования процесса вибраций цилиндровых втулок был применен метод компьютерной имитации путем реализации на ЭВМ виртуальной математической модели, включающей систему динамических уравнений. При переходе от механических параметров модели к электрическим использовался метод электромеханических аналогий. Для обработки экспериментальных данных, полученных в ходе натурного эксперимента, применялись методы математической статистики и теории вероятностей.

Достоверность полученных результатов была подтверждена их проверкой на стендовой установке путем проведения измерений вибрационных характеристик цилиндровой втулки судового дизеля 4Ч 8,5/11.

Эффективность разработанной присадки проверялась на стендовой установке с использованием магнитострикционного вибратора, широко используемого в практике исследования эрозионного разрушения металлов.

Научная новизна заключается в следующем:

- разработана математическая модель процесса вибрации втулки, позволяющая вести расчет вибрационных характеристик при любом количестве опор и любом их взаимном расположении с учетом условий посадки втулки на этих опорах при совместном возбуждении колебаний ударом поршня и силами газового давления в цилиндре;

- разработана имитационная модель втулки и выполнен виртуальный эксперимент для получения ее вибрационных характеристик путем измерений в виртуальной среде;

-разработана имитационная модель и методика определения параметров демпфирующего устройства;

- разработана присадка для охлаждающей жидкости, обладающая высокими антикоррозионными и антиэрозионными свойствами, обеспечивающая комплексную защиту теплообменных поверхностей систем охлаждения судовых дизелей.

Практическая ценность работы. Разработаны математическая и имитационная модели цилиндровых втулок и процедуры их использования, которые обеспечивают получение данных о вибрационных параметрах втулок без проведения натурных испытаний, что позволяет осуществлять подбор оптимальных конструктивных решений на этапе проектирования и осуществлять демпфирование вибраций втулок при эксплуатации дизелей.

На основе результатов использования разработанной математической модели получены практические данные влияния условий закрепления втулки в блоке на частоту и амплитуду вибраций, а также на величину вибрационных напряжений в области бурта втулки дизеля.

Практическая ценность разработанной присадки к воде теплоэнергетических установок подтверждена патентом на изобретение № 2192505, выданным Российским агентством по патентам и товарным знакам 10 ноября 2002 г.

Присадка испытана и принята к использованию на судах Управления технологического флота ОАО "Лукойл - Калининградморнефть".

Результаты работы приняты к внедрению в Балтийской государственной академии рыбопромыслового флота в учебном процессе и реализованы в научной работе студентов и аспирантов судомеханического факультета.

Апробация работ. Основные научные положения и результаты исследований докладывались и обсуждались на Пятой международной конференции "Управление безопасностью мореплавания и подготовка морских специалистов SSN'2005" (г. Калининград, БГАРФ); научно-технической конференции "Наука и образование - 2005" (г. Мурманск, МГТУ); научно-технической конференции "XXVI Российская школа по проблемам науки и технологий" (г. Миасс, 2006); 4 MIEDZYNARODOWA KOFERENCJA NAUKOWO - TECHNICZNA "EXPO - SHIP 2006" (Szczecin, Akademia morska);

Личный вклад автора. В диссертации представлены результаты многолетних исследований, полученных автором самостоятельно, а также совместно с аспирантами, работавшими под руководством автора.

Лично автору принадлежат:

- разработка математической модели цилиндровой втулки;

- выбор и постановка задач по разработке и исследованию процессов вибраций цилиндровых втулок судовых дизелей;

- разработка программ и конкретизация теоретических и экспериментальных направлений исследования процессов вибрации цилиндровых втулок и создание комплексной присадки к системам охлаждения дизелей;

- разработка имитационной модели втулки цилиндра и постановка виртуального эксперимента;

- разработка стендовой установки и проведение натурного эксперимента по определению вибрационных характеристик цилиндровой втулки дизеля;

- разработка имитационной модели демпфирующего устройства цилиндровых втулок и создание методики выбора его механических характеристик.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении дана оценка современного состояния сформулированной проблемы и решаемых задач, основные и исходные данные для разработки темы, сведения о планируемом уровне решения поставленных задач.

Показана актуальность работы, раскрыта сущность проблемы и новизна, сформулированы основные цели и задачи исследования.

