книги из ГПНТБ / Взоров, Б. А. Форсирование тракторных двигателей

ния условии труда тракториста и надежности дизеля. Поэтому при форсировании дизеля важна оценка уровня вибраций.

Выявление связи между вибрацией, работоспособностью и надежностью тракторного дизеля, его отдельных узлов, агрега­ тов и деталей представляет большие трудности. Снижение уров­ ня вибраций всегда приводит к заметному повышению надеж­ ности дизеля и трактора в целом. Так, по данным ГСКБД, обо­ рудование дизеля СМД-14 уравновешивающим механизмом уменьшило во время полевых испытаний число вибрационных отказов примерно в 2 раза. Установка дизеля СМД-14 на трак­ тор ДТ-75 на более совершенные упругие амортизаторы привела во время полевых испытаний к снижению этих отказов в 3 раза.

Базой для разработки допустимых норм вибраций явились определенные в процессе испытаний вибрации тракторных ди­ зелей. Поскольку виброактивность дизеля в значительной сте­ пени зависит от способа крепления его на раме, нормы вибра­ ций определялись и разрабатывались применительно к работе дизеля на тракторе. На рис. 63 приведена номограмма предель­ но допустимых общих уровней вибрации тракторных дизелей по ускорению /, скорости v и перемещениям s для корпусных дета­ лей и навесных агрегатов дизелей. Стрелки показывают, как пользоваться номограммой. При этом точки в и д определяют допустимый уровень вибраций иа холостом ходу, а точки г и е — соответственно на режиме номинальной мощности. Приведет ные иа рис. 63 данные могут служить критерием приемлемости того или иного уровня форсирования дизеля с точки зрения вибраций.

Общие зависимости уровня вибраций дизеля от степени фор­

строгих закономерностей. Малое влияние нагрузки на вибрации четырехцилиндровых рядных дизелей объясняется тем, что, как

правило, увеличение общих уровней вибрационных ускорении, скорости и перемещения корпусных деталей дизелей как в вер­ тикальном, так и в горизонтальном направлениях, которое мо­ жет быть принято подчиняющимся прямолинейному закону. Ре-

зонаисные явления имеют место лишь у небольшого числа ди­ зелей. Увеличение общих уровней вибраций, соответствующее повышению частоты вращения на 100 об/мин, находится в пре­ делах 0—4 дБ и в среднем, как это следует из рис. 64, состав-

Рис. 63. Номограмма предельно допустимых общих уровней вибраций трак­ торных дизелей по ускорению /, скорости v и перемещениям s для корпус­ ных деталей н навесных агрегатов дизелей

ляет 1 дБ. Таким образом, можно с достаточной точностью определить общие уровни вибраций корпусных деталей дизелей на различных скоростных режимах, пользуясь следующими за­ висимостями:

S = S0-г *1, (« — п0),

102

Рис. 64. Увеличение общих уровнен вибраций дизелей, соответствующее уве­ личению частоты вращения на 100 об/мин для различных отечественных тракторов и комбайна

Приведенные данные позволяют оценить влияние форсиро­ вания дизеля на уровень вибраций.

4. НАДЕЖНОСТЬ

Моторесурс тракторных дизелей до 1-го капитального ре­ монта должен составлять 5—6 тыс. мото-часов. Форсирование дизелей не должно снижать этот ресурс, а требования к надеж­ ности должны, как правило, повышаться.

Согласно принятой методике надежность дизелей должна характеризоваться следующими показателями: безотказностью, ремонтопригодностью, сохраняемостью и долговечностью дета­ лей. Для определения значений этих показателей требуются все­ сторонние данные о результатах испытаний партий форсиро­ ванных дизелей (подробный микрометраж, данные о стоимости опытных деталей, затраты на устранение всех выявленных отка­ зов и т. п.), что сложно получить. Обычно ограничиваются анализом долговечности опытных дизелей, а из свойств, обу­ словливающих надежность, анализируют только безотказность..

4* 103

Основными показателями, по которым оценивается долго­ вечность и безотказность дизелей, являются:

1.Процентный ресурс у (определяет гарантированный ре­ сурс дизелей до капитального ремонта).

2.Среднее количество отказов1 1, 2, 3-й групп сложности. Согласно соответствующим нормативам предусмотрено оце­

нивать дизели дважды за ресурс: предварительно, после нара­ ботки дизелями 3000 мото-часов, и окончательно, после нара­ ботки всего ресурса.

Процентный ресурс у и число отказов нормированы. Для форсированных дизелей с ресурсом 5 тыс. мото-часов они имеют значения, приведенные в табл. 14. Данные этой таблицы осно­ ваны на результатах многочисленных испытаний опытных дизе­ лей с повышенным ресурсом.

Таблица 14

Обеспечение в процессе эксплуатации форсированных дизе­ лей жестких норм надежности требует разработки и осущест­ вления на этих дизелях целого ряда конструктивно-техноло­ гических мероприятий, наиболее типичными из которых яв­ ляются применение:

для корпусных деталей вставных седел клапанов на головке, блоков цилиндров с увеличенной жесткостью отдельных элемен­ тов, алмазного хонингования постелей коренных опор;

для поршневой группы — поршней с укороченной профили­ рованной юбкой, износостойкой вставкой под верхнее компрес­ сионное кольцо и масляным охлаждением;

трапецеидальных хромированных компрессионных колец и маслосъемных коробчатых колец с экспандерами;

1 РТМ 170—67 «Методика сбора и обработки информации о надежности тракторов», М., ОНТИ ИДТИ, 1967, 35 с.

104

для кривошипно-шатунного механизма — коленчатых валов из стали 40ХМ, азотированных, с полированными шейками и противовесами; шатунных вкладышей с антифрикционным сплавом AS-11 пли вапдервелл, коренных — из сплава АО-20; шатунов из стали 40ХМ со свертными биметаллическими втул­

ками; для механизма газораспределения —- клапанов из легирован­

ных сталей с наплавкой торца стержня и рабочих фасок, шесте­ рен из легированных сталей (типа 12ХНЗА) со шлифованными

зубьями; для снижения вибраций и шума — демпфера крутильных ко­

лебаний (шестнцилпндровые рядные схемы), мягкой подвески, муфты автоматического регулирования угла опережения впры­ ска топлива, уравновешивающих механизмов (двух- и четырехцилнидровые схемы), уменьшение зазора между поршнем и

гильзой.

Перечисленные мероприятия необходимы для обеспечения

наиболее высокого уровня форсирования (20 л. с./л и выше). Меньший уровень форсирования требует других, менее ради­ кальных мероприятий или осуществления части мероприятий, перечисленных выше. В каждом конкретном случае выоор их определяется «слабыми местами», выявляемыми в процессе ресурсных испытаний опытных партий форсированных дизелей.

5. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ

Механические потери в дизеле складываются из следующих составляющих; потерь на трение во всех механизмах дизеля, потерь на привод вспомогательных агрегатов топливного, масляного, водяного насосов и вентилятора, потерь на насосные

обусловлена не только улучшением топливной экономичности при уменьшении потерь, но и повышением износостойкости деталей. Этим объясняется большое число исследовании меха­ нических потерь по различным методикам и разработок новых методик Наиболее часто при таких исследованиях исполь­ зуются методы прокручивания дизеля электромотором или вы­ ключения цилиндров. Преимущество этих методов заключается в простоте эксперимента п достаточной для исследовании точ-

МОСТИ.

На рис 65 показано изменение среднего давления Рм.п ме­ ханических потерь в зависимости от частоты вращения дизеля А-41, полученное прокручиванием дизеля и выключением ци-

105

лппдров. Оба метода дали удовлетворительно совпадающие ре­ зультаты, что наблюдалось и в других случаях. Это позволяет рекомендовать их для определения механических потерь упо­ мянутыми двумя методами как взаимно контролирующими.

