Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Силовые механизмы двигателей с внешним подводом теплоты 10
1.1. История научных исследований в области силовых механизмов двигателей с внешним подводом теплоты 10
1.1.1. Ранние разработки. Конец 17-го – начало 20-го века 11
1.1.2. Разработки 30-х годов - конец 20 века 20
1.1.3. Современное состояние вопроса 28
1.1.4. Выводы 33
1.2. Обзор конструкций силовых механизмов 34
1.2.1 Кривошипно-шатунный механизм 34
1.2.2 Свободнопоршневой механизм 38
1.2.3 Ромбический механизм 39
1.2.4 Механизм с косой шайбой 42
1.2.5 Бесшатунный механизм 43
1.3 Выводы 45
Глава 2. Расчетное исследование особенностей кинематикии динамики крейцкопфного кривошипно шатунного и бесшатунного силовых механизмов 49
2.1 Аналитическое сравнение кинематических характеристик крейцкопфного кривошипно-шатунного и бесшатунного силовых механизмов 49
2.2 Применение пакетов трехмерного моделирования для расчета кинематики и динамики многомассовых систем 53
2.3 Выводы 61
Глава 3. Экспериментальное исследование динамики бесшатунного силового механизма 63
3.1 Разработка измерительной системы 64
3.2 Проведение экспериментов 66
3.2.1 Отладочные испытания 66
3.2.2 Физический эксперимент 68
3.3 Анализ и обработка результатов экспериментов 70
3.3.1 Расчет показателя точности опыта 71
3.3.2 Подбор метода фильтрации данных 72
3.3.3 Расчет погрешности измерений 76
3.3.4 Анализ полученных данных 77
Заключение 84
Список сокращений и условных обозначений 90
Список литературы
- Разработки 30-х годов - конец 20 века
- Свободнопоршневой механизм
- Применение пакетов трехмерного моделирования для расчета кинематики и динамики многомассовых систем
- Анализ и обработка результатов экспериментов
Введение к работе
Актуальность темы исследования. Энергетическая и экологическая безопасность – одни из основных государственных ориентиров, указанных в «Энергетической стратегии России на период до 2030 года». Ее реализации способствует создание экономичных и экологически чистых энергетических установок (ЭУ), а также освоение новых топлив и источников теплоты. Кроме того, с их помощью продолжается освоение и развитие северных территорий, обусловленное программой «Социально-экономическое развитие Арктической зоны Российской Федерации на период до 2020 года».
Одним из возможных методов решения поставленных задач является применение в составе энергетических установок двигателей с внешним подводом теплоты (ДВПТ), в том числе и работающих по регенеративному циклу Стирлинга. Источником теплоты для них могут быть топлива органического и неорганического происхождения, радиоизотопные источники, солнечная энергия. КПД существующих сегодня опытных установок составляет около 40 %.
Основным источником вибрационных нагрузок в ДВПТ являются вращающиеся и поступательно-движущиеся массы применяемых силовых механизмов. Правильный выбор силового механизма и системы поршневых уплотнений позволяет снизить вибрации и боковые нагрузки на поршни, что в свою очередь положительно отражается на долговечности и надежности, технологичности, низкой материалоемкости и себестоимости ЭУ.
Таким образом, остается актуальной, на основе современных знаний и представлений, оценка влияния силового механизма и системы поршневых уплотнений на техническое состояние ЭУ с ДВПТ.
Степень разработанности темы исследования. Обозначенному вопросу посвящены работы Ткаченко М.М., Ридера Г.Т., Яманина А.И., Финкельштейна Т., Органа А. Дж., Сенфта Дж. Р., и других исследователей, ставшие научным базисом данной работы.
Однако, большая часть предложенных ранее рекомендаций относится к ДВПТ с ромбическим силовым механизмом. Другие механизмы (кривошипно-шатунный (КШМ), свободнопоршневой, барабанного типа и т.п.), предназначенные для работы в составе ДВПТ, исследованы в меньшей степени. Кроме того, в инженерных расчетах силовые механизмы обычно рассматриваются с точки зрения обеспечения условий прочности и уравновешенности. Влиянием конструктивной схемы механизма на условия работы уплотнений обычно пренебрегают. Сам же выбор типов и материалов уплотнений производится на основе известных аналогов работающих двигателей. Такая неопределенность приводит к существенному усложнению и удорожанию этапа доводки создаваемых конструкций.
