150575 (732774), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

де _x, _y, _z - деформації в напрямку осей x, y, z; _x ,_y ,_z - напруження в напрямку осей x, y, z; _xy - деформації зсуву в площині xy; _xy- напруження зсуву в площині xy; G_xy, G_yz, G_xz- модулі зсуву відповідно в площинах xy, yz, xz, при цьому - коефіцієнти лінійного розширення для ізотропного матеріалу.

Зазначимо, що модель ТНС клапанного вузла створюється саме як вузлова, тобто розглядається взаємодія клапана, сідла клапана та направляючої втулки. Не зважаючи на більшу складність такої побудови, необхідність проведення додаткових експериментальних досліджень для визначення характеру теплової та механічної взаємодії деталей в парі стрижень клапана - направляюча втулка, вузлова модель значно підвищує точність розрахунків, про що свідчить, наприклад, проведений аналіз публікацій.

Вузлова модель передбачає уточнення ГУ задачі теплопровідності для серійної та охолоджуваної конструкції клапанного вузла. Ці конструктивні варіанти відрізняються кількістю відповідних ділянок поверхні теплообміну, на яких уточнюються значення ГУ.

На основі проведеного аналізу та розрахунків обґрунтовано вибір кількості таких ділянок. Так для серійної конструкції клапанного вузла автотракторного дизеля 4ЧН 12/14 кількість ділянок становить 31, а для охолоджуваної конструкції - 37. Для серійної конструкції клапанного вузла тепловозного дизеля 16ЧН 26/27 кількість становить 33, а охолоджуваної - 39.

Розроблена вузлова модель ТНС клапанного вузла може бути використана, як при удосконаленні існуючих конструкцій, так і при розробці нових перспективних варіантів.

У другому розділі розглядається експериментально-розрахункове дослідження теплового стану деталей клапанного вузла на моторному стенді з автотракторним дизелем 4ЧН 12/14. Дослідження проведено для уточнення ГУ задачі теплопровідності при моделюванні ТНС клапанного вузла шляхом вирішення зворотної задачі теплопровідності, ідентифікації моделі, яка включала, по-перше, визначення теплового стану деталей клапанного вузла шляхом термометрії та, по-друге, визначення характеру радіальних та вертикальних переміщень клапана в направляючій втулці в залежності від режимів навантаження.

Термометрія випускних клапанів та направляючих втулок була виконана при роботі дизеля по навантажувальній характеристиці на 6 режимах, починаючи від режиму холостого ходу до режиму максимального крутного моменту при n = 1600 хв^-1 (N_e = 0; 9,92; 19,84; 39,68; 59,52; 79,36 кВт).

В експерименті було оцінено вплив локального повітряного охолодження випускного клапана та направляючої втулки на тепловий стан клапанного вузла, визначено додаткові енергетичні витрати двигуна.

В експерименті за допомогою хромель-алюмелевих термопар визначалась одночасно температура випускного клапана та направляючої втулки для 3-го та 4-го циліндрів (чотири термопари по клапану та три термопари по направляючій втулці). Клапанний вузол 4-го циліндра охолоджувався, був основним в проведеному дослідженні, а клапанний вузол 3-го циліндра - контрольним, серійним.

Сигнали від термопар оброблялись за допомогою цифрового вольтметру А565. Для передачі сигналу, що передавався за допомогою переривчастого струмознімача в електричне коло було паралельно включено конденсатор, ємність якого попередньо розраховувалась. В експериментальному дослідженні для передачі сигналів від термопар, розташованих в випускних клапанах 3-го та 4-го циліндрів, використовувався переривчастий струмознімач, показаний на рис. 1.

Для експериментального дослідження впливу локального повітряного охолодження на тепловий стан клапанного вузла було модернізовано серійну головку циліндрів дизеля 4 ЧН12/14. Для підводу стисненого повітря до випускного клапана та направляючої 4-го циліндру внесені такі конструктивні зміни: була знята технологічна заглушка в тілі головки та дооброблені направляюча втулка та випускний клапан.

Стиснене повітря від компресора через ресивер та штуцер поступало в порожнину, утворену внутрішньою розточкою в направляючій втулці та стрижнем клапана, а далі по свердленням в стрижні клапана витікало в порожнину під клапанною кришкою.

Для ідентифікації розрахункової моделі охолоджуваного стисненим повітрям випускного клапана та направляючої втулки була виконана їх термометрія на моторному стенді для стаціонарних режимів роботи при надлишковому тиску охолоджуючого повітря Р_пов = 0,1 - 0,3 МПа.

За результатами термометрії були збудовані залежності температури випускного клапана та направляючої втулки від навантаження для неохолоджуваних та охолоджуваних варіантів клапанів та втулок. Оцінено похибки вимірювання температури, які знаходяться в допустимих межах.

