2548

кинематических параметров ДВС, параметров систем подачи масла и управления, торсиона и приводной станции.

К конструктивноCкинематическим параметрам ДВС, учитываемым при обосновании, следует отнести диаметр и число цилиндров, ход и массу поршня, степень сжатия, объем камеры сгорания, длину шатуна и радиус кривошипа коленчатого вала и др., т.е. все основные параметры ДВС, используемые при его кинематическом и динамическом расчете.

Основными параметрами системы подачи масла являютcя максимальное давление PM , производительность Q , а также время включения и выключения электроклапанов гидрораспределителя, у торсиона – коэффициент жесткости С и допустимый угол закруткиТдоп , у приводной станции – угловая скорость выходного вала e и максимально допустимый обратный (тормозной) момент Mmax .

ФункциональноCкинематическая схема стенда для реализации предлагаемого способа обкатки с СДН приведена на рис. 3.4.

Рис. 3.4. ФункциональноCкинематическая схема стенда для холодной обкатки со статикоCдинамическим нагружением

на примере одноцилиндрового двигателя:

1 – моторCредуктор; 2 – червячный редуктор; 3 – торсион;

4 – двигатель; 5 – электрогидрораспределитель; 6 – электродвигатель; 7 – блок автоматизированной системы управления; 8 – масляный насос

101

Она содержит соединенные последовательно моторCредуктор 1, червячный редуктор 2, торсион 3, а также приводной электродвигатель 6 масляного насоса 8, гидравлический выход которого соединен с гидравлическим входом электрогидрораспределителя 5, управление которым осуществляется автоматизированной системой 7.

В исходном состоянии КШМ ДВС 4 находится, например, в верхней мертвой точке (ВМТ), торсион 3 раскручен ( МТОР 0 ).

При включении насосной станции часть масла, забираемого масC ляным насосом 8 из картера ДВС, через регулятор давления подается в главную масляную магистраль ДВС для смазки сопряжений ( р =0,3 МПа) (на рисунке не показано). Другая часть масла под высоким давлением ( р ≥3,5 МПа) подается на вход электрогидрораспределителя 5. При включении моторCредуктора происходит прокрутка коленчатого вала через торсион 3 со сверхнизкой (0,2…1 минC1) частотой вращения.

Происходит закрутка торсиона за счет момента механических потерь MМП ДВС на некоторый угол з . Так как угловая переносная скорость приводной станции и коленчатого вала e мала, то ММП а b a , т.е. момент механических потерь равен моменту от сил трения покоя. При включении блока автоматизированной системы управления 7 на электрогидрораспределитель 5 будут последовательно поступать импульсы управления электроклапанами. При подаче импульса на первый электроклапан он откроется и в надпоршневое пространство ДВС начнет поступать масло, действуя на поршень с силой pм , равной

Приведем массы подвижных деталей ДВС и рабочего тела (масла) к одной поступательно движущейся массе, сосредоточенной на пересеC чении осей цилиндра и поршневого пальца, и получим одномассовую механическую модель системы для поступательного движения.

При PM PМП PТОР начнется перемещение поршня вниз к нижней мертвой точке (НМТ) с ускорением j , равным

щихся деталей (поршня mП , масла в надпоршневой полости цилиндра mМ , верхней части шатуна mШ ) и приведенной к поршню массы от

102

вращающихся деталей ДВС mВР , обладающих суммарным моментом инерции J , т.е.

Масса масла в надпоршневом пространстве является функцией перемещения поршня или угла поворота коленчатого вала, которые связаны между собой известным конструктивноCкинематическим соотношением

где r – радиус кривошипа, м; – отношение радиуса кривошипа к

где M – плотность масла, кг/м3; Vc – объем камеры сгорания ДВС, м3. Текущее значение массы масла в надпоршневом пространстве при

других положениях поршня определится по формуле

При известных зависимостях РМ, РТОР, РМП, тПД от времени, перемеC щения и скорости поршня, известных начальных условиях и конC стантах может быть получено решение уравнения динамики (3.70), например, методом численного интегрирования на ЭВМ. По полуC ченному значению ускорения поршня определяются сила инерции и нагрузочноCскоростной режим ДВС и его сопряжений на рассматC риваемом участке цикла СДН.