В первой главе рассмотрены причины снижения надежности элементов цилиндропоршневой группы, проведен анализ имеющейся информации о механизме коррозионно-эрозионных повреждений поверхностей цилиндровых втулок судовых дизелей.

Наиболее значительный вклад в разработку методов защиты поверхностей охлаждения судовых ДВС от коррозионно-эрозионного разрушения внесли Н.Н. Иванченко, А.А. Скуридин, Л.И. Погодаев, А.П. Пимошенко, И.С. Полипанов, О.К. Безюкова, В.В. Пахолко.

Установлено, что коррозионно-эрозионное изнашивание внутренних полостей систем охлаждения судовых ДВС происходит под воздействием целого комплекса различных по своей природе факторов, а механизм самого разрушения весьма сложен, так как имеет место совокупность происходящих почти одновременно механических, химических, тепловых и электрохимических процессов. Основную причину таких разрушений деталей дизелей все исследователи усматривают в генерировании звукового давления в охлаждающей жидкости колебаниями цилиндровых втулок, возникающего вследствие воздействия ударных импульсов поршня при перекладках шатуна и порождающие явление поверхностной кавитации. Поэтому эффективными путями снижения процесса коррозионно-эрозионного разрушения деталей многие исследователи считали конструктивные мероприятия, которые позволяли бы создавать узлы и детали дизеля с заданными характеристиками: либо с высокой эрозионной стойкостью, либо с высокими демпфирующими свойствами, не создающими высокие звуковые давления в охлаждающей жидкости при их колебании.

Технологические мероприятия по повышению коррозионно-эрозионной стойкости охлаждаемых поверхностей чаще всего сводились к рациональному выбору материалов и покрытий, к разработке технологий изготовления и упрочнения деталей, нанесения защитных покрытий на их поверхности.

Для изготовления цилиндровых втулок обычно применяется серый чугун, недостатками которого является низкая коррозионно-эрозионная стойкость и механическая прочность. Повышение износостойкости серого чугуна достигается за счет введения в его состав легирующих присадок. Однако дополнительное легирование незначительно повышает кавитационную стойкость цилиндровых втулок.

Комплекс повышенных эксплуатационных характеристик материала цилиндровых втулок может быть обеспечен путем биметаллизации. Наиболее широкое распространение производства биметаллических цилиндровых втулок получили следующие способы: получение чугунного слоя в стальной отливке непосредственно при литье и центробежное поочередное литье стали и чугуна. Изготовленные такими способами биметаллические сталь-чугунные втулки для двигателя 6Д 50М (по данным профессора Пимошенко А.П.) после 10 тыс. часов работы имели показатели износа рабочей поверхности в пределах нормы.

Среди других технологических мероприятий по защите полостей охлаждения ДВС от кавитационно-коррозионных разрушений широко применяются защитные металлические покрытия. Обычно для этого используется электролитически осажденный хром. Применение хромовых покрытий существенно увеличивает срок службы втулки при невысоких уровнях вибрации. Однако при более высокой интенсивности вибрации происходит отслоение хромового покрытия от поверхности втулки. Энергия, схлопывания каверн инициирует "рождение" новых каверн в объеме жидкости, удаленном от поверхности. Такое вторичное рождение повторяется несколько раз в зависимости от интенсивности генерируемой звуковой волны. В этом случае увеличиваются разрушения противолежащих стенок блока. Конструктивные и технологические мероприятия являются достаточно эффективными способами защиты охлаждаемых поверхностей от эрозионных разрушений, и они должны быть предусмотрены на стадии проектирования и изготовления двигателя, в то время как на работающих дизелях должны применяться эксплуатационные способы снижения интенсивности коррозионно-эрозионных разрушений, включающие в себя водоподготовку и применение различных специальных присадок. По реализации механизма защиты присадки делятся на два типа: замедлители коррозии и эмульгирующие. Первый тип - это неорганические присадки. Наиболее широкое применение получили присадки на основе хроматов и бихроматов, а также ингибиторы борнитритного и силикатного типов. Они являются анодными замедлителями коррозии, однако не защищают металл от эрозионных разрушений. Кроме того, эффективность этих присадок зависит от их концентрации в воде, что требует постоянного контроля.

