Профилирование головок поршней ДВС

Тип работы:
Реферат
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

№ 9 2006
621. 43. 053
ПРОФИЛИРОВАНИЕ ГОЛОВОК ПОРШНЕЙ ДВС
Проф. H.A. КУЗЬМИН
Представлен и мепю ()ика профилирования золовок поршней двигателей внутреннего сгорании, позволяющая обеспечивать минимальные: ипоры в сопряжении поршень- цилиндр.
The technique of profiling pistons heads of (he internal combustion engines is su Ь i flitted allowing to provide the minimal backlashes in interface piston cylinder.
Результаты экспериментальных исследований, но термомстрнрованию поршней двигателей ЗМЗ показали, что наибольшие значения температур по боковой поверхности поршней во всем спектре режимов работы двигателей наблюдаются в крайних точках периметра донышка поршня вблизи выпускных клапанов головок цилиндров. Это приводит к существенным температурным деформациям головок поршней в сечениях, соответствующих этим точкам. При этом верхние зоны имеют большие деформации, чем нижние. В результате в районе межкольцевых перемычек у поршней на рабочих режимах образуется неоправданно большой зазор с поверхностью зеркала цилиндра. Здесь скапливается моторное масло, которое, не успевая пройти через маслосъемпое кольцо, попадает в камеру сгорания (КС), что приводит к увеличению расхода масла «на угар». Вели уменьшить этот «карман», уменьшится количество масла в указанном объеме, а значит и его расход. Кроме того, при этом увеличится компрессия двигателя и долговечность поддержания ее на удовлетворительном уровне.
Увеличение зазоров между поршнями и цилиндрами для предотвращения задиров и заклинивания поршней без специальных расчстно-экспсриментштьпых исследований не может привести к получению оптимальных результатов. Как правило, зазоры па практике устанавливаются «с запасом», что приводит к неоправданно большим расходам моторных масел, уменьшению компрессии и мощности двигателей. Достаточно сказать, что нормативный расход масел для рядных двигателей ЗМЗ почти в три раза превышает подобный показатель для двигателей ВАЗ. В этой связи резерв для уменьшения расходов масел двигателями ЗМЗ есть, и связан он в наибольшей степени с правильным профилированием боковых поверхностей поршней.
В связи с этим разработана расчстпо-экспериментальная методика профилирования головок поршней ДВС с использованием конечно-элементных моделей (КЭМ) их термодеформированного состояния. Задача термоупругости при этом решается па одной и той же КЭМ поршней, совместно с задачей теплопроводности при одинаковых ГУ 3-го рода, что является одним из больших преимуществ метода ко\оч\ьх элементов (МКЭ) перед другими численными методами.
Суть методики состоит в обеспечении такой формы профиля головок поршней в «холодном» состоянии, которая на режимах максимального теплового нагружения будет строго параллельна поверхности зеркала цилиндра. Именно для теплонагружепного состояния поршня можно установить необходимый минимальный зазор между головкой поршня и зеркалом цилиндра, который гарантированно не приведет к задиру поршней. В «холодном» состоянии головка поршня при этом принимает форму некоторого усеченного конуса.
Методика апробирована для поршней двигателей ЗМЗ-402. 10, 3M3−5234. 10 и ЗМЗ-4052. 10. Ниже представлен процесс профилирования головок поршней нового се-
№ 9 2006
мейства бензиновых двигателей с впрыском топлива на примере двигателя ЗМЗ-4052. 10.
На рис. 1 приводятся геометрические размеры исходной (базовой) конструкции головки поршня данного двигателя в «холодном» состоянии. Именно на этой основе разрабатывалась расчетная схема осесимметричной КЭМ поршня исследуемого двигателя с соответствующими участками разбиения по теплообмену, сеткой КЭ и ГУ 3-го рода для режима номинальной мощности двигателя (рис. 2).
Рис. I. Геометрические размеры головки поршня двигателя в «холодном» состоянии
094. 8