Объектом исследования является процесс движения поршня ДВПТ с БСМ при наличии неидеальных связей (зазоров).
Предметом исследования являются колебания, обусловленные неидеальностью связей в БСМ.
Цель исследования: Аналитическое и экспериментальное определение действующих сил на уплотнения поршня двигателя и на детали БСМ.
Для достижения поставленной цели исследования необходимо решить следующие задачи:
выполнить расчет кинематических характеристик движения центров масс поршня ДВПТ с БСМ и КШМ (перемещение, скорость, ускорение);
применить пакеты трехмерного моделирования многомассовых систем Autodesk Inventor и Ansys для расчета характеристик движения поршня и действующих нагрузок на детали и уплотнения поршня в ДВПТ с БСМ;
создать экспериментальную установку, составить программу и методику испытаний для валидации результатов расчетов;
сформулировать рекомендации по проектированию элементов ДВПТ с БСМ.
Научная новизна.
-
Установлена корреляция между расчетными и экспериментальными значениями действующих нагрузок на детали и уплотнения поршня ДВПТ с БСМ;
-
Предложена новая конструкция ДВПТ с БСМ;
-
Использован трехосевой метод измерения ускорений большой величины (до ±200g);
-
Верифицирована физическая картина движения поршня, позволяющая научно-обоснованно проводить процесс проектирования уплотнений поршня двигателя с БСМ.
Личный вклад автора состоит в постановке цели и задач исследования; проведении расчетов; разработке программы и методики испытаний; создании экспериментального стенда; анализе и обработке данных расчетов и экспериментов; формулировке выводов и практических рекомендаций.
Теоретическая и практическая значимость работы. ЭУ с ДВПТ и БСМ мощностью до 50 кВт сочетают ряд преимуществ, таких как компактность, уравновешенность, более высокий механический КПД и технологичность изготовления деталей.
По аналогии с тестовыми задачами для проверки достоверности результатов расчетов КШМ при помощи программ трехмерного моделирования, разработана аналогичная задача для БСМ и проведена ее верификация аналитически. В качестве примера построены трехмерные модели БСМ и крейцкопфного КШМ при помощи пакета Autodesk Inventor, их составные части по массе и форме соответствуют деталям существующего натурного образца. Анализ динамики выполнен с помощью пакета Ansys.
Частично подтверждено представление о прямолинейности движения поршня в
двигателе с БСМ. Экспериментальное исследование показало наличие вибраций штока
поршня при движении, что обусловлено наличием зазоров в механизме и упругими
свойствами примененных в конструкции материалов. Это обуславливает
целесообразность введения демпфирующих элементов в конструкцию поршневого уплотнения. Такими элементами в ДВПТ могут быть опорные кольца из композитного материала, размещаемые на поршне. Их размеры выбирают исходя из действующих нагрузок.
Методология и методы исследования. В работе использовались как теоретические методы (идеализации, формализации), так и экспериментальные (моделирования, сравнения). При выполнении расчетов использовались графические и расчетные пакеты, такие как MS Excel, Autodesk Inventor, Ansys.
При экспериментальном исследовании использовался метод косвенного измерения физической величины. Проведен анализ достоверности и погрешности измерений согласно общепринятым методикам обработки экспериментальных данных.
На защиту выносятся:
-
Метод трехосевого измерения ускорений большой величины применительно к поршню двигателя с БСМ;
-
Методика расчета кинематики и динамики БСМ, отличающаяся снятием вопроса об однозначности пути расчета статически определимого или неопределимого механизма;
-
Результаты анализа данных по физической картине движения головки поршня, влияющего на уплотнения ДВПТ.
Достоверность результатов исследований подтверждена введением обоснованных допущений и упрощений в расчетах динамики и кинематики БСМ, применением фундаментальных уравнений теории механизмов и машин, удовлетворительным совпадением результатов расчетов по предложенной методике и данных эксперимента.
Апробация.
Материалы исследований опубликованы в 26 печатных работах в Российской Федерации, Чешской Республике, Республике Болгария. Из них: 10 статей (4 – в журналах из Перечня рецензируемых научных изданий ВАК РФ, одна без соавторов), 12 тезисов докладов, 4 патента Российской Федерации.