Кроме неорганических присадок для защиты систем охлаждения дизелей широкое распространение получили эмульгирующие присадки органического происхождения. Они хорошо растворяются в воде и создают высокодисперсную эмульсию типа "масло-вода", которая повышает демпфирующие свойства охлаждающей жидкости. Однако защитные свойства этих присадок ограничиваются сравнительно низким пределом интенсивности колебания втулок, их термостабильность не превышает 180^о С, а также они оказывают разрушающее воздействие на детали, изготовленные из резины, и при длительном использовании образуют на поверхностях охлаждения слои отложений, нарушающие процесс теплопередачи.

Анализируя отмеченные проблемы обеспечения защиты поверхностей охлаждения от коррозионно-эрозионного разрушения, можно сделать следующие предположения:

- повышение коррозионно-эрозионной стойкости охлаждаемых деталей, в частности цилиндровых втулок, связано со снижением их вибрационной активности. При этом необходимо отметить, что существующие методики не позволяют адекватно определять вибрационные параметры (частоту колебаний и амплитуду), вследствие их перегруженности эмпирическими коэффициентами;

- для эксплуатируемых дизелей применение присадок к охлаждающим жидкостям является наиболее простым и достаточно дешевым способом защиты. Поэтому для достижения поставленной цели необходимо решить следующие научно-технические задачи:

-разработать методику расчета параметров вибрации цилиндровых втулок с учетом тех силовых факторов, которые воздействуют на втулку (ударный импульс от поршня, пульсация давления газов в цилиндре);

- разработать методику расчета демпфирующих устройств для снижения вибрационных параметров колебания цилиндровых втулок;

- разработать качественный и количественный состав присадки для охлаждающей жидкости;

- исследовать поверхностные и антиэрозионные свойства присадки;

- разработать метод контроля за концентрацией присадки в растворе.

Во второй главе проанализированы методики расчета частот и амплитуд вибраций цилиндровых втулок дизелей, разработанные Н.Н. Иванченко, А.А. Скуридиным М.Д. Никитиным ГОСТ 7274-70 "Дизели и газовые двигатели, втулки цилиндров чугунные", ГОСТ 17919-72 "Втулки цилиндров стальные дизелей и газовых двигателей. (Технические требования)". А также исследования А.К. Тярасова, В.В. Пахолко и А.В. Губанищева, О.К. Безюкова по определению параметров вибрации цилиндровых втулок.

Практически методики всех авторов основаны на выводе уравнений колебаний тонкостенной цилиндрической оболочки. Отличие в подходах определяется, в первую очередь, применяемыми методами. Так, если Н.Н. Иванченко и А.А. Скуридин вводили в расчетное уравнение колебаний эмпирические коэффициенты, то В.В. Пахолко и А.В. Губанищев с целью повышения достоверности математической модели использовали численный метод конечных элементов (МКЭ).

На основании полученной расчетной величины относительного виброускорения поверхности втулки:

авторы Н.Н. Иванченко, А.А. Скуридин, М.Д. Никитин оценивали эрозионные разрушения стенок цилиндра как функцию потери веса. При этом в качестве порогового критерия интенсивности кавитации авторами было предложено значение виброускорения:

.

Структурно-энергетическая теория профессора Л.И. Погодаева рассматривает виброускорение как индикатор смены ведущих механизмов разрушения поверхностных слоев металла при кавитации, значение которого изменяется в пределах от 30g до 40g. Это позволяет вести расчет текущего объемного износа как степенной функции виброускорения.

В работах О.К. Безюкова предлагается использовать для оценки интенсивности эрозионных разрушений стенок втулок безразмерный критерий кавитационного изнашивания , физический смысл которого заключается в сравнении амплитуды звукового давления, создаваемого вибрирующей поверхностью с разностью гидростатического давления охлаждающей жидкости и давления ее насыщенных паров.

