ПОВЫШЕНИЕ ПРОПУСКНОЙ СПОСОБНОСТИ КЛАПАНОВ ГРМ ДИЗЕЛЕЙ ТЕПЛОВОЗОВ

Одной из важнейших характеристик ГРМ является пропускная способность клапанной щели образованной тарелкой клапана совместно со стержнем и еѐ влияние на структуру потока в выпускных каналах ДВС. Анализ полученных экспериментальных данных представленных в работе [3] показывает, что границы вихревой зоны, образованной в результате отрыва потока от выпуклой стенки канала доходит до клапана причѐм, с вогнутой стороны канала вихревая зона незначительна, что свидетельствует о неравномерности структуры потока в клапанной щели, так как наибольшую ширину поток имеет с вогнутой стороны канала. Одним из предложений авторов такой работы является то, что ими рекомендуется уменьшать размер радиуса перехода от стержня к тарелке и угол фаски седла. Однако в целом такое предложение хоть и снижает турбулентность потока, но не позволяет снизить теплонапряжѐнность, например, тарелок клапана, которая сопровождается высокой температурой их нагрева порядка 750 – 8000С.

Исходя из этого можно сделать вывод о том, что на сегодняшний день так и нет эффективных технических решений и технологических предложений, позволяющих существенно снизить как сопротивление прохождения потока газов в зоне выпускных клапанов, так и температуру нагрева его элементной базы..

Учитывая выше изложенное на кафедре прикладной механики и инженерной графики ЕГУ им. И.А. Бунина в течении 2010 -2014 г. согласно договору с Елецким участком Белгородского отделения ЮВЖД приводится НИР на тему «Разработка рекомендаций по повышению качества эксплуатационной работы, а также надѐжности и экономичности использования подвижного состава в грузовом и пассажирском движении на Юго-Восточной дороге», которая включена в план работ СКБ университета и по одному из ее разделов НИРС проводятся работы, связанные с модернизацией силовых установок, используемых в современных тепловозах. По результатам проведенного анализа библиографических и патентных источников университетом получен патент на изобретение RU2397336, связанный с модернизацией газораспределительного механизма четырехтактных и двухтактных ДВС в определѐнной степени исключающих указанные недостатки.

На Рисунке 1 показан клапан механизма газораспределения дизеля в закрытом состоянии, на Рисунке 2 он же, но в открытом состоянии и на Рисунке 3 его часть в перспективе.

Механизм газораспределения дизеля включает в себя клапан, состоящий из стержня 1 и головки 2, которая располагается в седле 3, запрессованном в днище 4 крышки 5 цилиндра 6. В головке 2 клапана выполнены пазы 7.

Видно, что при открытом клапане (Рисунок 2), объема тока отработанных газов при выхлопе увеличивается и одновременно естественно снижается температурная напряженность как головки клапана 2, так и седла 3. Как только поршень пройдет некоторое расстояние о нижней мертвой точки, клапан, с помощью известного механизма его привода, закрывается и в цилиндре 6 происходит процесс сжатия горючей смеси.

Произведем расчеты позволяющие оценить эффективность использования предложенного технического решения RU2397336 в конструкции выпускных клапанов, например, дизеля 14Д40 тепловоза М62. Рассмотрим серийный выпускной клапан и модернизированный представив их головки в виде усеченного конуса, к малой образующей окружности которого присоединен жестко стержень. Согласно паспортных данных на двигатель 14Д40 [4] диаметр головки клапана dr = 88 мм., угол образующей конуса головки клапана a = 45o , внутренний диаметр седла клапана d0=75 мм., наружный диаметр седла клапана Д = 88 мм., ход клапана h являющийся функцией от угла поворота кривошипа  b , h = f (b ) , а также конструктивно принять, что в головке модернизированного клапана выполнено, n = 5 пазов, у которых, а = 25 мм и b = 30 мм. Для сравнительной оценки пропускной способности серийной и предложенной конструкции клапанов используем известную методику определения проходного сечения клапана, представленную в работе [1], которая основана на геометрическом методе расчѐта клапанной щели и заключается в следующем:

На первом участке хода клапана, когда проходное сечение имеет форму правильного канала, поперечным сечением которого является боковая поверхность усеченного конуса с образующей равной длине перпендикуляра АС к конусу клапана, считая эту длину между клапанами и седлом (см. Рисунок 2). Такое сечение для серийного клапана и соответственно для предложенного определится по формулам:

где h – ход клапана на первом участке, h1 = 1.0 см.

На втором участке хода клапана, когда h2 = 30 мм., перпендикуляр из точки А к конусу клапана проходит мимо конуса седла и сечение клапана теряет характер правильного канала и тогда проходное сечение можно определить по зависимости также соответственно для серийной и предложенной конструкций клапана:

На третьем участке хода клапана где, например, h3 = 45 мм, проходное сечение на пути газа является минимальным. С учетом места, занимаемого штоком клапана для определения проходного сечения в этом случае можно определить по зависимости также соответственно для серийного и перспективного клапана:

где dш – диаметр штока клапана, dш = 23мм.

Подставив в указанные уравнения соответствующие численные значения геометрических характеристик серийного и перспективного клапанов были определены площади проходных сечений клапанных щелей, для двух исследуемых конструкций, площади которых при перемещении клапана на 10 мм оказались соответственно равными 17,0 и 53,8 см2, при перемещении на 30,0 мм 28,4 и 65,9 см2 и при максимальном перемещении в 45,0 мм соответственно составили 39,4 см2 и 77,5 см2 [1,5]. Видно, что в среднем такой показатель для перспективной конструкции в 2,48 раза выше, чем для серийной.

Для подтверждения такого результата, полученного геометрическим путѐм, была проведена сравнительная проверка его при помощи известного аналитического метода.

