Rafał Smolec, Mateusz Bor, Marek Idzior, Wojciech Karpiuk
Politechnika Poznańska, Wydział Maszyn Roboczych i Transportu
OCENA ZMIANY WSPÓŁCZYNNIKA TARCIA
W POMPACH WYSOKOCIŚNIENIOWYCH –
PORÓWNANIE NAPĘDU HIPOCYKLOIDALNEGO
Z KRZYWKOWYM
Rękopis dostarczono: czerwiec 2017
Streszczenie: Problemy eksploatacyjne współcześnie produkowanych wysokociśnieniowych pomp
wtryskowych związane są ze stosowaniem paliw o niedostatecznych właściwościach smarnych. Nawet jednorazowe zastosowanie paliwa niespełniającego założonych przez producenta wymagań, może prowadzić do nieodwracalnych zmian w strukturze połączeń, co jest równoważne między innymi ze zmianą współczynnika tarcia i tłumienia w węzłach ruchowych. W artykule przedstawiono i porównano wyniki symulacji dynamicznej wykonanej w środowisku Autodesk Inventor Professional, w której przeanalizowano wpływ zmian wartości współczynnika tarcia w węzłach ruchowych pompy o napędzie krzywkowym oraz napędzie hipocykloidalnym, na obciążenie sekcji tłoczącej
Słowa kluczowe: hipocykloida, pompa wysokociśnieniowa, tarcie.
1. WSTĘP
W celu spełnienia przez współczesne silniki spalinowe o zapłonie samoczynnym coraz bardziej rygorystycznych wymagań dotyczących norm emisji spalin, stosuje się w nich zaawansowane i bardzo precyzyjne układy wtryskowe. Cechują się one realizacją bezpośredniego wtrysku paliwa do komory spalania, czy też podziałem pojedynczych dawek na wiele części – nawet do 10. Mają ponadto możliwość generowania bardzo dużych ciśnień paliwa – obecnie stosowane pompy wysokociśnieniowe spiętrzają paliwo do ciśnień rzędu 3000 barów, co sprawia, że układ napędowy obciążony jest siłą sięgającą ponad 6 kN. W aktualnie produkowanych generacjach pomp wysokociśnieniowych, jako napęd elementu wykonawczego, najczęściej wykorzystywany jest mechanizm krzywkowy. Mechanizm ten, jak przedstawiono na rysunku 1, składa się z wykonanej mimośrodowo względem osi wału krzywki, na której osadzony jest pierścień krzywkowy. Ruch obrotowy wału powoduje wznios popychacza i tłoczka spiętrzając paliwo w komorze.
Rys. 1. Schemat napędu krzywkowego stosowanego w dwusekcyjnej pompie common rail firmy Continental
Rozwiązanie tego typu cieszy się bardzo dużą popularnością ze względu na niskie koszty produkcji, które można osiągnąć dzięki zastosowaniu podstawowych procesów technologicznych. Ze względów użytkowych zastosowanie mechanizmu krzywkowego ma jednak zasadniczą wadę – podczas generowania ciśnienia rośnie siła tarcia pomiędzy pierścieniem krzywkowym, a podstawą tłoczka doprowadzając do powstawania niekorzystnych naprężeń stykowych w obrębie krzywki i popychacza. Zjawisko to zostało przedstawione na przykładzie pompy Bosch CP1 na rysunku 2.
Rys. 2. Poprzeczny przekrój pompy Bosch CP1 w pozycji pracy [1] 1 – podstawa tłoczka, 2 – krzywka, 3 – płytka, 4 – koszyczek
Efektem takiego oddziaływania jest „ukosowanie” tłoczka wewnątrz cylindra doprowadzające do przyspieszonego zużycia powierzchni współpracujących pary precyzyjnej [2]. Występowanie siły prostopadłej do osi wzdłużnej tłoczka utrudnia również stosowanie materiałów supertwardych (np. ceramiki inżynierskiej) [3], które charakteryzują się wysoką kruchością. Konstrukcja powszechnie stosowanych wysokociśnieniowych pomp wtryskowych wykorzystujących napęd krzywkowy sprawia, że ich dalszy, ukierunkowany na generowanie wyższych ciśnień, rozwój jest utrudniony, ponieważ zwiększanie ciśnienia skutkuje wzrostem wartości sił tarcia przyspieszających procesy tribologiczne. Dodatkowo, dostępne na świecie paliwa różnią się właściwościami reologicznymi.
Porównując dopuszczalne parametry dla oleju napędowego dostępnego w Unii Europejskiej i Stanach Zjednoczonych (Tab. 1.) możemy zauważyć rozbieżność
w wartościach dopuszczalnej smarności, od której w dużym stopniu zależy wartość współczynnika tarcia i tłumienia.
Tablica 1
Porównanie dopuszczalnych parametrów dla oleju napędowego w Europie i USA
Drugim typem mechanizmu napędowego, który jest pozbawiony tej wady jest przekładnia hipocykloidalna. Przekładnia hipocykloidalna zbudowana jest się z dwóch kół, z których koło większe posiada uzębienie wewnętrzne, a koło mniejsze posiada uzębienie zewnętrzne. Moment obrotowy jest doprowadzony do koła mniejszego, wprawiając je w ruch obrotowy, natomiast koło duże nie posiada możliwości obrotu względem osi. Koło mniejsze porusza się po obwodzie koła większego, a wybrany punkt na promieniu koła mniejszego zakreśla krzywą zwaną hipocykloidą. W celu stworzenia napędu wykonawczego pompy wykorzystana została przekładnia hipocykloidalna o stosunku promieni kół zębatych R/r = 2. Taki dobór kół umożliwia uzyskanie wypadkowego ruchu prostoliniowego, co przedstawiono na rysunku 3.
Rys. 3. Zasada działania przekładni hipocykloidalnej
parametr jednostka Europa Stany Zjednoczone
gęstość kg/m3 820 … 845 813 … 863 lepkość c.st. (40 °C) 2,0 … 4,5 2,1 … 3,2 odparowanie 95% obj. °c < 360 324 … 344 liczba cetanowa > 51 44 … 57 smarność μm (HFRR 60°C) < 460 351 … 648 zawartość siarki mg/kg < 350 23 … 416 zawartość wody mg/kg < 200 42 … 96
związki aromatyczne % n.a. 16 … 46
zawartość alkoholu % vol. n.a. < 0.1
2. OPIS PRZEDMIOTU BADAŃ
Zastosowanie mechanizmu hipocykloidalnego do napędu pompy wtryskowej niesie ze sobą wiele korzyści – eliminuje się w nim powstawanie sił bocznych w układzie tłoczek-cylinder, opisanych we wstępnej części artykułu. Zaletą jest również duży skok elementu roboczego (tłoczka lub nurnika), będący równy średnicy podziałowej dużego koła zębatego. W analizowanym przykładzie dla modułu zęba równego 1 mm oraz liczby zębów równej 40, skok elementu wykonawczego wynosi 40 mm. Cechą charakterystyczną napędu hipocykloidalnego zastosowanego w modelu jest ściśle określone przełożenie kół zębatych, które musi wynosić dokładnie 2. Co więcej, aby mechanizm mógł zamieniać ruch obrotowy na prostoliniowy konieczne jest również zastosowanie parzystej liczby zębów. Wykorzystanie mechanizmu hipocykloidalnego pozwala ponadto na zwiększenie odporności pompy na paliwa trudne – w przedstawionej konstrukcji pompy oddzielono sekcję tłoczącą od układu napędowego, zakładając jego smarowanie z wykorzystaniem oleju silnikowego lub przekładniowego. Ze względu na duży skok tłoka, a co za tym idzie długość sekcji tłoczącej, możliwe jest zastosowanie podwójnego uszczelnienia labiryntowego, wraz z kanałem odprowadzającym przeciekające paliwo do przewodu przelewowego wtryskiwaczy. Umożliwi to uzyskanie minimalnego, akceptowalnego przecieku spiętrzanego paliwa do cieczy smarującej. Do korzystnych cech pompy należy również zaliczyć brak sprężyny powrotnej. Rozwiązania pomp wykorzystujące układ krzywkowy dla każdej sekcji posiadają sprężynę, zapewniającą stały docisk popychacza do krzywki. Poza oczywistym zwiększeniem masy układu sprężyna jest elementem, który odbiera energię i w niewielkim stopniu oddaje ją w postaci ciepła. Dodatkowo, uwzględniając dużą liczbę cykli, sprężyny są podatne na uszkodzenie związane ze zmęczeniem materiału.
W dalszej części artykułu porównano wybrane cechy modelu pompy o napędzie hipocykloidalnym z modelem pompy o klasycznym napędzie krzywkowym. Model pompy o napędzie hipocykloidalnym przedstawiono na rysunku 4.
Rys. 4. Koncepcja modelu pompy o napędzie hipocykloidalnym
1 – wał napędowy, 2 – korpus, 3 – tłoczek, 4 – pierścień współpracujący z tłoczkiem, 5 – wałek pośredni z kołem zębatym, 6 – koło zębate o uzębieniu wewnętrznym,
Jako przykład pompy wysokociśnieniowej wykorzystującej napęd krzywkowy wybrana została pompa firmy Continental (dawniej Siemens VDO), której widok został przedstawiony na rysunku 5. Jest to pompa stosowana powszechnie w silnikach koncernu Volkswagen – najczęściej spotykana w jednostkach o pojemności 1,6 i 2,0 dm3.
W porównaniu z modelem pompy hipocykloidalnej pompa firmy Continental charakteryzuje się skokiem wynoszącym zaledwie 7,8 mm.
Rys. 5. Dwusekcyjna pompa firmy Continental
Składa się ona z dwóch sekcji tłoczących umiejscowionych przeciwsobnie. Takie rozwiązanie, pozwala przede wszystkim na zmniejszenie pulsacji ciśnienia w układzie oraz umożliwia uzyskanie odpowiedniego wydatku wymaganego dla silników o większej mocy. Elementem wymuszającym ruch posuwisto-zwrotny jest wałek z krzywką, którego wymiary zostały przedstawione na rysunku 6.
Rys. 6. Wymiary wałka napędowego z krzywką mimośrodową
W celu przeprowadzenia symulacji wykonano trójwymiarowe modele obu typów pomp Uwzględniając wymagania oprogramowania symulacyjnego, konieczne było uproszczenie modelu pompy o napędzie krzywkowym. Uproszczenia obejmują zastosowanie tylko jednej sekcji składającej się z tłoczka wraz z postawą popychacza bez prowadzenia oraz cylindra wykonanego bezpośrednio w korpusie, co przedstawiono na rysunku 7.
Rys. 7. Model pompy uwzględniający założone uproszczenia 1 – korpus, 2 – tłoczek, 3 – wałek napędowy z krzywką, 4 – tuleja krzywki,
5 – pokrywa korpusu
Moduł symulacji dynamicznej dostępny w oprogramowaniu Autodesk Inventor Professional 2016 umożliwia zmianę parametrów zastosowanych węzłów ruchowych. W omawianym przypadku celem symulacji było poznanie zależności pomiędzy zmianą wartości współczynnika tarcia w omawianych przykładach pomp wysokociśnieniowych, na obciążenia sekcji tłoczącej. W celu ułatwienia porównania dwóch różnych układów, konieczne było zdefiniowanie parametrów początkowych użytych w symulacji dynamicznej. Typ oraz wartości parametrów przedstawiono w tablicy 2.
Tablica 2
Parametry i ich wartości użyte w symulacjach dynamicznych analizowanych rozwiązań konstrukcyjnych
parametr wartość
prędkość obrotowa wałka napędowego 1500 obr/min
generowane ciśnienie 1500 bar
ciśnienie zasilania 8 bar
wypełnienie sekcji 100 %
współczynnik tarcia w obrotowych węzłach
ruchowych od μ=0,0 do μ=0,1 (co 0,01)
sprawność przekładni zębatej ƞ=0,98
średnica tłoczka 6,3 mm
początkowe położenie tłoczka górne skrajne położenie maksymalna siła działająca na tłoczek 5300 n
kierunek działania siły równolegle do osi
liczba kroków symulacji 500
Wartość siły obciążającej tłoczek pochodzi głównie od ciśnienia paliwa oddziaływającego na powierzchnię czołową tłoczka, którego średnica w obu przypadkach wynosi 6,3 mm. Ze względu na zmieniające się wraz z kątem obrotu wału napędowego
(OWN) ciśnienie, zmienia się również wartość siły obciążającej wałek. Wartość ciśnienia paliwa w sekcji tłoczącej zależna jest od fazy pracy w której znajduje się sekcja pompy. W obu typach pomp wyróżnić możemy następujące cykle:
- faza napełniania – w trakcie którego sekcja tłocząca wypełniana jest paliwem podanym przez pompę zasilającą (ciśnienie ok. 7 bar),
- faza tłoczenia – podczas którego następuje bardzo szybki wzrost ciśnienia spowodowany niską ściśliwością paliwa oraz wytłaczanie paliwa ze stałym ciśnieniem (ciśnienie otwarcia zaworu 1500 bar)
Przebieg siły obciążającej tłoczek z uwzględnieniem faz pracy pomp przedstawiony został na rysunku 8.
Rys. 8. Przebieg siły obciążającej tłoczek z uwzględnieniem faz pracy pompy
3. WYNIKI PRZEPROWADZONYCH SYMULACJI
3.1 POMPA O NAPĘDZIE KRZYWKOWYM
W przypadku pompy o napędzie krzywkowym, symulacje przeprowadzono zaczynając od wartości współczynnika tarcia μ=0, następnie wartość tę zwiększano 0.01, aż do wartości μ=0,1. Finalnie otrzymano 11 krzywych przedstawiających zmianę wartości obciążeń sekcji tłoczącej podczas jednego obrotu wałka napędowego. Kierunki otrzymanych sił obciążających sekcję tłoczącą są zgodne z układem współrzędnych z rysunku 7.
Rys. 9. Wartość siły obciążającej sekcję tłoczącą działającej w osi X
Rys. 10. Wartość siły obciążającej sekcję tłoczącą działającej w osi Y
3.2. POMPA O NAPĘDZIE HIPOCYKLOIDALNYM
W przypadku zmiany współczynnika tarcia w węzłach ruchowych pompy o napędzie hipocykloidalnym otrzymane wyniki były identyczne dla wszystkich jego wartości. Ze względu na charakter pracy przekładni hipocykloidalnej obciążenie sekcji tłoczącej w osi X oraz osi Y jest równe zeru. Na rysunku 11 przedstawiono rozkład siły obciążającej denko
tłoczka oraz przebieg krzywych obciążających sekcję tłoczącą. Należy wyjaśnić, że siła obciążająca tłoczek działa w osi Z opisywanego modelu. Składowe siły obciążającej sekcję tłoczącą działają w kierunkach osi X i osi Y. Obciążenie sekcji tłoczącej w osi Z nie występuje, gdyż w rozpatrywanym modelu nie uwzględniamy zamknięcia sekcji tłoczącej za pomocą głowicy. Podobnie jak w przypadku napędu krzywkowego, kierunki działania siły są zgodne z tymi przedstawionymi na rysunku 4.
Rys. 11. Wartości sił obciążających sekcję tłoczącą w pompie o napędzie hipocykloidalnym.
4. PODSUMOWANIE
Dzięki przeprowadzonym symulacjom zauważono, że dla pompy o napędzie krzywkowym, istnieje liniowa zależność pomiędzy współczynnikiem tarcia, a wartościami osiąganymi przez siły obciążającą sekcję tłoczącą. Obciążenia powodujące dociskanie tłoczka do ścianek cylindra nie występują jedynie w przypadku, gdzie współczynnik tarcia jest równy zeru. Charakterystyczną cechą występującego obciążenia jest bardzo gwałtowna zmiana jego zwrotu. Ma ona miejsce w chwili, gdy wałek wykonuje obrót o 270° względem pozycji początkowej. Zmiana zwrotu działania siły może prowadzić do bardzo niekorzystnych obciążeń udarowych, które mogą doprowadzić do występowania uszkodzeń zmęczeniowych.
Całkowicie inne wyniki symulacji otrzymano w przypadku napędu hipocykloidalnego. Ze względu na „toczny” charakter pracy przekładni zębatej, która jest bezpośrednio odpowiedzialna za zamianę ruchu obrotowego na posuwisto-zwrotny tłoczka, zmiana współczynnika tarcia nie powoduje powstawania niekorzystnych obciążeń w sekcji tłoczącej.
Podejmowana tematyka obejmująca symulacyjne wyznaczanie zależności pomiędzy współczynnikiem tarcia a obciążeniem sekcji tłoczącej jest niezwykle aktualna. Dzięki pakietom oprogramowania takim jak Autodesk Inventor Professional możliwe jest przyspieszenie procesu projektowania i wdrażania nowych produktów.
Istnieje wiele ważnych aspektów, które nie zostały poruszone w niniejszej pracy, jednak otrzymane wyniki symulacji potwierdzają istnienie korzystnych cech napędu hipocykloidalnego i pokazują jego potencjał rozwojowy. Dostępne obecnie narzędzia symulacyjne pozwalają określić wiele parametrów wykorzystując jedynie wirtualne modele co pozwala na oszczędzanie środków finansowych i czasu.
Bibliografia
1. Karpiuk W., Borowczyk T., Bieliński M.:Operational problems of common rail injection systems, Logistyka 6/2014,
2. Karpiuk W., Kinal G., Smolec R.: Analysis of effects of rape fuels on elements modern injection systems in diesel engines”, Combustion Engines no. 3 2015,
3. Kałdoński T.: Badanie i modelowanie procesów zużywania ściernego hydraulicznych par precyzyjnych, WAT, Warszawa 2008
4. Mandler W.F., Younshonis T.M.: Application of ceramics to high pressure fuel system”.
EVALUATION OF CHANGES IN MOTOR NODE CONNECTION PARAMETERS IN HIGH PRESSURE PUMPS - COMPARISON OF HYPOCYCLOID DRIVE WITH CAM
Summary: Operating problems of today's high pressure injection pumps are related to the use of fuels with
insufficient lubrication properties. Even a one-time use of fuel that does not meet the manufacturer's requirements can lead to irreversible changes in the structure of the joint, which is equivalent, inter alia, to the change in friction coefficient and damping in the motion nodes. The article presents and compares the results of dynamic simulations performed in Autodesk Inventor Professional, which analyzes the effect of changes in friction coefficient on the motion nodes of the cam and the hypocycloid drive of pumps on the load forces of the pump components.
Keywords: hipocycloid, high pressure pump, friction
Publikacja powstała w ramach realizacji projektu "Nowa generacja pomp wtryskowych typu common rail" w programie Lider V (Lider/015/273/L-5/13/NCBR/2014), finansowanego ze środków Narodowego Centrum Badań i Rozwoju.