Рис. 2. Сетка конечных элементов и геометрические размеры КЭМ базовой конструкции поршня
На первом этапе решалась задача теплопроводности для данного объекта. Определение Г У 3-го рода (коэффициентов теплоотдачи и температур окружающих сред) для участков теплообмена произведено по разработанной автором расчстно-эксперименталь-ной (итерационной) методике [1], позволяющей получить соответствие расчетных и экспериментальных температур в опытных точках поршней ДВС, соизмеримое с ошибкой эксперимента. Термометрирование поршней проводилось термоэлектрическим методом с использованием контактного токосъемника и хромель-копелевых термопар. Одповрс-
№ 9
2006
менно с термоэлектрическим экспериментом проводилось индицирование двигателя. Начальные значения ГУ 3-го рода определялись традиционным способом [2], а корректировка величин коэффициентов теплоотдачи для участков теплообмена а- поршня осуществлялась с использованием итерационной методики путем решения задач теплопроводности с изменяющимися значениями аг
В математической формулировке задача определения коэффициентов теплоотдачи а- для N участков теплообмена поршня сводится к отысканию вектора-столбца варьируемых параметров
а
= (ара2,…, а-.,…, аЛ/)У, / = 1. /V ,
(I)
являющегося решением системы нелинейных уравнений, которая в безразмерной форме имеет вид:
(2)
(3)
где введен коэффициент, характеризующий отклонение расчетной температуры /, (и)от экспериментальной х. в контрольной точке / участка:
К а


, / = 1. /У ,
(4)
здесь Т- знак транспонирования матриц, р — номер шага итерационного процесса. Итерационный процесс осуществлялся по выражению [1]:
а.
! Р)
Е: а
р)
, 2 = 1. М
(5)
до условия останова (задаваемой точности решения
'-•(о

& lt-?. (6)
На рис. 3 представлено поле температур головки поршня двигателя ЗМ3−4052. 10 па режиме номинальной мощности. Одновременно с задачей теплопроводности решалась задача термоупругости, т. е. были определены температурные деформации узлов сетки КЭ поршня без действия силы давления газов и их суммарная деформация с учетом максимальной газовой силы Р7. Значения газовой силы взято из индикаторной диаграммы двигателя, снятой одновременно с термоэлектрическим экспериментом (Р? = 60 бар). Следует отметить, что учет газовой силы лишь на 8 мкм увеличил максимальную температурную деформацию головки поршня, которая наблюдается в точке периметра его донышка. Очевидно, для анализа деформаций поршня данного двигателя газовую силу можно не принимать в расчет. Это, однако, не означает, что при профилировании головок поршней других ДВС действие Р? не должно учитываться. На рис. 4 штриховой линией условно показан увеличенный размер головки поршня для режима номинальной мощности двигателя.
№ 9 2006
По полученным деформациям в радиальном направлении строилась новая модель с измененными геометрическими размерами относительно базовой КЭМ термоупругого состояния базового поршня в «горячем» состоянии. При этом обеспечивалась параллельность боковой поверхности головки поршня и зеркала цилиндра (рис. 5).
Рис. 3. Поле температур базовой конструкции головки поршня
17 689
Рис. 4. Размеры КЭМ деформированного состояния головки поршня
Следующий этап профилирования головки поршня включает в себя решение повторной задачи теплопроводности для измененной ее конструкции. В результате получается несколько другое поле температур головки. Однако у данного двигателя изменения геометрических размеров поршня незначительны, как и несущественны расхождения температур новой и базовой КЭМ поршня.
Для следующего шага процесса профилирования за основу было взято температурное состояние базовой КЭМ поршня двигателя (рис. 3).
В дальнейшем, к узлам сетки КЭ прикладывалась температура:
I хол _ 2/. хо-| - /. нагР (7)
№ 9
2006