Зміна температури в контрольних точках серійного та охолоджуваного випускних клапанів, серійної та охолоджуваної направляючих втулок представлена на рис. 2 та рис. 3. Так для варіанта охолоджуваного клапана (рис. 2) на режимі з n = 1600 хв^-1, N_e = 79,36 кВт та надлишковому тиску охолоджуючого повітря Р_пов = 0,1 МПа зниження температури у контрольних точках склало: точка 1 - 40 ^оС, точка 2 - 125 ^оС, точка 3 - 79 ^оС точка, 4 - майже без змін.

Для охолоджуваної повітрям направляючої втулки(Рис. 3) на цьому ж режимі навантаження зниження температури у контрольних точках склало: точка 1 - 14 ^оС, точка 2 - 15 ^оС , точка 3 - 16 ^оС.

Як зазначалося, в роботі проведена також оцінка енергетичних витрат потужності дизеля на функціонування системи локального повітряного охолодження. В якості джерела стисненого повітря може розглядатись штатний привідний поршневий компресор, який створює на вході в систему локального охолодження надлишковий тиск Р_пов = 0,1 - 0,3 МПа. У цьому випадку значення витрат охолоджувача G_в у перерахунку на чотири випускні клапани (дизель 4 ЧН 12/14) змінюються в залежності від навантаження, але витрати потужності двигуна не перевищують 0,4 - 0,6% від N_e.

Для ідентифікації вузлової моделі клапанного вузла та порівняльного розрахунково-експериментального аналізу змінення зазору в парі стрижень клапана - направляюча втулка в залежності від навантаження було проведено експериментальне дослідження.

Для контролю радіальних та вертикальних переміщень клапана в направляючий втулці використовувались індуктивні датчики, а для прив’язки до положення колінчастого вала - датчик верхньої мертвої точки індукційного типу. Три датчика радіальних переміщень було встановлено по висоті направляючої втулки в площині перекладки клапана з боку випускного колектора.

Експериментально визначене змінення зазору у парі стрижень клапана - направляюча втулка, біля нижнього торця втулки, для положення коли клапан знаходиться у відкритому положенні при роботі дизеля по навантажувальній

характеристиці від режиму N_e = 0 до N_e = 79,36 кВт склало 0,018 - 0,007 мм залежно від навантаження.

Шляхом вирішення зворотної задачі теплопровідності з використанням експериментальних даних уточнено значення ГУ теплообміну для ділянок серійного та охолоджуваного клапанного вузла.

Значення коефіцієнту тепловіддачі для ділянок серійного клапанного вузла дизеля 4ЧН 12/14 змінюється від 50 до 3000 Вт/м²К, а температура від 60 до 750 ^оС. Для ділянок серійного клапанного вузла дизеля 16ЧН 26/27 змінюється від 2 до 2300 Вт/м²К, змінюється від 75 до 790 ^оС, в залежності від розташування виділеної ділянки.

Для охолоджуваного клапанного вузла дизеля 4ЧН 12/14 значення коефіцієнту тепловіддачі змінюється від 50 до 3000 Вт/м²К, а температури від 40 до 750 ^оС.

Для охолоджуваного клапанного вузла дизеля 16ЧН 26/27 змінюється від 2 до 2300 Вт/м²К, змінюється від 40 до 790 ^оС, в залежності від розташування виділеної ділянки.

З використанням розробленої вузлової моделі клапанного вузла було виконано розрахунок температур, інтенсивностей напружень та оцінено мінімальні значення зазору в парі стрижень випускного клапана - направляюча втулка дизеля 4 ЧН12/14 для варіантів з існуючим та перспективним рівнем форсування. Результати розрахунку наведені в табл. 1

Таблиця 1

Результати розрахунку ТНС клапанного вузла дизеля 4 ЧН12/14

У третьому розділі уточнено моделі, які дозволяють проаналізувати ТНС головки циліндрів автотракторного та тепловозного ДВЗ для випадку використання локального охолодження зони перетинки між отворами під сідлами клапанів. Модель з достатньою точністю дозволяє враховувати наявність у вогневому днищі каналів системи локального охолодження, як засобу зниження термічних напружень.

Проаналізовані проблеми руйнування найбільш теплонапруженого фрагменту головки циліндрів - перетинки між отворами під сідла клапанів. Встановлено, що такий дефект, як прогоряння та тріщини перетинки між отворами під сідла клапанів зустрічаються, в головках циліндрів, як вітчизняного, так і зарубіжного виробництва.

Виникнення такого дефекту пояснюється насамперед значними температурними градієнтами, що виникають у вогневому днищі головки під час роботи двигуна.

Розробка комплексу моделей теплонапруженого та деформованого стану головки циліндрів складається з таких основних етапів: створення геометричної моделі в тримірній постановці, створення скінчено елементної моделі, розробки схеми призначення та саме призначення ГУ задач теплопровідності та механіки, виконання розрахунків та їх аналіз. Наведені етапи є визначальними для кожної головки циліндрів дизелів різних типів.

Скінченоелементна модель головки циліндрів автотракторного дизеля 4ЧН 12/14 представлена на рис.5, а головки циліндру тепловозного дизеля 16ЧН 26/27 на рис.6.

Характеристики

Список файлов реферата