Такой метод заключается в подсчете количества (объема) выхлопных газов, которые выходят в атмосферу из цилиндра через клапанную щель определенного размера в выхлопной коллектор значительно большего диаметра, чем клапанная щель, но меньшего чем диаметр цилиндра также за какой-либо промежуток времени. В принципе такая взаимосвязь указанных объѐмов может быть представлена в виде сопла.

В этом случае массовый расход выхлопного газа проходящего через сопло с указанными его сопряжениями можно рассчитать по следующей формуле:

где, m – массовый расход выхлопного газа, кг/с; С – поправочный коэффициент по пропускной способности сопла (цилиндр - клапанная щель - выхлопной коллектор) равный 1,0 [1,5];

А – площадь поперечного сечения сопла (рабочей щели) как серийного, так и перспективного клапана соответственно равна I случай – 1,7·10-3 м2 и 5,38· 10-3 м2, II случай 2,84·10-3 и 6,59·10-3 м2 и III случай – 3,94·10-3 м2 и 7,75·10-3 м2;

Р – абсолютное давление выхлопных газов в цилиндре ДВС, 0,58—1,76 МПа (6—18 кгс/см2), а в конце расширения и начале удаления продуктов сгорания, проходящего через клапанную щель, составляет 0,5 – 1,0 МПа;

k – коэффициент (показатель адиабаты), определяемый соотношением ср/сv, где ср удельная теплоѐмкость при постоянном давлении выхлопных газов определяется по зависимости cp = iR/2M и равная 47,88 Дж·моль-1·К-1, а сv удельная теплоѐмкость при постоянной температуре выхлопных газов определяется по зависимости cv = (i +2)R/2M и равна 34,2 Дж·моль-1·К-1. В этом случае k = 1,4;

М – молекулярная масса для выхлопных газов ДВС равна 32,0 кг/моль;

Z - коэффициент сжимаемости при определенном давлении и температуре, и для выхлопных газов ДВС может быть принят 1,0 [5];

R – константа идеального газа равная 8314,5 Н·м/кмоль·К;

Т – температура выхлопного газа в цилиндре, К (873-973 Т0К).

После того, как по формуле выше рассчитан массовый расход воздуха, его можно перевести в объемный, разделив полученное значение на плотность выхлопного газа, то есть примерно на 1,25 кг/м³.

Учитывая вышеизложенное были проведены расчѐты массового m и объѐмного Q расхода отработанных газов для серийного и перспективного клапана по указанным трѐм случаям ранее рассчитанных площадей клапанных щелей соответственно равных А1 = 1,7·10-3 м2 и 5,38· 10-3 м2, А2 = 2,84·10-3 м2 и 6,59·10-3 м2 и А3 = 3,94·10-3 м2 и 7,75·10-3 м2, численные значения которых получены с использованием геометрического метода при полном ходе клапанов h = 45,0 мм с шагом в 20,0 мм и перепада температур от 873 Т0К до 973 Т0К с шагом их изменения в 20 Т0К. По результатам проведѐнных расчѐтов построены графики построены графики m = f(h) и Q = f(h) показанные на Рисунке 5

Анализ последних показывает, что когда серийный клапан открылся, например, только на 10,0 мм, массовый расход отработанных газов составляет m = 2,197 кг/с, то у предложенного технического решения он возрос до m =7,085 кг/с т.е в 3,23 раза. При открытии клапанов на 30,0 мм массовый расход отработанных газов проходящих через серийный клапан составляет m = 3,604 кг/с, то у предложенного технического решения он возрос до m =8,366 кг/с т.е в 2,32 раза. При открытии же клапанов на 45, 0 мм, что является их максимальным ходом, массовый расход отработанных газов проходящих через серийный клапан составляет m = 3,928 кг/с, то через предложенный он равен m =9,667 кг/с т.е его пропускная способность в сравнении с серийным клапаном увеличилась в 2,46 раза. Подобная  картина наблюдается и по объѐмному расходу и в среднем пропускная способность клапана выполненного по патенту RU2397336 она выше, чем у серийного в 2,35 раза. Сравнивая такой показатель с результатом геометрического расчѐта, при котором пропускная способность перспективного клапана увеличилась в среднем 2,48 раза и, показатель, вычисленный по формуле (1) указанной выше, то видно, что расхождение между ними составляет порядка 5,25%. В целом же видно, что предложенное техническое решение позволяет более эффективно осуществлять очистку цилиндра от выхлопных газов и способствовать тем самым снижению теплонапряжѐнности выпускных клапанов ГРМ ДВС за счѐт повышения их теплоотдачи.

Результаты исследования переданы руководству Елецкому участку Белгородского отделения ЮВЖД в виде  промежуточного  отчѐта,  а  так  же  рекомендуются  отечественным  и  зарубежным  научным  и производственным структурам проектирующим, изготавливающим и модернизирующим различные по назначению двухтактные и четырѐхтактные ДВС для возможного внедрения перспективного газораспределительного механизма в практику.

Список литературы

1.     Глаголев Н.М. и др. Тепловозные двигатели и газовые турбины. Трансжелдориздат. Москва. 1957.-460с.

2.     Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей/Под. ред. А.С. Орлина и М.Т. Круглова.- М.: Машиностроение. 1990.- 288с.

3.     Драганов Б.Х. и др. Конструирование впускных и выпускных каналов двигателей внутреннего сгорания. Киев. Изд-во Высшая школа, 1987-174с.

4.     Тепловоз М62. М.: Транпорт. 1977.- 280с.

5.     Кумсков В.Т., Маханько М.Т. Основы теплотехники. Всесоюзное издательско-полиграфическое объедение. Министерство путей сообщения.- М.: 1962. -231с.