Материалы работы доложены на: o Отраслевых научно-технических конференциях молодых специалистов «Морское подводное оружие. Морские подводные роботы – вопросы проектирования, конструирования и технологий. МПО-МС» (ОАО «Концерн «Морское подводное оружие – Гидроприбор», г. Санкт-Петербург) в 2011, 2012 и 2015 гг. Доклады 2011 и 2015 гг. отмечены дипломами; o Межотраслевых научно-практических конференциях «Актуальные проблемы развития ДВС» 2010, 2012 гг. и «Актуальные проблемы морской энергетики» 2015 г.(ГОУ ВПО «СПбГМТУ», г. Санкт-Петербург); o Международных научно-практических конференциях «Неделя науки СПбГПУ» (г. Санкт-Петербург в 2009, 2012 - 2015 г.). Доклады 2009 и 2012 гг. отмечены дипломами; o Всероссийской конференции Российской академии наук «Фундаментальные исследования и инновации в национальных исследовательских университетах» (ГОУ ВПО СПбПУ, г. Санкт-Петербург) в 2011 г. o Международной научно-технической конференции кафедры «Автомобили, тракторы и технический сервис» Института технических систем, сервиса и энергетики (ФГБОУ ВО СПбГАУ, г. Санкт Петербург) в 2015 г. Доклад отмечен дипломом.
Результаты исследований отмечены на российских и международных конкурсах: Конкурс «CleanTech», Лондон (Англия, 2013 г. Получен диплом финалиста); Конкурс грантов Санкт-Петербурга для студентов, аспирантов, молодых ученых, молодых кандидатов наук (Победитель 2013 и 2014 гг.).
Результаты исследования отмечены стипендией Президента Российской Федерации в 2014 г. (Приказ Министерства образования и науки Российской Федерации №712 от 1 июля 2014г.).
Результаты исследования были доложены и обсуждены на семинарах кафедр ДАиГМ ИЭиТС, МиОКИ ММиТ, Гидравлика ИСИ СПбПУ, а также СДВС и ДУ СПбГМ-ТУ в 2012-2016 гг.
Теоретические и практические результаты исследования внедрены в учебный про-
цесс ФГАОУ ВО «Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого», АНОО ВПО «Сколковский институт науки и технологии». Методики расчетов и измерения динамических нагрузок применены для разработки узлов механизмов для ОАО «Вы-рицкий завод металлоизделий», ООО «Тепловые моторы», ООО «Оксикод».
Диссертация состоит из введения, трех глав, заключения, списка литературы (71 источников), 6 приложений. Она изложена на 126 страницах текста, включающих 59 рисунков, 8 таблиц.
Разработки 30-х годов - конец 20 века
Данный период характеризуется значительными капиталовложениями крупных корпораций, таких как «Филипс», «Дженерал Моторс», «МАН», «Юнайтед Стирлинг», «Форд». В Приложении А представлена сводная таблица отображающая данные по разработанным двигателям. Таблица составлена на основе источников [36] и [29]. Ввиду того, что информация по ДС скудна, существует разночтение параметров двигателей. В связи с этим для каждого источника отведена своя часть таблицы.
Наиболее лаконично история зарубежного стирлингостроения за указанный период представлена в [58]. Выделим только моменты, относящиеся, так или иначе, к силовым механизмам. Указанные периоды следует соотносить с данными Приложения А. 1937-1938 гг. – появление интереса фирмы Филипс (Нидерланды) к тепловым газовым двигателям. 1938-1947 гг. – создано несколько усовершенствованных опытных образцов двигателей. 1948-1953 гг. – продолжается исследование двигателей как простого так и двойного действия. Проявление интереса фирмами «Форд» (США) и «Дженерал моторс» (США). В 1953 г. Р. Мейер предложил ромбический привод (рисунок 9), что позволило использовать более высокие рабочие давления во внутреннем теплообменном контуре и вспомогательных полостях. 1954-1958 гг. – Постройка и испытания множества образцов двигателей с ромбическим приводом. Постройка двигателя 1-365 с рекордным средним давлением цикла 14 МПа. В 1957 г. «Дженерал моторс» вновь проявляет интерес к ДС и работам «Филипс» в этой области. В ноябре 1958 г. эти две компании заключают соглашение по предоставлению лицензии сроком на 10 лет. 1958-1962 гг. – «Филипс» продолжает работы по ромбическому приводу. Двигатель 1-365 устанавливается на моторную яхту «Джон де Вит» (мощность двигателя 48 кВт, КПД – 38 %, среднее давление цикла 16,5 МПа). «Дженерал моторс» решает установить ДС на автомобиль. Этот ДС работал на природном топливе. 1963-1968 гг. – Ряд усовершенствований (ромбический привод, уплотнение типа «скатывающийся чулок», усовершенствование процесса сгорания, теплообменников и систем регулирования) позволяют создавать двигатели большой мощности. И «Филипс», и «Дженерал моторс» построили двигатели мощностью 200 кВт. Первым практическое применение нашел двигатель фирмы «Филипс», он был установлен на автобусе. В 1964 г. «Дженерал моторс» устанавливает на автомобиль марки «Калвер» энергетическую установку с ДС и тепловым накопителем.
