Комплексные методы решения проблемы повышения долговечности цилиндровых втулок судовых дизелей

Размещено на http://allbest.ru

На правах рукописи

Автореферат

диссертации на соискание ученой

степени доктора технических наук

Комплексные методы решения проблемы повышения долговечности цилиндровых втулок 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 Покусаев Михаил Николаевич

Ведущая организация: ФГУ «ГИПРОРЫБФЛОТ»

Защита состоится в 20 ноября 2008 года 14-30 часов на заседании диссертационного совета Д223.002.02 при Государственной морской академии им. адм. С.О. Макарова по адресу: Санкт- Петербург, ВО, 21 линия, 14, ауд. 21.

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

Автореферат разослан «20» сентября 2008 года.

Ученый секретарь Диссертационного совета,

доктор технических наук, профессор Петухов Валерий Александрович

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Общая характеристика работы. Диссертация посвящена вопросам повышения одного из важнейших аспектов надежности цилиндровых втулок судовых дизелей - повышению их долговечности. Это достигалось разработкой комплекса мероприятий по снижению характеристик колебаний втулок (частоты и амплитуды), являющихся причиной возникновения усталостных разрушений в галтелях буртов и кавитационных явлений в охлаждающей жидкости. Возникающие вследствие колебаний поверхности втулок коррозионно-эрозионные процессы приводят к интенсивному разрушению охлаждаемых поверхностей цилиндровых втулок. Для защиты охлаждаемых поверхностей цилиндровых втулок приведены исследования эффективности защитных свойств разработанной присадки к охлаждающим жидкостям.

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.

Разработано виброгасящее устройство для снижения параметров колебания цилиндровых втулок и напряжения в их буртах с применением упругих прокладок из полимерных материалов.

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 ресурсные показатели. 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 создание оптимальных конструкций при проектировании 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 Н.Н. Иванченко, А.А. Скуридина, А.П. Пимошенко, Л.И. Погодаева О.К. Безюкова, В.В. Пахолко, А.А. Самарского, С.Н. Кана, С.П. Тимошенко, и других.

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 гашения колебаний и снижения кавитации охлаждающей жидкости продолжают оставаться не 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 долговечности цилиндровых втулок, а также блоков дизелей можно выделить три основных направления: конструктивные улучшения, 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 долговечности 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 долговечности втулок и блоков цилиндров судовых дизелей является актуальной для всех типов двигателей.

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

Для достижения цели были поставлены и решены следующие основные задачи: дизель втулка кавитационный

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 виброгасящие устройство для снижения параметров колебаний цилиндровых втулок и провести исследования его эффективности.

5. Провести стендовые исследования демпфирующих свойств полимерных материалов, используемых в качестве упругих прокладок виброгасителя.

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 долговечности цилиндровых втулок дизелей. Решению этой проблемы посвящены все разделы диссертационной работы, в которых последовательно разработаны методы от оценки вибрационной активности вибрирующих поверхностей втулок, разработки виброгасящего устройства до создания защитной присадки. Анализ разработанных моделей и взаимосвязи кавитационно-эрозийной стойкости углеродистых и легированных сталей с их механическими характеристиками определили условия создания защитного покрытия на основе бестокового никелирования. Таким образом, основная идея комплексного решения проблемы повышения долговечности цилиндровых втулок 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;

- устройство для гашения колебаний цилиндровых втулок;

- результаты исследования демпфирующих свойств материалов, используемых в качестве упругих прокладок виброгасителя;

- 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 методов математического и имитационного моделирования цилиндровой втулки и виброгасящего устройства. 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 электро-механических 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 4Ч8,5/11.

Разработка виброгасящего устройства осуществлялась на основании теории демпфирования колеблющихся объектов. Эффективность разработанного устройства подтверждена результатами стендовых испытаний цилиндровой втулки дизеля 4Ч10,5/11.

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 «Electronics Workbench»;

- разработано устройство для гашения колебаний цилиндровых втулок и проведен эксперимент по определению его эффективности;

- определены демпфирующие свойства неметаллических материалов, используемых в качестве упругих прокладок виброгасящего 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. Разработанное виброгасящее устройство колебаний цилиндровых втулок позволяет снижать параметры вибраций втулок при эксплуатации дизелей до значений близких к нулевым, что обеспечит соответствие эксплуатационного ресурса втулок расчетному значению г- процентного ресурса.

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-техни-ческой конференции «XXVI Российская школа по проблемам науки и технологий» (г. Миасс, 2006); 4 MIEDZYNARODOWA KOFERENCJA NAUKOWO - TECHNICZNA «EXPO - SHIP 2006» (Poland, 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 виброгасящего 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 долговечности цилиндровых втулок судовых дизелей, проведен анализ имеющейся информации о механизме коррозионно-эрозионных повреждений поверхностей их охлаждения.

Установлено, что коррозионно-эрозионное изнашивание внутренних полостей систем охлаждения судовых дизелей 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 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. Однако такие мероприятия, несколько повышая ресурс втулок, не решали главную проблему эксплуатации судовых дизелей - прекращение кавитации охлаждающей среды.

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.

В настоящее время на работающих дизелях в качестве эксплуатационных способов снижения интенсивности коррозионно-эрозионных разрушений используют водоподготовку и применение различных присадок.

По реализации механизма защиты присадки делятся на два типа: ингибирующие (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. Эти присадки, эффективно снижая скорость коррозии поверхностей охлаждения, не защищают их от эрозионного разрушения.

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.

Проведенный анализ методов оценки параметров вибрации и снижения коррозионно-эрозионного разрушения охлаждаемых поверхностей дизелей показал, что в настоящее время, несмотря на проведенные исследования и разработки, вопрос повышения долговечности цилиндровых втулок остается до конца не решенным.

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 конструкцию и методику расчета виброгасящих устройств для снижения параметров колебания цилиндровых втулок;

- провести исследования демпфирующих свойств неметаллических материалов упругих прокладок виброгасителя;

- 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).

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 и давления насыщенных паров охлаждающей жидкости.

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. 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.

В третьей главе приведены результаты разработки математической модели цилиндровой втулки, как тонкостенной оболочки, в которой колебания возбуждаются ударом поршня после перекладки шатуна в ВМТ 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)

где - 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 находится 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 Ч8,5/11 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 моды колебаний и все коэффициенты С с точностью до постоянного множителя А₁, 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 ВМТ), и 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)

где - 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)

где - расстояние от верхней кромки втулки до поверхности 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 Ч8,5/11 было проведено численное интегрирование выражения (14) с использованием компьютерной программы на языке Борланд Паскаль 7.0.

Таким образом, была получена математическая модель, которая адекватно описывает физические процессы возбуждения и колебания 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 4Ч8,5/11, 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.1 приведена осциллограмма колебаний втулки дизеля 4Ч8,5/11, записанная на стендовой установке.

В опытной установке цилиндровая втулка двигателя 4Ч8,5/11 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. 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.



Рис1. Временная частотная характеристика затухающих колебаний цилиндровой втулки дизеля 4Ч 8,5/11

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 4Ч8,5/11 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. 2). Соединение звеньев с общим основанием моделировало свободные опоры краев втулки.

Рис. 2. Модель механической цепи цилиндровой втулки двигателя 4Ч8,5/11

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

, (16)

где 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 4Ч8,5/11 приведена на рис. 3.

Рис. 3. Эквивалентная электрическая схема втулки 4Ч8,5/11

Характер полученных осциллограмм вибраций (рис. 4) 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 моды 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. Виртуальный эксперимент. Осциллограмма свободных колебаний втулки двигателя 4Ч8,5/11, полученная в виртуальном эксперименте

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

Хорошее согласие 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, и о решении поставленной в настоящей работе задачи по разработке имитационной модели.

Шестая глава посвящена разработке виброгасящего устройства для снижения параметров вибрации цилиндровых втулок дизелей. Виброизолирующее устройство должно обеспечивать такой режим работы, при котором деформация материала цилиндровой втулки и реакция упругих элементов гасителя будет совпадать по величине и направлены во встречном направлении. Такому типу гасителей вибрации соответствует одноосный виброизолятор. И соответственно при принятом условии равенства силовых факторов втулки и гасителя реакцию воздействия втулки на виброгаситель можно выразить через его деформацию:

R=cд+bд. (21)

где с - жесткость упругого элемента,

b-коэффициент демпфирования.

Эффективность виброзащиты при кинематическом возбуждении, которому соответствует колебательная система цилиндровых втулок, оценивается с помощью безразмерных коэффициентов виброизоляции (kR) и динамичности (kX) и определяется неравенствами:

KR = 1, K X = , (22)

где W- амплитуда абсолютного ускорения цилиндровой втулки,

щ- частота ударных импульсов поршня,

ж 0 - амплитудное значение деформации упругих элементов гасителя,

А0 - амплитудное значение колебания цилиндровой втулки.

Практика проектирования виброгасителей показывает, что снижение вибрации защищаемого объекта будет значительно эффективнее если виброизолирующее устройство выполняется в виде соединения нескольких виброизолирующих элементов, образующих сложный виброгаситель.

Кроме того, в ряде исследований, в частности в работах В.М.Чернышова, отмечено значительное снижение параметров колебаний защищаемого объекта при разделении упругих элементов промежуточными массами. В этом случае определение реакции R упругих элементов, образующих соединение, может определяться зависимостью (21), но значения жесткостей и демпфирований заменяются эквивалентными величинами.

Сэ = ;bэ = (23)

Расчет составного виброгасителя удобнее производить с использованием метода матриц переноса, предложенного В.В. Гурецким. Метод предусматривает разделение упругого элемента виброгасителя на отдельные составляющие, что по существу имеет место при использовании наборного пакета упругих элементов. При использовании матриц переноса динамическое состояние каждого участка будет характеризоваться смещениями ж Я и ж Я +1 его граничных сечений и силами Р 1 и РЈ +1. Вследствие линейности системы величины смещений и сил связаны соотношениями:

(24)

эквивалентными матричному равенству:

 (25)

Матрица А_Я является матрицей переноса Я - го участка от сечения Я к сечению Я +1. Для упруго - вязкого элемента виброгасителя матрица переноса имеет вид:

, (26)

где p - оператор дифференцирования ( d/ dt).

Для последовательно соединенных упругих элементов результирующая матрица будет определяться, как произведение матриц переноса каждого упругого элемента.

(27)

Если входящие в состав гасителя упругие элементы одинаковы, то эквивалентные значения коэффициентов жесткости и демпфирования определяются как частное от деления величины коэффициентов каждого элемента на число элементов в гасителе.

С_э = с/ n; b_э = b/ n . (28)

С учетом изложенного, решение системы дифференциальных уравнений (24) приводит к выражению:

ж = С₁ e ^{- t} , (29)

где С₁ - постоянная интегрирования.

Определяя постоянную интегрирования для краевых условий:

получим С₁ = ж _ст и окончательный результат будет иметь вид

ж = ж_ст e ^{- t} , (30)

где ж _ст - предварительная деформация упругих элементов виброгасителя.

Анализ уравнения (30) показывает, что эффективность виброгасителя будет тем выше, чем меньше величина эквивалентного коэффициента демпфирования (b_э). В этом случае виброгаситель начинает работать с цилиндровой втулкой как динамический гаситель, резко снижая параметры колебания втулки. Соответственно приближаются к минимальному значению и коэффициенты виброизоляции и динамичности.

Существенное влияние на снижение параметров вибрации оказывает включение промежуточной массы между упругими элементами виброгасителя. В этом случае режим работы гасителя приближается к динамическому. В.В. Гурецким установлено, что промежуточная масса, как правило, значительно меньше массы защищаемого объекта и при соотношении конструктивного параметра виброгасителя Z= , равного:

Z = или Z= , (31)

где m - масса защищаемого объекта; щ -частота вибрации защищаемого объекта; с - жесткость упругих элементов виброгасителя, , - промежуточная масса.

Таким образом, с учетом зависимостей (30) и (31) был разработан эффективный виброгаситель, состоящий из набора упругих элементов, разделенных промежуточными массами. Упругие элементы помещаются в паз нижней обоймы виброгасителя, а сама обойма запрессовывается с натягом в проточку блока цилиндров. Проточка блоков цилиндров дизелей при восстановлении посадочных гнезд под втулки предусматривается большинством изготовителей дизелей и разрешается всеми классификационными обществами, в том числе и Морским Регистром судоходства РФ.

Верхняя обойма гасителя с натягом сажается на цилиндровую втулку под посадочный бурт и своим цилиндрическим выступом входит паз нижней обоймы. Упругие прокладки находятся между верхней и нижней обоймами гасителя и сжимаются от затяжки шпилек цилиндровой крышки. Роль промежуточных масс выполняют прокладки из металлической фольги.

Разработанная конструкция виброгасителя проходила экспериментальную проверку на стендовой установке, моделирующей посадку цилиндровой втулки дизеля 4Ч8,5/11. Схема стендовой установки изображена на рис. 5.

Опытная установка включала в себя следующие элементы: цилиндровую втулку двигателя 4Ч8,5/11 (5), вибратор (12); крышку цилиндра (1); рубашку втулки цилиндра(2), имитирующую блок цилиндров установленную на основание(13).

Посадка втулки в рубашку осуществлялось посредством обойм виброгасителя (3,4), посаженных с натягом на цилиндровую втулку и в гнездо рубашки.

Между обоймами виброгасителя устанавливались прокладки из паронита марки ПОН (6); фторопласта 4 (ГОСТ 10007-80), термостойкой резины В-14 (ТУ 381051082-86) и силикона.

Для проверки эффективности виброгашения посредством пакета упругих элементов проводился сравнительный эксперимент работы виброгасителя с одной упругой прокладкой из резины и паронита с аналогичным по толщине набором резиновых и паронитовых прокладок (д=1мм), разделенных металлической фольгой. Толщина установленных прокладок изменялась от 3 до 4мм. Вибратор приводил в движение шток (8) с металлическими бойками (6). При включении питания и пуске вибратора конструкция обеспечивала ударные импульсы втулке с частотой 50 Гц.

В ходе эксперимента осуществлялось измерение вибрационного ускорения в плоскости удара верхнего бойка, а также в плоскости удара нижнего бойка, причем замеры в каждой плоскости осуществлялись во взаимно перпендикулярных направлениях. Затяжка цилиндровой крышки соответствовала стандартной.

Измерение амплитуды колебания цилиндровой втулки, вибрационной скорости и виброускорения осуществлялось виброметром TV- 300 с датчиком вибрации TSV-01. Результаты измерений получали на виброметре в виде спектрограмм и численных значений, которые передавались и обрабатывались персональным компьютером. Измерение частоты колебаний цилиндровой втулки осуществлялось осциллографом, получавшим сигнал от датчика TSV-01. Результаты эксперимента приведены в таблицах 2и 3.

Таблица 2

Результаты измерений вибрационных параметров колебания цилиндровой втулки дизеля 4Ч8,5/11 с различными элементами виброгасителя (верхний пояс замера)

№ п.п.	Тип виброгасителя	Частота пиковая, Гц	Частота устан. колебаний, Гц	Амплитуда колебаний, мм	Скорость виброперемещений, м/с	Виброускорение, м/с2
1	Без упругих прокладок	20000	58	0,593	10,027	8,26
2	Резина (д=4мм)	67,5	0,323	0,04	0,64	0,57
3	Резина (4д= 1мм)	3,9	0,338	0,028	0,625	0.52
4	Фторопласт (д=4мм)	5,5	0,325	0,027	0,424	0,36
5	Силикон (2д=2мм)	7,4	0,324	0,055	0,879	0,73
6	Паронит (д=3мм)	3,8	0,338	0,07	1,069	0,9
7	Паронит (3д=1мм)	3,9	0,337	0,028	0,41	0,35

Таблица 3

Результаты измерений вибрационных параметров колебания цилиндровой втулки дизеля 4Ч8,5/11 с различными элементами виброгасителя (нижний пояс замера)

№ п.п.	Тип виброгасителя	Частота пиковая, Гц	Частота установившихся колебаний,Гц	Амплитуда колебаний, мм	Скорость виброперемещений, м/с	Виброускорение, м/с2
1	Без упругих прокладок	5000	51	0,068	1,175	0,92
2	Резина (д=4мм)	5,48	0,324	0,031	0,657	0,54
3	Резина (4д= 1мм)	3,85	0,34	0,022	0,354	0,30
4	Фторопласт (д=4мм)	7,52	0,323	0,019	0,334	0,29
5	Силикон (2д=2мм)	7,04	0,323	0,043	0,714	0,59
6	Паронит (д=3мм)	3,28	0,305	0,045	0,727	0,41
7	Паронит (3д=1мм)	3,28	0,34	0.030	0,485	0,41

Анализ результатов стендовых испытаний, приведенных в табл. 2 и 3, показал, что разработанное виброгасящее устройство со всеми материалами, используемыми в эксперименте в качестве упругих элементов, снижает вибрационные параметры цилиндровой втулки, доводя их практически до нулевого значения, по сравнению с колебаниями втулки без виброгашения.

Так частота установившихся колебаний цилиндровой втулки в верхнем поясе замера без гашения вибрации превосходит ее колебания в 172 раза по сравнению с использованием виброгасителя с набором трех паронитовых прокладок. При этом показания по амплитуде колебаний снижаются в двадцать один раз, скорость вибрации и виброускорение снижаются в двадцать четыре раза.

Полученные в ходе эксперимента результаты подтвердили правильность настройки упругой системы виброгасителя в режим антирезонанса с колебаниями цилиндровой втулки. Работа цилиндровой втулки в таком режиме не будет сопровождаться кавитационными процессами в охлаждающей жидкости и, соответственно, втулка не будет подвергаться эрозионному разрушению.

В ходе проведенного стендового эксперимента подтвержден вывод уравнения (30) об эффективности конструкции виброгасителя, состоящего из набора упругих элементов. Амплитуда колебаний цилиндровой втулки, скорость виброперемещений и виброускорение для виброгасителей с цельными упругими элементами (паронит и резина) в полтора - два с половиной раза превышает аналогичные параметры для составных виброгасителей.

Таким образом, использование виброгасителей цилиндровых втулок, настроенных на антирезонанс с колебанием втулок полностью решает проблему их защиты от коррозионно-эрозионного разрушения.

Значительной эксплуатационной проблемой, ограничивающей ресурс цилиндровых втулок, являются усталостные разрушения галтелей перехода буртов к цилиндрической части втулки. Основная причина этого заключается в возникновении циклических нагрузок, возникающих в результате того, что при монтаже втулок от затяжки шпилек крепления крышки в галтелях бурта возникают растягивающие напряжения, значения которых в опасном сечении бурта втулки дизеля 4Ч8,5/11 составляет у_max = 45МПа.

Во время процессов сжатия и горения, напряжение уменьшается за счет растяжения шпилек, а нагружение бурта приобретает циклический характер с частотой ?2000Гц. Напряжение при этом 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 4Ч8,5/11 составляет 40 МПа. Эпюра напряжений в галтелях бурта втулки дизеля 4Ч8,5/11 изображена на рис. 6.

Рис. 6. Эпюра напряжений в галтелях бурта втулки дизеля 4Ч8,5/11

В качестве конструктивного решения, ведущего к снижению амплитуд асимметричных циклов напряжений, возникающих в области бурта втулки, целесообразно использовать разработанную конструкцию виброгасителя. 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 упругую 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, в качестве которой был выбран фторопласт 4, превышал коэффициент жесткости уплотнительных резиновых 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.

...