Определение механических потерь в тракторных дизелях, отличающихся схемой, конструкцией детален, диаметром цнлпп-

Рм.п>мфм'‘

дра и ходом поршня, числом цилиндров и поршневых колец, вспомогательными агрегатами, механизмом распределения пир., выполненное по единой методике, показывает, что среднее давление механических потерь значительно отличается, по в боль­ шинстве случаев одинаково изменяется от частоты вращения. На рис. 66 показаны такие зависимости для отечественных тракторных дизелей. Все зависимости имеют линейный харак­ тер, выраженный уравнением:

Из приведенных данных следует, что наименьшие механиче­ ские потери имеет дизель Д-240.

На рис. 67 дана зависимость рм. п от частоты вращения за­ рубежных тракторных дизелей. Для некоторых дизелей эти за­

106

Среднее давление механических потерь дизелей «Катерпиллер» D-4 и «Форд 901» зависит от частоты вращения в степени, большей единицы. Теоретически все зависимости п= / (п) должны сыть именно такими, так как некоторые составляющие механических потерь (на пасосньге ходы, приводы вентилятора п насосов) за­ висят от частоты вращения в степени, большей единицы.

«Ф орд 901»

Получение во многих случаях линейных зависимостей вместо параболических может быть вызвано несколькими йрнчинамн. Одна из них заключается в том, что при относительно неболь­ ших скоростях воздуха и газов, проходящих через клапаны, п

диапазоне малых и средних частот вращения дизеля не учиты­ вается кривизна линии изменения /щ,. п. Третья причина — несо­ блюдение одинакового теплового состояния дизеля на разных скоростных режимах во время его прокручивания или выклю­ чения цилиндров.

Указанные причины могут существенно влиять на результа­ ты исследований. Примером этого могут служить показанные на рис. 66 две зависимости /?м. п (кривые 6 и 7) для дизеля Д-37М, полученные при разных исследованиях и имеющие раз­

107

личный вид. По-впдимому, более правильной является кри­ вая 7, так как -у дизеля Д-37М, имеющего воздушное охлажде­

щими тем значениям суммы (рт, п + р„. х) , которые имеют место при прокручивании дизеля. Такое предположение и результаты, полученные при прокручивании, дают возможность построить график, изображенный на рис. 69. На графике показано изме­ нение полного среднего давления механических потерь дизеля Д-50 в процентах по частоте вращения и по среднему индика­ торному давлению, взятым также в процентах. Линии 1 соот­

соответствующее этим значениям. Одинаковое изменение часто­ ты вращения и среднего индикаторного давления от 80 до 125%

108

нему индикаторному давлению всего лишь на 3.2%. Это позво­

ляет сравнить влияние нагрузки и частоты вращения на изме­ нение рм. п.

Замедленный рост п при увеличении нагрузки объяс­ няется тем, что по мере ее роста повышается температура гильз цилиндров и поршней, а следовательно, и слоя масла на поверх-

рм.п,кгс/сн 2

мости гильз, даже при поддержании постоянной температуры охлаждающей воды и масла, циркулирующего в системе смаз­ ки дизеля. Это приводит к уменьшению вязкости масла на по­ верхности гильз и снижению потерь на трение поршней, что, по-видимому, значительно компенсирует увеличение, потерь вследствие возрастания газовых сил.

Однако температурно-вязкостные характеристики масел та­ ковы, что начиная с некоторого уровня температуры (нагруз­ ки) при дальнейшем ее повышении вязкость масла понижается медленно. Поэтому при нагрузках,, больших, чем исследован­ ные, уменьшение вязкости не может компенсировать увеличение газовых сил, и среднее давление рм.п механических потерь должно возрастать более резко, чем в области меньших нагру­ зок. Об этом свидетельствует тенденция к более крутому подъ­

большие средние индикаторные давления, чем давления, полу­ ченные в проведенных исследованиях. Учитывая тенденцию ро­ ста средних индикаторных давлений, необходимо расширить диапазон исследований в сторону увеличения р,- и распростра­ нить примененный метод на разные модели дизелей.

109