Рис. 5. Гол о в к, а порт н я л в и гата 1 я с обеспечен и ем параллельности Скжовои п о в е р х п о с п I 01 и о с 11 ге л ы I о
черкала цилиндра
где /-ХШ| - «комнатная» температура поршня в /-м узле (21,85 °С) — г, Ш1т ~…- температура
поршня в /-м узле в нагретом состоянии.
Следует отметить, что коэффициент «2» в выражении (7) необходим для того, чтобы после процесса профилирования обеспечить ту же самую температуру поршня в «холодном» состоянии (21,85 & quot-С). По данной формуле получаются отрицательные температуры, которые и прикладываются к увеличенному по размерам поршню. В результате приложения этой температуры и решения задачи термоупругости получают обратные деформации видоизмененного поршня и новые размеры, которые будут у спрофилированной головки поршня в «холодном» состоянии (рис. 6).
Рис. 6. Геометрические размеры спрофилированной головки поршня двигателя ЗМ3−4052. 10 в «холодном»
состоянии
Результаты исследований внедрены в ОАО «Заволжский моторный завод», где в настоящее время начаты стендовые и дорожные испытания двигателей с модифицированными поршнями.
№ 9 2006
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. П о в е л и к и. н В. П., К у з ь м и н Н. А. Численные исследования влияния величин коэффициентов теплообмена на тепловое состояние поршня ДВС // Известия вузов. Машиностроение. 1987. № 6.
С. 72−77.
2. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчет поршневых и комбинированных двигателей / А: С. Орлин, М. Г. Круглов, H.A. Ивашеико и др. 4-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1985. … 384 с.
621. 867. 522. 2
СИНТЕЗ ОПТИМАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ВИБРАЦИОННОГО ТРАНСПОРТИРУЮЩЕГО УСТРОЙСТВА СЫПУЧИХ МАТЕРИАЛОВ
Канд. шахи паук, доц. ОТ ЛОКТИОНОВА
Предлагается модель вибрационного транспортирующего устройства. позволяющая исследовать поведение сыпучих материалов при их переработке.
Model of the vibrating conveyor a/lowing examining behavior of bulk solids at (heir processing is offered.
В различных отраслях народного хозяйства широко применяются вибрационные технологические машины для переработки сыпучих сред. Накопленный опыт эксплуатации такой техники показал ее высокую эффективность, что позволяет прогнозировать ее дальнейшее совершенствование и развитие. При этом одной из наиболее распространенных технологических операций является транспортирование сыпучих материалов, которое может, в свою очередь, сочетаться с другими процессами, например, классификацией, сушкой, гранулированием.
Расчет и оптимальный синтез такого оборудования затруднен из-за отсутствия комплексных математических моделей, адекватно описывающих, с одной стороны, динамику вибромашины, а с другой — поведение перерабатываемой среды. -Рассмотрим обобщенную расчетную схему транспортирующего устройства с электромагнитным приводом (рис. I).
Математическая модель такой машины должна включать в себя как уравнения движения сыпучей среды так и уравнения, описывающие работу вибропривода [1, 2].
Будем рассматривать грубодисперсные сыпучие среды, представляющие собой совокупность отдельных твердых частиц, движение которых определяется сцеплением, трением и столкновением между ними. Для получения дифференциальных уравнений течения материала в условиях вибрационного воздействия используется модель, основанная на предположении гипотезы сплошности и уравнениях механики сплошной среды, которые включают в себя законы сохранения массы и импульса [2, 3].
В качестве вибрационного привода представляется наиболее рациональным использовать электромагнитный возбудитель с кусочно-линейными упругими элементами, регулирование которого может осуществляться, например, за счет изменения напряжения, подаваемого на катушки электромагнита. Применение такого привода позволяет реализовать виброударные режимы, которые чаще всего бывают необходимы для получения заданных режимов переработки сыпучих материалов. Математическая модель такого при-

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой