МОДЕЛЮВАННЯ РОБОЧИХ ПАРАМЕТРІВ МОТИЛЕВИХ ПІДШИПНИКІВ МАЛООБЕРТОВОГО СУДНОВОГО ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГУНА WARTSILA RT-FLEX82C
Анотація
Вступ. Системне моделювання та аналіз стану підшипників кривошипно-шатун- ного механізму може значно поліпшити розуміння механізму контактної взаємодії робочих поверхонь, пов’язаного з динамічними характеристиками, і є ефективним методом для визначення граничних значень експлуатаційних показників підшипників колінчастого валу. Мета. Ця стаття присвячена моделюванню показників працез- датності мотилевого підшипника дизельного двигуна Wartsila RT-flex82C у програм- ному середовищі GT-Suite при різних значеннях експлуатаційних зазорів, що допомо- же вдосконалити теорію аналізу мащення підшипників двигуна і може забезпечити більш повну довідкову базу для проектування шатунів та підшипників. Моделювання виконувалося із застосуванням показників моторного масла класу в’язкості SAE 30, що подається при температурі 318 К, та тиском 0,5 МПа. Результати. Отрима- но результати робочих параметрів чотирьох варіантів радіального зазору в під- шипнику 0,3, 0,4, 0,5 та 0,6 мм. Підвищення зносу супроводжується ростом мак- симального гідродинамічного тиску в масляному прошарку, а саме із 9,44 МПа до 13,02 МПа (40%), зменшенням товщини змащувального шару з 65,3 мкм до 63,0 мкм (3,5%). Також збільшення зазору закономірно призводить до зменшення середнього моменту тертя -625,6 Н∙м до -468,1 Н∙м та зменшуються втрати потужності з 7,8 кВт до 6,3 кВт. Відповідно, температура масла в підшипнику знижується з 323,4 до 318 К. Висновки. У цій статті ми показуємо, що збільшення радіального зазору призводить до підвищення витрати масла через підшипник, що своєю чергою призводить до падіння тиску. Оскільки математична модель базується на умові постійного тиску циркуляційного масла, розрахована середня витрата становить 21,3, 28,6, 64,8 та 102,8 л/хв для досліджуваних варіантів радіальних зазорів. Мож- на сказати, що працездатність підшипника з радіальним зазором 0,6 мм буде склад- но забезпечити внаслідок падіння в ньому тиску.
Завантаження
Посилання
2. Liu R.C., Meng X.H., Li P. Transient tribodynamic analysis of crankshaft-main bearing system during engines starting up. Proc IMechE Part J: J Engineering Tribology. 2018. 232(5). Pp. 535–549.
3. Zammit J.P., Shayler P.J., Gardiner R. Investigating the Potential to Reduce Crankshaft Main Bearing Friction During Engine Warm-up by Raising Oil Feed Temperature. SAE International Journal of Engines. 2012. 5(3). Pp. 1312–1319.
4. Inui M., Kobayashi M., Oowaki K., Furukawa T. et al. Analysis of Oil Film Generation on the Main Journal Bearing Using a Thin-Film Sensor and Elasto-Hydrodynamic Lubrication (EHL) Model. SAE Int. J. Fuels Lubr. 2013. 6(1). Pp. 119–125.
5. Francisco A., Lavie T., Fatu A. et al. Metamodel-assisted optimization of connecting rod big-end bearings. Journal of Tribology. 2013. № 135. Pp. 0417041- 04170410.
6. Tabrizi A. and Kakaei A. Different Simulation Models of Connecting Rod Hydrodynamic Bearing. SAE Technical Paper. 2009. 2009-01-1863.
7. Chen X., Zu B., Xu Y. et al. Infuence of high-turbocharged on performance of main bearing in diesel engine. Chinese Internal Combustion Engine Engineering. 2015. 36(3). Pp. 6–11.
8. Wei L., Wei H., Duan S. et al. An EHD-mixed lubrication analysis of main bearings for diesel engine based on coupling between flexible whole engine block and crankshaft. Industrial Lubrication and Tribology. 2015. 67(2). Pp. 150–158.
9. Zhao X., Huang A., Hu Z. et al. Analysis of main bearing lubrication performance of high-power marine diesel engine under typical operating conditions. Chinese Internal Combustion Engine Engineering. 2015. 36(5). Pp. 128–133.
10. Sun J., Li B., Zhu S. et al. Lubrication Performance of Connecting-Rod and Main Bearing in Different Engine Operating Conditions. Chin. J. Mech. Eng. 2019. № 32. Pp. 23–34.