Рисунок 9 – Ромбический привод. 1 – траверса рабочего поршня; 2 – синхронизирующее зубчатое колесо; 3 – траверса вытеснительного поршня [57]. К моменту, когда «Филипс» начала работу по созданию двигателя 4-65 DA мощностью 45 кВт с косой шайбой (рисунок 10, 1968 г.), «Дженерал моторс» закончила (или была близка к завершению) работы над двигателем для автомобиля мощностью 186 кВт и двигателем для торпеды мощностью 375 кВт. Исследования двигателей на основе модели 4-65 DA были обусловлены поиском наиболее компактного решения.
Схема двигателя двойного действия с косой шайбой. 1-блок регенератора и холодильника; 2-полость расширения; 3-поршень; 4-полость сжатия; 5-шток; 6-подшипник; 7-косая шайба; 8-вал [36].
В 1968 г. «Филипс» заключает два лицензионных соглашения: одно – с фирмой «Юнайтед Стирлинг» (Швеция), а другое – с объединением «MAN-NWM» (ФРГ). В этот же период исследовательский коллектив Харуэльской Лаборатории (Великобритания) и группа профессора Била начали исследования свободнопоршневых двигателей и двигателей с жидкими поршнями. 1968-1978 гг. – «Дженерал моторс» прекращает работу над двигателями Стирлинга (есть основания полагать, что работы по данному направлению были попросту засекречены). Фирмы, приобретшие лицензию фирмы «Филипс» в 1968 г., начали работу над усовершенствованием двигателя «Филипс 1-98» с ромбическим приводом. После постройки собственного двигателя 4-615 (рисунок 11) «Юнайтед Стирлинг», а вместе с ней и «MAN-NWM», отвергли ромбический привод и сосредоточили свое внимание на различных модификациях КШМ. «Форд» продолжает работать над механизмом с косой шайбой.
К 1971 эпоха ромбического привода фактически закончилась. Рисунок 11 – Двигатель 4-615 с ромбическим приводом фирмы «Юнайтед Стирлинг» [58].
Проведены успешные испытания двигателей серии P фирмы «Юнайтед Стирлинг» (рисунок 12), в которых использовался U-образный кривошипный привод Рикардо. Помимо автомобильного транспорта рассматриваются другие возможности применения ДС.
Работы над свободнопоршневым двигателем в этот период достигли такого уровня развития, что стало возможным приступить к коммерческому выпуску двигателей как в модификации Харуэльской Лаборатории (Великобритания), так и в модификации Била (рисунок 13). Были предприняты работы по совершенствованию двигателя «Флюидайн» (рисунок 14).
Схема свободнопоршневого двигателя Била. 1-полость расширения; 2-вытеснительный поршень; 3-полость сжатия; 4-газовая пружина; 5-свободный поршень компрессора; 6-полость компрессора; 7-нагреватель; 8-регенератор; 9-холодильник; 10-шток вытеснительного поршня; 11-рабочий поршень с корпусом вытеснителя [58]. Рисунок 14 – Схема Двигателя «Флюидайн». 1-горячая полость; 2-холодная полость; 3-труба вытеснителя; 4-выходная труба [58].
Период, начиная с 1978 г. – прекращение работ по совместной программе фирм «Форд» и «Филипс» и министерства энергетики США. Основное направление работ переключилось с двигателя с качающейся шайбой на энергосиловую установку P-40 (рисунок 12) с U-образным кривошипным приводом. Исследования стали проводиться интенсивнее, но направлены на коммерциализацию и доводку существующих конструкций.