При анализе динамики ДВС при его работе на установившихся скоростных режимах рассматривают двухмассовую модель КШМ, в которой поршень и часть шатуна относят к поступательно движущимся массам, а другую к вращающимся относительно оси коленчатого вала массам (коленчатый вал, маховик и др.) [16].

При анализе неустановившихся скоростных режимов работы ДВС и внутрицикловой неравномерности частоты вращения коленчатого вала применяют приведение всех масс к оси коленчатого вала (рис. 3.5) [22C26].

103

ПоступательноCдвижущиеся массы формируют переменную по углу поворота коленчатого вала составляющую момента инерции ДВС, то есть в общем виде

где mПД – масса поступательно движущихся деталей и масла, приводиC мая к оси коленчатого вала ( mПД mП mШ mМ ).

Для многоцилиндрового ДВС суммарный момент инерции поступательно движущихся масс получают суммированием моментов инерции отдельных цилиндров сдвинутых относительно первого по углу поворота кривошипов коленчатого вала.

Суммарный момент инерции одноцилиндрового ДВС J будет равен:

маховика, Н·м·с2).

Индикаторный крутящий момент ДВС Mi на такте наброса для

любого угла поворота коленчатого вала и давления цикла СДН может быть определен по формуле [55]

105

здесь – угол поворота коленчатого вала 0 n 360 ,

ного вала приводной станции); r – относительная угловая скорость коленчатого вала в процессе его колебательного движения под дейC ствием рассматриваемых сил и моментов цикла СДН; ri , i – средние значения угловой скорости и углового ускорения на iCм участке

коленчатого вала в пределах времени цикла СДН.

Момент торсиона MТОР при изменении направления и величины угла закрутки в рабочем диапазоне равен:

i 1

где С – коэффициент жесткости торсиона, Н·м/рад.

Момент механических потерь ДВС ММП определяется выражением

где а и b – постоянные для данного типа ДВС коэффициенты: a – начальный момент механических потерь ДВС (при =0), Н·м; b – коэффициент, учитывающий влияние скоростного режима на механические потери, Н·м/сC1; для дизеля ДC144: а=90 Н·м, b=0,13 [84].

Для решения уравнений динамики ДВС (3.70, 3.76) необходимо знать закономерности изменения давления масла в надпоршневом пространстве в зависимости от текущего времени цикла СДН и угла поворота коленчатого вала, т.е. РМ f (t, ) . На рис. 3.6 представлена зависимость РМ f (t, ), построенная по экспериментальным данным.

Ввиду сложности аналитического описания данной зависимости при проведении расчетов можно брать фиксированные значения угла поворота и использовать однопараметровые зависимости давления от времени импульса, на рассматриваемых тактах цикла статикоC динамического нагружения или от угла при tи const . Например, на

такте увеличения давления и 72 эта зависимость имеет вид:

106

где t – время увеличения давления (0 t tу ), где tу – время достиC жения максимального давления цикла рМzi для данного iCго углового положения коленчатого вала от момента начала его роста.

Рис. 3.6. Зависимость максимального давления цикла статикоCдинамического нагружения от длительности управляющего импульса и углового положения коленчатого вала

Максимальное давление цикла рМzi в зависимости от при длиC

тельности управляющего импульса =110 мс определяется по уравC нению

Приняв шаг интегрирования, необходимые допущения, ограничеC ния и начальные условия, можно решить уравнение относительно углового ускорения, например, методом численного интегрирования на ЭВМ, а затем определить все остальные параметры цикла СДН (угловую скорость, моменты, давление масла и т.д.).

Характер нарастания давления на начальной фазе такта наброса от времени увеличения давления (для угла поворота коленчатого вала 72 ) представлен на рис. 3.7 и 3.8.

Анализ осциллограмм давления в цилиндре ДВС и угла поворота коленчатого вала при СДН показывает, что на начальном участке увеличения давления (tу ) происходит его рост до некоторого максиC

мального значения рМzi при неизменном положении коленчатого вала, т.е. происходит статикоCдинамическое воздействие на детали КШМ и

107

ЦПГ, приводящее к выборке зазоров в сопряжениях и пластической деформации поверхностей. Затем происходит поворот коленчатого вала вследствие давления масла на некоторый угол (участок tпов ) с преодолением нагрузочных моментов торсиона, механических потерь и динамического момента, в процессе которого происходит перемещение прирабатываемых поверхностей сопряжений относительно друг друга с определенной скоростью и их приработка. При равенстве индикаторC ного момента ДВС сумме моментов торсиона и механических потерь происходит остановка коленчатого вала (участок tо ), во время которой на сопряжения действуют постоянные силы, пропорциональные давC лению нагнетания, создаваемому гидросистемой стенда, под действием которых происходит статическое нагружение сопряжений и деталей ДВС с процессами пластической деформации.

Рис. 3.7. Осциллограмма изменения угла поворота коленчатого вала (φ), давления масла в цилиндре (рМ), тока (I), напряжения (U) в зависимости от времени цикла (при угле поворота коленчатого вала 72 )

108

Такт обратного поворота коленчатого вала происходит после вклюC чения второго электроклапана гидрораспределителя под воздействием момента раскрутки торсиона, при небольшом значении давления масла и нагрузки на сопряжения. Таким образом, основное нагружение соC пряжений ДВС и их приработка происходит на участках с повышенным давлением и характер его изменения в пределах этих участков представC ляет наибольший интерес.

Рис. 3.8. Зависимость давления масла в цилиндре от времени такта увеличения давления

На первом такте увеличения давления MTOP 0 , поэтому положиC тельное ускорение появится только при условии Mi ММП . Тогда, начиная с некоторого шага, будет расти индикаторный момент Mi и

Таким образом, процесс будет идти до тех пор, пока не вступит в силу ограничение по давлению масла pM pMz или по времени t ty . С

другой стороны, монотонный рост давления масла происходит до

109

момента начала поворота коленчатого вала ДВС, т.е. на всем участке ty

0, Н 72 . C этого момента начинается поворот коленчатого

вала, при чем и значительно изменяются на этом участке. Давление на этом участке снижается по колебательному закону, что обусловлено увеличением объема надпоршневого пространства и расходом масла.

момент и поддерживает вращение коленчатого вала в том же направлении (по инерции суммируясь с Mi ). При некотором сумма MМП МТОР станет равной Mi , 0, 0 , поворот оканчивается, т.е.

Mi MМП МТОР .

После открытия второго электроклапана давление масла начнет падать, Mi снижаться, а при Mi MМП МТОР появятся отрицательные

и .

Начало нагнетания жидкости в цилиндр не приводит к мгновеному смещению поршня ввиду его инерционности. Поэтому происходит сжатие жидкости в ограниченном пространстве и повышение давления, под действием которого поршень приходит в движение. С увеличением скорости поршня потенциальная энергия сжатия жидкости и рукавов высокого давления переходит в кинетическую энергию поршня и жидкости. По мере расширения жидкости давление перед поршнем снижается, что приводит к торможению поршня и последующему его движению по закону колебаний. Начало образования прямой волны имеет место при t 0 (время движения волны зависит от длины трубопроводов).

Для решения уравнения динамики ДВС на такте наброса давления при СДН составим систему уравнений, представляющую собой нагрузочноCскоростную математическую модель процесса СДН.

110