Проведенный анализ показывает, что разработка математических методов определения вибрационных характеристик цилиндровых втулок является составной частью прогнозирования ресурса детали. Однако предлагаемые модели либо не всегда в достаточной мере адекватно отражают колебательные процессы цилиндровых втулок, либо перегружены эмпирическими коэффициентами, которые затрудняют использование модели на этапе проектирования или внесения конструкционных изменений в существующие детали. Так методика, предложенная Н.Н. Иванченко, А.А. Скуридиным и М.Д. Никитиным (ГОСТ 7274-70, ГОСТ 17919-72), рассматривает закрепление втулки в блоке как посадку со свободными симметричными опорами краев. Но в реальных дизелях условия посадки втулок в верхнем и нижнем посадочных поясах существенно отличаются друг от друга. Кроме того, стандартная методика не учитывает действия сил давления газов в цилиндре, изменяющихся в ходе рабочего процесса двигателя. Методика А.К. Тярасова вносит уточнения в отношении учета закрепления краев втулки, но расчет амплитуд вибраций выполняется как для втулки со свободными опорами краев. О.К. Безюков рассматривает колебания втулки в виде суперпозиции собственных высокочастотных колебаний, амплитуда которых модулируется силами давления газов в камере сгорания. При этом метод является расчетно-экспериментальным, требует проведения вибрографирования дизелей и содержит множество эмпирических коэффициентов, т.е. может применяться для ограниченного класса существующих конструкций. Численный метод МКЭ В.В. Пахолко и А.В. Губанищева является в этом отношении более совершенным, но требует трудоемкого определения ансамблей масс, внутренних и внешних сил, демпфирующих элементов при построении расчетных схем для каждой конструкции втулки. В печати не опубликовано результатов исследования при помощи данного метода колебаний цилиндровых втулок высокооборотных тронковых дизелей. Исходя из проведенного анализа, в работе был сделан вывод о необходимости разработки математической модели, адекватно описывающей вибрационные процессы цилиндровых втулок с учетом всех динамических факторов корректными математическими методами. надежность цилиндровая вибрационная коррозионное

В третьей главе приведены результаты разработки математической модели цилиндровой втулки, как тонкостенной оболочки, в которой колебания возбуждаются ударом поршня после перекладки шатуна и переменными силами газового давления в цилиндре. Условия заделки втулки в блок, оказывающие существенное влияние на частоту и амплитуду вибраций, моделируются соответствующими краевыми условиями.

Контакт поршня со стенкой втулки возбуждает несимметричные изгибные колебания, при которых радиальные смещения (по нормали к срединной поверхности) сопровождаются окружными (по касательной к контуру поперечного сечения) и продольными смещениями вдоль оси цилиндра.

Формы и частоты колебаний определялись энергетическим методом, предложенным С.Н. Каном.

Радиальные перемещения задавались в виде:

, (1)

где ш(x) - неизвестная функция, изменяющаяся по длине оболочки; n - натуральные числа, характеризующие число полуволн в поперечном сечении. Окружные v(x,ц,t) и продольные деформации u(x,ц,t) были выражены через радиальные с использованием гипотезы нерастяжимости оболочки в окружном направлении, т.е.

,

и гипотезы отсутствия сдвигов срединной поверхности:

.

Для нахождения функции ш(x) из условия равенства работ внутренних и внешних сил системы было получено однородное дифференциальное уравнение четвертого порядка:

(2)

- цилиндрическая жесткость;

Е, м, с - упругие свойства и плотность материала втулки;

R, L, д - радиус, длина и толщина стенок втулки соответственно.

На данном этапе исследования для определения величины автором использовалась эмпирическая формула А.А. Скуридина для эквивалентной толщины стенок цилиндра:

, (3)

где - толщина фланца;

,

- отношение радиуса цилиндра в районе фланца к наружному радиусу. Суммарная толщина оболочки определяется с учетом всех неоднородностей по толщине стенок цилиндра:

, (4)

где f_шi - площадь сечения каждой отдельной части, имеющей свою толщину стенки (опорный пояс, углубление, фаска и т.п.).

Решением этого дифференциального уравнения (ДУ) в общем случае является функция вида:

, (5)

определяющая форму колебаний вдоль оси цилиндра x, а собственные частоты колебаний находятся из выражения:

, (6)

где k_m - собственные значения, которые соответствуют нетривиальным решениям дифференциального уравнения и являются одновременно корнями характеристического уравнения четвертого порядка к данному дифференциальному уравнению.

В отличие от методики определения собственных частот колебаний втулок по ГОСТ 7274-70, ГОСТ 17919-72, это выражение является общим для любых граничных условий закрепления втулки и может применяться для описания случаев заделки втулки не только по краям, но и в любых промежуточных опорах.

Граничные условия для функции ш(x) составляют систему линейных однородных алгебраических уравнений относительно постоянных С. Необходимым и достаточным условием нетривиальной совместности системы является равенство нулю определителя системы, из которого находятся постоянные коэффициенты С с точностью до произвольного множителя и собственные значения k_m.

Для втулки дизеля типа Ч 8,5/11 была поставлена и решена следующая краевая задача:

Функции ш₁(x) и ш₂(x), удовлетворяющие уравнению (2), задавались соответственно на областях от верхнего края втулки до нижнего посадочного пояса: , и от нижнего посадочного пояса до нижнего края: .

Верхний опорный пояс цилиндра обжимается усилием от затяга шпилек, крепящих крышку, и на этой границе было принято условие абсолютно жесткого закрепления, т.е. отсутствуют все три компоненты смещений и выполняется условие равенства нулю поворотов поперечных сечений элементов оболочки, откуда следует:

. (7)

В районе нижнего посадочного пояса радиальные смещения не равны нулю, но со стороны уплотнительных колец действуют упругие силы, пропорциональные радиальной компоненте деформаций втулки, так что здесь задаются нелинейные граничные условия 3-го рода:

, (8)

где г - коэффициент жесткости закрепления, определяемый упругими свойствами материала уплотнительных колец.

Для свободного нижнего края втулки выполняются условия отсутствия изгибающих моментов и равенства нулю внутренних усилий:

(9)

Дополнительные уравнения связывают функции ш₁(x) и ш₂(x):

,

, , (10)

т.е. внутренние усилия в сечении оболочки скомпенсированы, а изгибающие моменты в равны.

Коэффициент жесткости заделки был определен как

, (11)

где J - момент инерции; E_к - модуль упругости; r - радиус осевой линии уплотнительного кольца.

Из условия равенства нулю определителя системы уравнений (7)-(10) было получено собственное значение для первой гармоники колебаний и все коэффициенты С с точностью до постоянного множителя А ₁, определившие нетривиальное решение задачи и форму изгибных деформаций втулки . При этом полагалось, что высшие гармоники быстро затухают и фактически реализуется только первая частота, которая составила для данных условий закрепления втулки 2212 Гц. Амплитуда смещений определялась в плоскости качания шатуна, где она имела максимальное значение:

,

в зависимости от действующих силовых нагрузок, в том числе локальной (удар поршня в районе ВМТ), и районе распределенной (силы газового давления).

Радиальное смещение в месте удара поршня x = x₀, ц = 0 определялось согласно теории удара С.П. Тимошенко для прогибов оболочек:

, (12)

- импульс, переданный поршнем при ударе о стенку;

F - площадь сечения оболочки;

ДT - время контакта поршня со стенкой;

- масса поршня и нормальная составляющая его скорости в момент соударения.

После окончания импульсного воздействия втулка совершает свободные колебания, радиальная компонента которых в плоскости качания шатуна была выражена следующим образом:

. (13)

По отклику системы на влияние сосредоточенного импульса были определены вынужденные перемещения под действием непрерывно распределенной силы давления газов:

, (14)

- расстояние от верхней кромки втулки до поверхности поршня; - расстояние между верхней кромкой втулки и поршнем в ВМТ; - ход поршня.

Результирующие вибрации поверхности втулки были представлены в виде суммы собственных колебаний от удара поршня, имеющего нормальное перемещение в направлении к стенке цилиндра под действием инерционных сил кривошипно-шатунного механизма и давления газа, а также вынужденных колебаний, происходящих под воздействием изменяющихся в цилиндре сил газового давления:

. (15)

Для нахождения полной величины радиальных смещений для втулки Ч 8,5/11 было проведено численное интегрирование выражения (14) с использованием компьютерной программы на языке Борланд Паскаль 7.0.

Изменение амплитуды результирующих колебаний втулки в центральной части втулки () в ходе рабочего цикла показано на рис. 1.

Расчетная зависимость амплитуды колебаний от угла поворота коленвала совпадает по форме с экспериментальной осциллограммой вибраций втулки дизеля 4Ч 8,5/11, снятой на работающем двигателе при той же частоте вращения коленвала.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1. Расчетная осциллограмма вибраций втулки дизеля типа Ч 8,5/11 в ходе рабочего процесса двигателя

Таким образом, была получена математическая модель, которая адекватно описывает физические процессы возбуждения и протекания колебаний цилиндровых втулок в ходе рабочего процесса, позволяет без нарушения общности проводить расчеты для фактического расположения опор и учитывает реальные условия посадки втулки на опорах путем постановки линейных и нелинейных краевых условий.

Четвертая глава посвящена проверке адекватности разработанных моделей путем проведения физического эксперимента, в ходе которого определялись параметры вибраций цилиндровой втулки дизеля 4Ч 8,5/11, находящейся в воздушной среде на свободных опорах при комнатной температуре, что соответствует внешним условиям, принятым в исходных моделях. Такие влияющие на частоту колебаний втулки в работающем двигателе факторы, как температурные поля, плотность прилегания буртов, равномерность затяжки шпилек крышки цилиндра, а также обтекающая втулку масса воды, оценивались и учитывались в расчетных схемах дополнительно. На рис. 2 приведена осциллограмма колебаний втулки дизеля 4Ч 8,5/11, записанная на стендовой установке.

Рис. 2. Временная частотная характеристика затухающих колебаний цилиндровой втулки дизеля 4Ч 8,5/11

В опытной установке цилиндровая втулка двигателя 4Ч 8,5/11 закреплялась в штативе с помощью двух хомутов в районе верхнего посадочного и нижнего уплотнительного поясов. С внешней стороны на втулке были установлены два электромагнитных шумозащищенных датчика ДЕМШ-1. Датчики подключались к осциллографу "Bordo", который представляет собой встроенную плату на ЭВМ. Осциллограф осуществлял регистрацию и спектральный анализ осциллограмм. Шток, на котором были закреплены металлические бойки, приводился в движение вибратором. После упругого соударения бойка со стенкой втулка совершала свободные затухающие колебания в течение периода до следующего удара. По данным восьми измерений было определено значение частоты первой гармоники свободных колебаний втулки, составившее . Погрешность измерений частоты свободных колебаний втулки определялась случайным сложением сигналов от предшествующих импульсов. Кроме этого составляющую в суммарную погрешность вносила математическая обработка суммированного сигнала встроенной программы "Bordo", которая осуществляла сглаживание и выделение спектральных составляющих путем интегральных преобразований Фурье.

В пятой главе разработаны методы виртуального моделирования цилиндровых втулок дизелей в программе Electronics Workbench (EWB).

Для решения поставленной задачи была реализована идея представления цилиндровой втулки в виде механической системы, состоящей из отдельных элементов - двухполюсников. Так, цилиндровая втулка дизеля 4Ч 8,5/11 была смоделирована в виде механической цепи из десяти звеньев, каждое из которых обладает массой, жесткостью и демпфирующими свойствами и соответствует простым конструкционным составляющим, на которые можно условно разбить втулку - отдельные кольца и гладкий цилиндр. В цепи также были введены активные элементы, поставляющие энергию в механическую систему и возбуждающие ее движение (рис. 3). Соединение звеньев с общим основанием моделировало свободные опоры краев втулки.

Рис. 3. Модель механической цепи цилиндровой втулки двигателя 4Ч 8,5/11

Параметры полученной эквивалентной схемы определялись по формуле для частоты собственных колебаний кольца С.П. Тимошенко:

, (16)

где J - осевой момент инерции сечения кольца;

r - радиус кривизны осевой линии кольца;

с - плотность материала кольца;

д - площадь сечения кольца;

n - количество радиальных полуволн в поперечном сечении кольца.

Исходя из анализа данного соотношения элемент жесткости кольца, как звена эквивалентной схемы, был выражен следующим образом:

, (17)

а массовый элемент -

. (18)

Аналогичные соответствия были установлены и для цилиндра исходя из выражения для частоты собственных колебаний гладкого цилиндра длиной L:

. (19)

Параметры демпфирования каждого звена определялись на основе справочных данных о логарифмическом декременте затуханий для материала втулки как:

, (20)

где ? - логарифмический декремент затухания.

Для реализации полученной имитационной модели и постановки виртуального эксперимента была выбрана среда автоматизированного проектирования электрических цепей EWB.

Для перехода от механических параметров цепи к электрическим был применен метод электромеханических аналогий "сила-ток": т.е. установлено соответствие между обратной величиной коэффициента жесткости и индуктивностью, массой и емкостью, обратной величиной коэффициента демпфирования и электрическим сопротивлением. Таким образом, каждое звено механической цепи было заменено электрическим колебательным контуром и получена виртуальная экспериментальная установка, которая состояла из модели втулки, источника возбуждения колебаний и измерительного прибора - осциллографа.

Эквивалентная электрическая схема цилиндровой втулки дизеля 4Ч 8,5/11 приведена на рис. 4.

Характер полученных осциллограмм вибраций (рис. 5) показывает, что импульсное воздействие на систему возбуждает колебания сразу нескольких гармоник, а через некоторое время, составляющее ~3,5 мс, высшие гармоники практически затухают. Результаты измерений частоты первой гармоники приведены в табл. 1.

Таблица 1

Частота сигнала, Гц	Длительность импульса, %	Период колебаний, мкс	Частота колебаний f, Гц
200	1	522,959	1912,2
200	2	581,224	1720,5

Рис. 4. Эквивалентная электрическая схема втулки 4Ч 8,5/11

Рис. 5. Виртуальный эксперимент. Осциллограмма свободных колебаний втулки двигателя 4Ч 8,5/11, полученная в виртуальном эксперименте

Определенная в рамках модели тонкостенной цилиндрической оболочки собственная частота первой гармоники колебаний втулки, имеющей свободные опоры краев, составила , т.е. частоты вибраций, полученные в рамках математической и имитационной моделей, практически совпадают, что подтверждает правильность описания с их помощью физических процессов в реальном объекте.

Хорошее согласование осциллограмм и значений частоты вибраций втулки, полученных на стендовой установке и в среде EWB, свидетельствует об адекватности построенной модели, возможности замены физического эксперимента виртуальным, как менее затратным и более простым в постановке.

Шестая глава посвящена разработке демпфирующего устройства для снижения параметров вибрации цилиндровых втулок дизелей. При монтаже втулок от затяжки шпилек крепления крышки в галтелях бурта возникают растягивающие напряжения, значения которых в опасном сечении бурта втулки дизеля 4Ч 8,5/11 составляет у_max = 45МПа. Во время процессов сжатия и горения, напряжение уменьшается за счет растяжения шпилек. Таким образом, нагружение бурта приобретает циклический характер с частотой ?2000Гц, а напряжение изменяется от у_min= 5МПа до у_max= 25МПа. После завершения процесса сгорания напряжение в бурте вновь возрастает до у_max=45 МПа, а амплитуда вибрационных напряжений становится незначительной. Таким образом, динамические напряжения в области бурта носят сложный характер, связанный с цикличностью нагрузок и их асимметричностью. Максимальная величина размаха напряжений для двигателя 4Ч 8,5/11 составляет 40 МПа. Эпюра напряжений в галтелях бурта втулки дизеля 4Ч 8,5/11 изображена на рис. 6.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 6. Эпюра напряжений в галтелях бурта втулки дизеля 4Ч 8,5/11

В качестве конструктивного решения, ведущего к снижению амплитуд асимметричных циклов напряжений, возникающих в области бурта втулки, целесообразно установить в месте прилегания горизонтальных посадочных поверхностей втулки и блока демпфирующую прокладку. При стандартной посадке втулки в зоне контакта втулки и рубашки смещение контактирующих поверхностей относительно друг друга определяется силами трения, зависящими от свойств контактирующих поверхностей и усилием обжатия фланца. При посадке втулки на демпфирующую прокладку радиальное смещение деформируемой втулки будет вызывать упругие силы со стороны прокладки, зависящие от ее жесткости с учетом давления сил от обжима фланцев и величины смещений.

Теоретическая оценка влияния упругого сопротивления деформациям втулки в районе бурта была выполнена с помощью математической модели тонкостенной цилиндрической оболочки с постановкой соответствующих краевых условий на верхнем крае втулки, на посадочной поверхности бурта, на нижнем посадочном поясе и на свободном нижнем крае втулки, всего 12 уравнений. Коэффициент жесткости прокладки превышал коэффициент жесткости уплотнительных колец в нижнем посадочном поясе в 100 раз. Как следует из эпюры напряжений для данных условий заделки втулки (рис. 7), вибрационные напряжения под верхним посадочным буртом втулки снизились на порядок - до 0,29МПа.

Дальнейшие исследования повышения надежности цилиндровых втулок, исходя из полученных результатов, проводились в направлении разработки методики создания демпфирующего устройства колебаний цилиндровых втулок. Актуальность такой постановки задачи исследования определялась, с одной стороны снижением напряжений в галтелях буртов втулок, а с другой - снижением виброускорений колебаний втулок и соответственно снижения эрозионного изнашивания.

Рис. 7. Эпюра напряжений в галтелях бурта втулки дизеля 4Ч 8,5/11 при установке упругой прокладки

Решение задачи по моделированию демпфирующего устройства цилиндровой втулки осуществлялось с использованием пакета Electronic Workbench и VisSim. Разработка включала два этапа: создание модели вибрации цилиндровой втулки и создание модели фильтра для гашения вибраций.

На рис. 8 приведена принципиальная схема демпфирования колебаний.

Рис. 8. Схема демпфирования колебаний цилиндровой втулки

В зависимости от вида функции фильтрации получают различные типы фильтров. В частности, проведенный анализ различных типов фильтров показал, что наиболее эффективным из рассмотренных фильтров является фильтр высокой частоты Чебышева. Важным моментом при конструировании фильтра является определение его порядка. Проведенный в системе VisSim эксперимент позволил установить эффективность демпфирования колебаний в зависимости от порядка фильтра. Результат эксперимента показал, что увеличение порядка фильтра выше третьего не целесообразно. На рис. 9 приведены результаты исследования по определению порядка фильтра.



Рис. 9. Моделирование порядка фильтра демпфирующего устройства

Моделирование демпфирующего устройства в электронных средах Workbench и VisSim позволило определить влияние скважности ударного импульса. Установлено, что при увеличении скважности происходит появление сигнала с частотой значительно более низкой, чем частота собственных колебаний втулки, причем этот эффект проявляется с разной интенсивностью, в зависимости от скважности импульса, имитирующего удар. В практике эксплуатации дизелей эффект длительности ударного импульса проявляется при увеличении зазора между втулкой и поршнем в результате износа. Однако генерируемая при этом частота колебаний втулки не определялась, а расчеты на вероятность проявления кавитации осуществлялись для частоты собственных колебаний. Отмеченное наблюдение послужило основанием для определения параметров демпфирующего устройства таких как: частота среза, коэффициенты денормирования, индуктивность и емкость электрической модели.

Принятая в практике инженерных расчетов методика определения параметров фильтров демпфирования колебаний предполагает на первоначальном этапе проведение операции нормирования. Суть операции заключается в том, что сопротивление электрической цепи модели нормируется к одному из активных сопротивлений, частота в фильтре высокой частоты к частоте среза. Фильтры высоких частот получают путем преобразования частоты из фильтров низких частот. В инженерной практике пользуются готовыми результатами синтеза нормированных фильтров низких частот, представленными в виде таблиц элементов прототипов. Схемы прототипов имеют лестничную структуру, продольными элементами в которых являются индуктивности, а поперечными - емкости. Число реактивных элементов равно порядку аппроксимирующей функции.

Для нахождения значений индуктивности и емкости предварительно определяются коэффициенты денормирования с учетом выбранной частоты среза.

(21)

, (22)

где f_c - частота среза;

R - нормированное сопротивление.

А затем по формулам определяют значения индуктивностей и ёмкостей:

(23)

. (24)

Переход к параметрам механической упругой системы осуществляется обратным преобразованием по методу электромеханических аналогий, описанному в главе 5.

Выбор конструкции демпфирующего устройства, в качестве которого, на основании проведенных исследований, можно принять трех слойную прокладку, устанавливаемую под буртом цилиндровой втулки. Установка таких прокладок для проектируемых дизелей должна производиться на основании прочностных расчетов посадочных гнезд блока цилиндров, а для эксплуатируемых дизелей - проточкой посадочных гнезд, допускаемой для большинства типов дизелей при проведении ремонтов.

Поглощающая способность демпфера, определяемая количеством рассеянной энергии (диссипация) для прокладок такого типа определяется выражением:

Ш = , (25)

, (26)

где м - коэффициент Пуассона материала прокладки;

h - толщина прокладки;

Е - модуль упругости первого рода материала прокладки;

а - внутренний радиус прокладки.

Значение функции Ф(л) определяется в справочных таблицах по величине л.

Выбор материала демпфирующих прокладок определяется через величину логарифмического декремента затухания. Для этого определяется коэффициент поглощения:

f = 2Ш/ (сm²), (27)

где с - жесткость элементов демпфера (н/м);

m - масса элементов демпфера (²/м), по величине которого определяется логарифмический декремент затухания: