Ударные процессы в подшипниках скольжения коленчатого вала от крутильных колебаний

Размещено на http://www.allbest.ru/

УДК 621.436

Камская государственная инженерно-экономическая академия - ИНЭКА, г. Набережные Челны

г. Протвино, Московская обл., ЗАО НПО «Турботехника»

Ударные процессы в подшипниках скольжения коленчатого вала от крутильных колебаний

В.Н.Никишин, К.Г.Белоконь,

С.В.Сибиряков

Аннотация

вибрация подшипник кривошипный вал

В статье представлены экспериментальные результаты исследований, которыми доказана четкая корреляция между ударными процессами и вибрациями, происходящими в подшипниках скольжения кривошипно-шатунного механизма двигателей внутреннего сгорания и крутильными колебаниями коленчатого вала. теоретически и экспериментально показано, что в шестерёнчатом приводе масляного насоса нагрузки на зуб при резонансе крутильных колебаний возрастают и приводят к питтингу и поломкам зуба, в современных автомобильных дизелях применяют ТНВД с повышенной энергией впрыска, что создаёт повышенную неравномерность момента со стороны ТНВД и приводит к возникновению резонансов крутильных колебаний в приводе ТНВД и его поломкам.

Ключевые слова: подшипники скольжения, крутильные колебания, ударные процессы.

Annotation

The article presents experimental research results, which proved a clear correlation between impact processes and VIB-radios, occurring in the bearings of the crank mechanism of internal combustion engines, and torsional co-Lebanese crankshaft. theoretically and experimentally it is shown that in gear the oil pump drive load on the tooth at resonance torsional vibrations increase and lead to pitting and breakage of the tooth, in modern automotive diesel engines use fuel injection pump with high injection energy, which creates a high uniformity of the point of the injection pump and causes a resonance of torsional vibrations in the drive of fuel injection pump and its breakdown.

Keywords: sliding bearings, torsional vibration, shock processes.

Теоретические и экспериментальные исследования крутильных колебаний коленчатого вала на современном уровне с точки зрения прочности самого коленчатого вала достаточно хорошо изучены, что позволяет обеспечить необходимую его прочность. В учебные пособия по двигателям внутреннего сгорания уже введены разделы «Удары в КШМ». В.Н. Луканин в работе [1] отмечает, что удары могут возникать в коренных и шатунных подшипниках коленчатого вала, в сопряжении «коленчатый вал - шатун - поршневой палец - поршень».

Размещено на http://www.allbest.ru/

В связи с форсированием ДВС, стали проявляться и другие нежелательные последствия воздействия крутильных колебаний коленчатого вала на шум, вибрацию, повышенный расход топлива и масла, разрушения приводов механизмов от коленчатого вала [2, 3, 4]. В работе [2] было теоретически и экспериментально показано, что в шестерёнчатом приводе масляного насоса нагрузки на зуб при резонансе крутильных колебаний возрастают в 50…60 раз и приводят к питтингу и поломкам зуба. В современных автомобильных дизелях применяют ТНВД с повышенной энергией впрыска, что создаёт повышенную неравномерность момента со стороны ТНВД и приводит к возникновению резонансов крутильных колебаний в приводе ТНВД и его поломкам [4]. Для обеспечения надёжной работы привода ТНВД стали применять демпферы крутильных колебаний.

Из рис. 1 следует. При крутильных колебаниях кривошипа с амплитудой ц_а, шатунная шейка коленчатого вала совершает перемещения на величину Д_а, которая определяется следующим выражением:

Д_а = r·tgц_а,

где r - радиус кривошипа; ц_а - амплитуда угла закрутки.

В свою очередь перемещения шатунной шейки в пределах зазора подшипника, вызванные крутильными колебаниями, вызывают обратные перемещения коренной шейки (хотя и с меньшим диапазоном) в пределах зазоров подшипника коренной опоры коленчатого вала. Таким образом, должна существовать связь между вибрациями двигателя, вызванными ударными процессами в подшипниках скольжения коленчатого вала и крутильными колебаниями.

Крутильные колебания можно измерить непосредственно с помощью датчика торсиографа, устанавливаемого на носок коленчатого вала. Для установки датчика торсиографа приходится зачастую изменять штатную конструкцию приводов со стороны носка коленчатого вала, что приводит к возможным несоответствиям исследуемой колебательной системы и штатной системы.

Известно, что у автомобильных дизелей максимальный угол закрутки имеет носок коленчатого вала, а узел колебаний находится в районе маховика. Для определения связи крутильных колебаний коленчатого вала и вибраций дизель препарировался одновременно датчиком торсиографа и пьезоакселерометром. Датчик торсиографа устанавливался на носок коленчатого вала, а пьезоакселерометр монтировался при помощи шпильки на стяжной болт первой коренной опоры и был сориентирован поперёк оси коленчатого вала в горизонтальном направлении. Испытания проводились на автомобильном дизеле V8Н 12/12.

На рис. 2 приведена внешняя скоростная характеристика исследуемого дизеля, а на рис. 3…5 приведены результаты торсиографирования носка коленчатого вала. Анализ торсиограмм производился по 10 циклам работы дизеля. С помощью персонального компьютера данные аналогово сигнала оцифровывались, определялись максимальные амплитуды углов закрутки носка коленчатого вала и рассчитывались средние значения амплитуд в градусах. Для определения резонирующих гармоник использовалась программа быстрого преобразования Фурье (БПФ). Необходимо отметить, что данные экспериментов представленные на рис. 2…5 относятся к двигателю с внештатной комплектацией. Вместо гидромуфты устанавливался специальный фланец отбора мощности для установки датчика торсиографа.

Для измерения вибраций использовался стандартный комплект виброизмерительной аппаратуры фирмы «Брюль и Къер», состоящий из пьезоакселерометра, предусилителя, частотного анализатора и самописца. За оценочные параметры вибраций принимались общие уровни среднеквадратичного значения виброускорения, а также среднеквадратичное значение спектральной составляющей с частотой 250 Гц при ширине полосы пропускания 316 Гц. Значение 250 Гц соответствует 8-ой моторной гармонике на резонансном режиме, а полоса пропускания в 316 Гц определялась экспериментально методом подбора.

Из рис. 3 следует, что кривая угла закрутки носка коленчатого вала имеет несколько резонирующих пиков. Наиболее явный резонанс отмечается при частоте вращения коленчатого вала равной 1900 мин^-1. При этом резонанс происходит с 8 моторной гармоникой, что выявлено БПФ и показано на рис. 4. Временная диаграмма (рис. 5) также отражает чисто резонансный характер колебаний системы коленчатого вала на данном режиме работы дизеля. Применение силиконового демпфера крутильных колебаний полностью устраняет резонансы крутильных колебаний системы коленчатого вала во всём диапазоне рабочих частот вращения коленчатого вала (см. рис. 3 - кривая 2). Из сравнения временных диаграмм без демпфера (рис. 5) и с демпфером крутильных колебаний (рис. 6) следует, что хотя демпфер работает эффективно, но крутильные колебания остаются с той же гармоникой 8-го порядка.

Размещено на http://www.allbest.ru/

На рис. 7 показаны результаты замеров параметров вибрации стяжного болта и их сравнение с замерами угла закрутки носка коленчатого вала.

Показано, что характер изменения кривых общего уровня вибраций и изменения угла закрутки носка коленчатого вала идентичен. Наблюдается совпадение пиков на кривых вибрации и угла закрутки.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Анализом выявлено, что уровень спектральной составляющей 250 Гц лучше коррелируется с углом закрутки, чем общий уровень вибраций. Таким образом, параметры вибрации на стяжном болте первой коренной опоры качественно характеризуют крутильные колебания коленчатого вала.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Анализируя данные рис. 7 с учетом схемы рис. 1 определяем что, при амплитуде угла закрутки носка коленчатого вала, равной 0,4° амплитуда перемещения на оси шатунной шейки составит 0,42 мм, а двойная амплитуда соответственно 0,84 мм. Учитывая, что зазор в подшипнике находится в пределах 0,07…0,117 мм, приходим к выводу об ударах шатунной шейки о шатунный подшипник. На радиусе коренной шейки (R_к.ш. = 42,5 мм) двойная амплитуда будет равняться 0,6 мм, что также вызывает ударные явления в подшипнике. Для проверки данного положения были произведены замеры вибраций с демпфером крутильных колебаний (рис. 8, а)).

Из рис. 3 следует, что демпфер полностью устраняет резонансные колебания и снижает амплитуду угла закрутки до 0,1⁰, и соответственно снижается амплитуда перемещений шейки вала в 4 раза до 0,1 мм. Данная величина всё-таки является достаточной для возникновения ударных явлений в подшипниках коленчатого вала. В спектре составляющие с частотами 250 и 320 Гц снижены в 3 раза, что близко соответствует снижению угла закрутки. Высокочастотные колебания при этом уменьшаются от 2 до 7 раз, хотя при этом они остаются все ещё определяющими в спектре составляющими.

Аналогичные испытания были проведены на двигателе V8ЧH 12/12 с другой форсировкой: номинальная мощность 191 кВт при номинальной частоте вращения 2600 мин^-1. Результаты показаны на рис. 9…11.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

При работе дизеля по ВСХ отмечаются 4 резонансных режима. Наиболее сильные из них возникают при частотах вращения коленчатого вала n = 1850 и 2700 мин^-1 с 8-ой и 5,5 моторными гармониками. Но поскольку частота вращения вала 2700 мин^-1 не является рабочей, анализу подлежит режим n = 1850 мин^-1. Амплитуда на этом режиме составляет 0,311⁰, что в 1,3 раза ниже, чем на дизеле мощностью 162 кВт при номинальной частоте 2200 мин^-1. На рис. 9 представлены сравнительные результаты торсиографирования коленчатого вала двигателя без и с силиконовым демпфером крутильных колебаний. Эффективность демпфера на резонансных режимах 1850 и 2700 мин^-1 различна. Так в первом случае амплитуда угла закрутки снижена до 0,065⁰, а во втором только до 0,15⁰. Соответственно эффективность составляет 4,8 и 2,1 раза. Общий уровень вибрации и спектральная составляющая 250 Гц достаточно адекватно коррелируются с углом закрутки (рис. 10). Спектр вибрации на резонансном режиме показан на рис. 11. В отличие от спектра, показанного на рис. 8, здесь наиболее явно выражена высокочастотная составляющая в диапазоне 1500…3000 Гц, причём уровень вибрации на частоте 2000 Гц превосходит другие составляющие от 3 до 6 раз.

В статье представлены экспериментальные результаты исследований, которыми доказана четкая корреляция между ударными процессами и вибрациями, происходящими в подшипниках скольжения кривошипно-шатунного механизма двигателей внутреннего сгорания и крутильными колебаниями коленчатого вала.

Литература

1. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн. 2, Динамика и конструирование: Учеб. / В.Н. Луканин., И.В. Алексеев., М.Г. Шатров и др.; Под. ред. В.Н. Луканина - М.:Высш. шк,. 1995 - 319 с.: ил.

2. Никишин В.Н., Серпов А.С., Малышенок В.В. Вибронагруженность и расчет соударения в шестеренчатом приводе масляного насоса при угловых колебаниях коленчатого вала автомобильного дизеля // Двигателестроение. - 1987. - № 3. - С. 18-22.

3. Никишин В.Н. Угловые колебания коленчатого вала и характеристики дизеля // Автомобильная промышленность. - 2007. - № 2. - С. 11-14.

4. Гольмаков В.С., Никишин В.Н., Сосновский А.П., Леонов С.М. Исследование угловых колебаний привода ТНВД новых форсированных двигателей КАМАЗ // Материалы Международной научно-технической конференции ААИ «автомобиле - и тракторостроение в россии», посвященной 145-летию МГТУ «МАМИ» МГТУ «МАМИ», 2010. Книга 2, (Секция 2. Поршневые и газотурбинные двигатели), Москва, МГТУ «МАМИ», - 2010 г., С. 90-95.

Размещено на Allbest.ru