Свободнопоршневой механизм
В классическом КШМ имеет место явление, называемое - «перекладка поршня». Оно происходит в крайних точках хода поршня и сложно представить ситуацию, когда в этот момент на стенку цилиндра не действуют никаких боковых сил. Логично предположить, что в крайних точках боковая сила будет соответствовать силе инерции поршневого комплекта, т.е. массе поршневого комплекта, умноженной на его ускорение в крайней точке. В крайних точках поршневой комплект развивает максимальное ускорение, при этом перемещение отсутствует. Таким образом, если принять во внимание то, что перемещение кривошипа по оси перемещения поршня отсутствует, развиваемая механическая сила должна воздействовать на стенку цилиндра из-за наличия зазоров в кинематических парах.
Крейцкопфный КШМ и БСМ разработаны с целью освободить поршень от боковых нагрузок. Крейцкопфные КШМ применяются в основном в малооборотных судовых дизелях. Низкая частота рабочего процесса позволяет нивелировать возможные вибрации за счет массы самого механизма. Показаный на рисунках 20 и 23 двигатель имеет перед уплотнительными кольцами широкие направляющие. Известно [53], что в пневмотехнике подобная конструкция призвана разделить функции колец на уплотняющие и направляющие. Но в крейцкопфном КШМ направляющими являются ползуны. Остается предположить, что широкиие кольца перед уплотнительными являются демпфером вибраций поршневого комплекта, вызванных упругими свойставми конструкционных материалов при резкой смене направления движения.
Далее будет проведен расчет механизмов при помощи программ трехмерного моделирования. При расчете составные части механизмы будут рассматриваться как объемные тела имеющие массу. Необходимо выяснить как изменятся данные расчетов при такой постановке вопроса.
Современные инженерно-конструкторские программы значительно повышают эффективность процесса разработки изделия. Трехмерное моделирование позволяет в реальном времени оценивать массогабаритные характеристики, а различного рода расчетные среды - наблюдать поведение изделия при различных условиях. Деление программ на конструкторские и расчетные не всегда имеет смысл. Программы наподобие Autodesk Inventor или Solid Works снабжены встроенными модулями экспресс анализа, которых достаточно на этапах предварительного проектирования. Для точных расчетов следует применять соответствующее программное обеспечение, обладающее более обширными возможностями по настройки расчетной модели. С этой целью производители программного обеспечения работают над совместимостью своих продуктов с другими. В частности, сертификат совместимости действует между продуктами Autodesk и Ansys.
Как было отмечено ранее, балансировка ДВПТ сводится к уравновешиванию движущихся масс силового механизма. Отличительной особенностью БСМ является возможность достижения полной динамической уравновешенности при угле сдвига фаз поршней в 90 , что является одним из условий обеспечения рабочего процесса ДВПТ. При этом, в отличие от КШМ, не требуется применение дополнительных систем уравновешивания.
Численный расчет проведен с целью подтверждения предположения возможности полного динамического уравновешивания БСМ. Построено две расчетные модели: БСМ (рисунок 35.а) и крейцкопфного КШМ (рисунок 35.б).
Условием уравновешенности БСМ рассматриваемой схемы является равенство масс пары боковых поршней массе центрального. Равенство масс обеспечено подбором свойств материалов при расчете. Для построения моделей применен пакет Autodesk Inventor, для расчета – модуль Rigid Dynamics пакета Ansys. Расчет проведен исходя из предположения об абсолютной жесткости составных частей механизмов. При выбранном подходе задача является статически неопределимой по причине отсутствия зазоров в кинематических парах.
Для построения модели КШМ использовано 4 детали соединенные при помощи 4-х контактов. Подвижность каждого контакта задана исключительно характерными степенями свободы. Каждый контакт имеет 6 степеней свободы (3 перемещения и 3 вращения). Готовые типы контактов не использовались. Присутствует возможность для контакта указать коэффициент трения [32]. В случае сравнительного анализа учет трения излишен, поэтому в данном исследовании не рассматривается. Модель БСМ состоит из 7 деталей, соединенных 10-ю контактами. Здесь использованы готовые типы контактов, в частности контакт «вращение». В нем зафиксированы 5 степеней свободы, подвижность сохранена только по дной оси вращения. Обе модели имеют корпус, фиксированный в пространстве. На рисунке 35 а) корпус механизма погашен, в противном случае механизм был бы скрыт из виду. Сила тяжести направлена вдоль оси поршня (одинакового для БСМ и КШМ) от головки к направляющей. Расчет проведен при частоте вращения коленчатого вала - 2660 об/мин. Для модели КШМ Я = 0,3. Время расчета - 1с.
Применение пакетов трехмерного моделирования для расчета кинематики и динамики многомассовых систем
При выборе регистратора данных учитывалась возможность записи с двух датчиков, то есть с 6 каналов одновременно. Полоса пропускания датчика для осей X и Y – 1300 Гц, для оси Z – 1000 Гц. Полоса пропускания самописца S-Recorder-L – 100 кГц в одноканальном режиме. На выходе датчик выдает сигнал по напряжению, пропорционально развиваемому ускорению, в диапазоне от 0 до 3 В. Диапазон измерения самописца - ± 10 В.
Так как заводская калибровка датчика выполнена относительно половины напряжения, блок питания выбран с возможностью соответствующей подстройки напряжения. При необходимом напряжении питания датчика в 3 В, блок питания может обеспечивать напряжение в диапазоне 2,9 – 3,3 В.
Для контроля частоты вращения вала двигателя использовался лазерный тахометр, данные снимались при помощи светоотражающей метки на муфте, соединяющей стенд с двигателем.
Отличительной особенностью двигателя 2Д-200 является тот факт, что работоспособность силового механизма не нарушается при отсутствии рабочих цилиндров (рисунок 43) по причине того, что направляющие ползунов выполнены в картере. Существенным ограничением является отсутствие циркуляции смазки. Таким образом, продолжительная работа механизма в таком состоянии нежелательна. В условиях эксперимента механизм выходит на режим в течение нескольких секунд, запись данных происходит в течение 10 с. Так как доступ к ползунам и направляющим двигателя возможен через окна в картере, то смазка наносилась в перерывах при смене режимов работы механизма. Рисунок 43 – Внешний вид двигателя 2Д-200, подготовленного к эксперименту.
Датчик Analog Devices EVAL-ADXL377Z разработан для фиксации данных по нагрузкам во время аварий и столкновений машин в автомобильных гонках [37]. При подготовке эксперимента проведены оценочные испытания. На поршень крепился ложемент при помощи пластиковых хомутов (рисунок 44). К ложементу, в свою очередь, крепился датчик при помощи винтов с гайками. Подобный монтаж наиболее оптимален с точки зрения отладочных испытаний [19]. Во время предварительного эксперимента были сняты данные на режимах прокрутки коленчатого вала 485, 883, 1242, 1636 об/мин. По результатам отладочных испытаний приняты следующие решения: 1. Добавить второй датчик для учета посторонних вибраций; 2. Изготовить жесткие крепления для датчиков; 3. Поместить провода, соединяющие датчик с регистратором в экранирующую оплетку; 4. Провод от датчика к регистратору подвести на гибкой оттяжке. В ходе обработки данных не удалось получить явной картины развиваемых ускорений так как сигнал со всех трех осей измерения датчика был сопоставим по величине. Поэтому сравнивались полные ускорения. Полученные ускорения суммировались по правилу квадратов: a = Jal+ay+al Поршень с установленным датчиком. Анализ таблицы 4 позволяет предположить наличие виброперемещений по осям, перпендикулярным основному движению поршня.
Решения по доработке измерительной аппаратуры, приведенные в предыдущем разделе, основываются на рекомендациях по использованию пьезоэлектрических датчиков [14]. Очевидно, что общие рекомендации по компенсации условий окружающей среды (электрические наводки, нестабильность температуры и пр.) мало зависят от типа датчика. Методика приведения эксперимента идентична методике отладочных испытаний. Отличия состоят в добавлении датчика на корпус двигателя и в иной системе крепления датчиков. Температура в испытательном боксе поддерживалась постоянной на уровне 25 С по причине проведения ресурсных испытаний на соседних стендах. Ориентация датчиков друг относительно друга соблюдена в пределах 3 . Данные с датчиков сняты на 6 режимах вращения коленчатого вала: 820, 1083, 1432, 1810, 2232, 2660 об/мин. Дальнейшее повышение частоты вращения приводит к выходу за пределы измерения датчиков. Расположение датчиков показано на рисунке 45. Каждый датчик прикреплен к своему ложементу 4-мя винтами. Соединительные кабели изготовленные из провода МГТФ-1 сечением 0,07 мм. Кабель состоит из 6 жил помещенных в термоусадочную трубку с экранирующей оплеткой. Такой подход позволил помимо экранирования кабеля обеспечить ему достаточную механическую прочность во время испытаний.
Анализ и обработка результатов экспериментов
Анализатор пульсаций работает по следующему принципу. Вначале определяется начало пульсации по превышению уровня сигнала (AQ+s), затем определяется конец пульсации по понижению уровня (AQ-s). Часто та пульсаций вычисляется как обратная величина между началами двух соседних пульсаций. Из таблицы 7 видно, что на режиме 2232 об/мин частота пульсаций выходит за пределы частоты дискретизации датчик. Затем на следующем режиме частота колебаний значительно падает, что свидетельствует о выходе механизма и поршня в частности из резонанса. В поршневых ДВС могут возникать аварийные режимы работы поршневых колец при которых происходит многократная их перекладка в поршневой канавке.
Для ДВПТ подобная вибрация поршня от резонансных явлений вызывает дополнительные нагрузки на поршневые и направляющие кольца. По причине множественности факторов, влияющих на собственные частоты как механизма, так и его деталей, на этапах доводки необходимо установить режимы работы, сопровождающиеся дополнительными вибрациями поршня и избегать их при эксплуатации.
На рисунке 52 показано сравнение результатов эксперимента с данными расчетов, выполненных в пакете Ansys. Кривые качественно совпадают, что говорит о соответствии результатов эксперимента теоретическим ожиданиям. Наличие невыявленных в расчете перемещений поршня говорит о том, что для расчета БСМ условия задачи в статически неопределимой постановке (ползун имеет контакт сразу с обеими направляющими) не полностью описывает происходящие в механизме процессы. Расчет БСМ с учетом зазоров в кинематических парах представлен в работе Яманина [70].
Ускорение поршня по Ansys Ускорение поршня по данным эксперимента По причине того, что оси X и Y взаимно перпендикулярны, результирующее значение виброускорения можно определить по теореме косинусов (30). Зная суммарное виброускорение и массу поршневого комплекта можем определить теоретическое усилие с которым поршень воздействует на направляющие и уплотнительные кольца (рисунок 53). a2=b2+c2-2-b-c-cosa (30) 70 60 X 50 5 40 - 30 10 5,807 5,812 5,817 5,822 5,827 5,832 Время, мс
По аналогии с поршневыми компрессорами можно рассчитать потребную ширину направляющих колец поршня. В большинстве случаев направляющие кольца для поршневых компрессоров изготавливают из композиций на основе фторопласта Ф-4. Определенные композиции могут быть использованы и в ДВПТ по тому же назначению. Условием расчета высоты направляющего кольца является то, что удельная сила давления на проекцию кольца не должна превышать 35 кН/м2 [11]. Таким образом, для гарантированной разгрузки поршневых уплотнений от боковых сил необходимо брать в расчет максимальную амплитуду виброперемещений поршня. На рисунке 54 показана типичная конструкция комплекта поршневого уплотнения. Рисунок 54 – Поршень ДВПТ с указанием мест под направляющие и уплотнительные кольца. В таблице 8 приведены данные по расчетной ширине направляющих колец поршня ДВПТ. В качестве удельной силы давления принимались: для экспериментального исследования – суммарное боковое усилие воздействия поршня на стенку цилиндра; для теоретического исследования – усилие, действующее в паре ползун-направляющая. Несмотря на то, что по экспериментальным данным для БСМ высота направляющего кольца должна быть в 7,9 раза меньше, она все равно в 2,3 раза меньше теоретической для КШМ на том же режиме. Следовательно, при условии применения БСМ для ДВПТ можно значительно сократить размеры цилиндро-поршневой группы при сохранении рабочего объема двигателя. Дополнительно (Таблица 8) приведены данные по высоте кольца для режима 1432 об/мин, что соответствует номинальному режиму работы установки, разрабатываемой ООО «Тепловые моторы». Помимо механических нагрузок повышенные потери на трение приводят к росту температуры деталей. При использовании композиционных материалов возникает необходимость оценки теплового состояния, аналогично установкам с ДВС [25], системы при работе для повышения надежности поршневых уплотнений.